Каскад высокого давления приводного газотурбинного двигателя
Дипломная работа - Физика
Другие дипломы по предмету Физика
, уменьшали последние.
Исходные данные
1.Материал лопатки: ВТ3-1;
2.Длина лопатки =0.0983 м;
.Радиус корневого сечения =0,2371 м;
.Объем бандажной полки =0 м;
.Хорда профиля сечения пера
в корневом сечении =0.0271м;
в среднем сечении =0.0271 м;
в периферийном сечении =0.0271 м;
.Максимальная толщина профиля
в корневом сечении =0.00261 м;
в среднем сечении =0.00197м;
в периферийном сечении =0.00124м;
.Максимальная стрела прогиба профиля
в корневом сечении =0.00285 м;
в среднем сечении =0.00143 м;
в периферийном сечении =0.0003 м;
.Угол установки профиля
в корневом сечении =1.004рад;
в среднем сечении =0,795 рад;
в периферийном сечении =0.511 рад;
9.Интенсивность газовых сил на среднем радиусе в окружном направлении
10. Интенсивность газовых сил в осевом направлении
В формулах: - радиус сечения; - число лопаток; - плотность газа - осевая составляющая скорости газа перед лопаткой; - окружные составляющие скорости газа перед и за лопаткой;- давление газа (воздуха) перед и за лопаткой.
=1351 Н/м, =1708 Н/м
11. Частота вращения рабочего колеса =13340,7 об/мин;
. Плотность материала лопатки =4530 кг/м;
. Предел длительной прочности =650 МПа;
Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее 1,5.
После расчета лопатки на прочность на ЭВМ были получены значения действующих напряжений и запасов статической прочности в трех точках, наиболее удаленных от центра тяжести. Результат расчета представлен в табл. 2.1 и на рис.2.1-2.2.
Таблица 2.1
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА
РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ)
-------------------------------------------------------------------------------
ВЫПОЛНИЛ(А) : Муженский А.В
УЗЕЛ ДВИГАТЕЛЯ: компрессор МАТЕРИАЛ: ВТ3-1
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:= 1.000000 CL= 5.790000E-02 RK= 2.077500E-01 RP= 2.625000E-01
VP= 0.000000E+00 UPP= 0.000000E+00 APP= 0.000000E+00= 14412.000000 AA= 9.000000E-03 AU= 1.000000E-02 PU= 1719.000000= 1492.000000 PAP= 1919.000000 RO= 4530.000000= 3.200000E-02 3.200000E-02 3.200000E-02= 2.610000E-03 1.970000E-03 1.240000E-03= 2.849000E-03 1.431000E-03 3.300000E-04= 1.035000 7.954000E-01 5.111000E-01
SPT= 650.000000 650.000000 650.000000 650.000000
.000000 650.000000 650.000000 650.000000
.000000 650.000000 650.000000
Результаты расчета на прочноcть пера лопаткиX F Jmin Spakt SизгA SизгB SизгCm^2 m^4 МПа МПа МПа МПа
1 .00000 .579E-04 .511E-10 102.728 87.849 93.309 -78.498
.00579 .555E-04 .334E-10 94.589 92.680 96.781 -82.762
.01158 .527E-04 .271E-10 86.523 83.657 86.494 -78.619
.01737 .498E-04 .225E-10 78.159 71.742 73.502 -71.681
.02316 .468E-04 .186E-10 69.370 58.408 59.313 -62.693
.02895 .437E-04 .153E-10 60.051 44.616 44.904 -52.082
.03474 .405E-04 .124E-10 50.087 31.231 31.141 -40.264
.04053 .373E-04 .966E-11 39.336 19.124 18.879 -27.788
.04632 .341E-04 .717E-11 27.606 9.216 8.998 -15.521
.05211 .308E-04 .486E-11 14.627 2.490 2.400 -5.064
.05790 .275E-04 .268E-11 .000 .000 .000 .000SсумA SсумB SсумC Ka Kb Kc
[МПa] [МПa] [МПa]
190.576 196.036 24,23 3.411 3.316 26.827
187.269 191.370 11.827 3.471 3.397 54.960
170.180 173.017 7.904 3.819 3.757 82.235
149.901 151.661 6.479 4.336 4.286 100.331
127.778 128.683 6.678 5.087 5.051 97.339
104.668 104.955 7.969 6.210 6.193 81.563
81.318 81.228 9.823 7.993 8.002 66.173
58.460 58.215 11.547 11.119 11.165 56.289
36.822 36.604 12.085 17.653 17.758 53.786
17.117 17.028 9.564 37.974 38.173 67.966
.000 .000 .000************************
Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности и являются даже немного завышенными, но так как двигатель является стационарной установкой и в результате этого лопатки особенно сильно подвержены эрозионному износу в течении длительного времени (ресурса) завышенный запас прочности необходим.
Рис. 2.1 Изменение напряжений по сечениям
Рис.2.2 Изменение запасов прочности по сечениям
Из графиков видно, что запас прочности лопатки в самом напряженном месте соответствует требованиям (для рабочих лопаток компрессора K - не менее 1,5) K = 4,95.
.2.2 Расчет на прочность диска рабочего колеса первой ступени турбины высокого давления
Диски компрессора - это наиболее ответственные элементы конструкций газотурбинных двигателей. От совершенства конструкций дисков зависит надежность, легкость конструкций авиационных двигателей в целом.
Диски находятся под воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при вращении от массы рабочих лопаток и собственной массы дисков. Эти силы вызывают в дисках растягивающие напряжения. От неравномерного нагрева дисков турбин возникают температурные напряжения, которые могут вызывать как растяжения, так и сжатие элементов диска.
Кроме напряжений растяжения и сжатия, в дисках могут возникать напряжения кручения и изгиба. Напряжения кручения появляются, если диски передают крутящий момент, а изгибные - возникают под действием разности давлений и температур на боковых поверхностях дисков, от осевых газодинамических сил, действующих на рабочие лопатки, от вибрации лопаток и самих дисков.
Из перечисленных напряжений наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил собственной массы диска и лопаточного венца, а также температурные (в случае неравномерного нагрева диска). Напряжения изгиба зависят от толщины диска и способа соединения дисков между собой и с валом и могут быть значительными лишь в тонких дисках. Напряжения кручения обычно невелики и в расчетах в большинстве случаев не учитываются.
Исходные данные
-Частота вращения диска =13340,7 об/мин;
Материал диска - титановый сплав ВТ3;
Плотность материала = 4530 кг/м;
Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме = 18.6 МПа;
Площадь корневого сечения лопатки =0.579E-04м;
Число лопаток на рабочем колесе =51;
Площадь радиального сечения разрезной части обода ;