Компрессор двухконтурного турбореактивного двигателя
Курсовой проект - Транспорт, логистика
Другие курсовые по предмету Транспорт, логистика
?упеней диска с центральным отверстием:
В качестве нагружающего фактора рассматривается нагрузка от лопаточного венца и замочной части, которая учитывается величиной sRn:
, (3.10)
где z - число лопаток;
sRk - напряжения в корневом сечении лопатки от растяжения центробежными силами (из расчета лопатки на прочность);k - площадь корневого сечения лопатки (из расчета лопатки на прочность);
r - плотность материала диска (материал диска ВТ-8);- площадь радиального сечения разрезной части обода;f- радиус центра тяжести площади f;k - наружный радиус неразрезанного обода диска;
bk - ширина обода диска на радиусе Rk.
Исходные данные.
1.Частота вращения диска =7067 об/мин;
.Материал диска - титановый сплав ВТ3;
.Плотность материала = 4500 кг/м;
.Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме = 152.430 МПа;
.Площадь корневого сечения лопатки = 0.322E-09 м;
.Число лопаток на рабочем колесе = 37;
Рисунок 6 - Расчетная схема диска
Ниже приведены результаты расчета диска на ЭВМ (см.Табл.4) и изменение радиального и окружного напряжения, и запасов прочности по сечениям диска.
Расчет на прочность дтсков компрессоров и турбин
Выполнила(А) : Prichodko
Исходные данные:= 0 DT= 0
Частота вращения = 7067.0 об/мин
Количество расчетных сечений = 15
Количество скачков на контуре = 0
Контурная нагрузка = 39.780 МПа= 0 BZ= 0 NZ= 1 QZ= 0
Коэффициент Пуассона = .30
R( 1)= .2389 R( 2)= .2510 R( 3)= .2610 R( 4)= .2710
R( 5)= .2790 R( 6)= .2840 R( 7)= .2870 R( 8)= .2913( 9)= .2950 R(10)= .3150 R(11)= .3180 R(12)= .3220(13)= .3260 R(14)= .3300 R(15)= .3330( 1)= .4500 B( 2)= .4250 B( 3)= .3720 B( 4)= .2790( 5)= .2210 B( 6)= .1840 B( 7)= .1620 B( 8)= .1310( 9)= .1050 B(10)= .1310 B(11)= .1630 B(12)= .2030
B(13)= .2540 B(14)= .3120 B(15)= .3600
Плотность материала = 4500.00
Предел длит. прочности материала= 1.300
Результаты расчёта:
I R(I),M B(I),M SR,МПА ST,МПА SEK,МПА ZAP
1 .2389 .4500 .00 573.71 573.71 1.6
.2510 .4250 21.75 542.47 531.92 1.7
.2610 .3720 38.90 520.64 502.32 1.8
.2710 .2790 60.53 503.13 475.77 1.9
.2790 .2210 80.76 492.22 457.22 2.0
.2840 .1840 98.18 487.86 446.93 2.0
.2870 .1620 111.93 486.63 441.44 2.0
.2913 .1310 135.89 486.52 434.81 2.1
.2950 .1050 164.65 489.36 431.29 2.1
.3150 .1310 130.86 450.60 401.50 2.2
.3180 .1630 99.60 437.27 396.95 2.3
.3220 .2030 76.25 424.74 392.21 2.3
.3260 .2540 58.23 413.71 387.88 2.3
.3300 .3120 46.06 404.39 383.44 2.3
.3330 .3600 39.78 398.27 379.94 2.4
Рисунок 7 - Изменение напряжений по сечениям
Рисунок 8 - Изменение запасов прочности по сечениям
Вывод
В данной расчетной работе был проведен расчет диска первой ступени компрессора высокого давления АД. Были получены значения радиального, окружного и эквивалентного напряжений в различных радиальных сечениях диска. Также были посчитаны значения запасов прочности в радиальных сечениях диска.
Значения запасов прочности по сечениям диска удовлетворяют нормам прочности, по которым запас прочности должен быть не менее 1,3….1,5. В нашем случае минимальный запас прочности 8.048, что обеспечивает безопасную работу диска, компрессора и двигателя в целом.
5. Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний и построение частотной диаграммы
При работе авиационного газотурбинного двигателя на рабочие лопатки компрессора действуют периодически изменяющиеся газовые силы, что связанно с неравномерностью газовоздушного потока по окружности в проточной части двигателя. Эти силы вызывают вынужденные колебания лопаток. При совпадении частот собственных колебаний лопатки с частотами вынужденных колебаний наступают резонансные колебания, при которых амплитуда колебаний резко возрастает, что может привести к разрушению лопатки. Опасных резонансных колебаний можно избежать путем изменения частоты собственных колебаний лопаток или частоты и величины возбуждающей силы.
Колебания лопаток могут быть изгибными, крутильными, сложными (изгибно-крутильными) и высокочастотными пластиночными.
Особенно легко возбуждаются колебания по основной (первой) изгибной форме. Нередко возникают колебания по второй или третьей изгибной, первой или второй крутильной формам.
Целью данного расчета является определение частоты собственных изгибных колебаний рабочей лопатки первой ступени компрессора по первой форме, построение частотной диаграммы и нахождение резонансных режимов работы двигателя.
Для определения частоты собственных изгибных колебаний лопаток по первой форме воспользуемся энергетическим методом Релея, который основан на законе сохранения энергии свободно колеблющейся упругой системы. Согласно этому закону для свободных колебаний упругой системы без учета сил сопротивления сумма кинетической и потенциальной энергий сохраняется все время неизменной. Сущность метода состоит в том, что вычисляются максимальные значения потенциальной энергии лопатки в ее крайнем положении, а кинетической энергии в среднем.
Вращение лопатки совместно с диском, на котором она закреплена, оказывает влияние на ее колебания, так как центробежная сила стремится вернуть колеблющуюся лопатку в положение равновесия. Действие центробежной силы лопатки приводит к тому же результату, что и увеличение жесткости, поэтому частота собственных колебаний вращающейся лопатки (динамическая частота) повышается с увеличением частоты вращения ротора.
Динамическую частоту собственных изгибных колебаний вращающейся лопатки определяем по формуле:
,
где - собственная частота лопатки; - частота вращения ротора, об/c; - коэффициент пропорциональности, зависящий от геометрии лопатки и формы упругой линии.
Определив коэффициент и з?/p>