Конструкторско-технологическая подготовка мелкосерийного производства валов агрегатов авиационных двигателей на специализированном участке
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
±ор мощности на привод вспомогательных агрегатов, обслуживающих двигатель. Механический КПД находится в интервале ?m=0,98...0,995. Для ротора компрессора и турбины высокого давлания принимаем ?m вд=0,985. Для ротора вентилятора ?m в=0,990.
При истечении газа из суживающегося сопла возникают потери, обусловленные трением потока о стенки сопла, а также внутренним трением в газе. Эти потери оцениваются коэффициентом скорости ?с. Для реактивного сопла принимаем ?с?=0,985. Современные двигатели имеют сложную систему охлаждения горячих частей (первые ступени турбины). Необходимо также производить подогрев элементов входного устройства, а иногда и входного направляющего аппарата во избежание обледенения, поскольку попадание в проточную часть двигателя льда может привести к повреждению лопаток. Для всех этих нужд требуется воздух, отбираемый из-за компрессора или какой-либо его ступени. Отбор сжатого воздуха оценивается относительной величиной Для расчёта принимаем =0,1.
1.2.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ
Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Руд - удельной тяги, Суд - удельного расхода топлива).
С помощью программы rdd.exe выполняем термогазодинамический расчет ГТД с использованием ЭВМ.
Исходными данными для расчета являются параметры, выбранные в предыдущем разделе.
Исходными данными для расчета являются следующие величины, определяющие расчетный режим двигателя:
> Gв - величина расхода воздуха через двигатель;
> ?к1*, Т*г - параметры, определяющие термогазодинамический цикл двигателя на расчетном режиме;
> І, , , - КПД компрессора, турбин компрессора и вентилятора;
> - механический КПД двигателя;
> - коэффициент полноты сгорания топлива;
> ,,, ?с - коэффициенты восстановления полного давления в элементах проточной части двигателя.
Так как основной целью термогазодинамического расчета является определение удельных параметров двигателя Руд и Суд, то данный расчет обычно выполняют для Gв=1 кг/с. При этом вычисляют значения параметров рабочего тела в характерных сечениях по тракту двигателя. Эти данные используют при согласовании параметров компрессора и турбины и при общей компоновке проточной части двигателя.
В табл. 1.2.2 представлены данные, необходимые для термогазодинамического расчета двухконтурного двигателя, имеющего камеру смешения.
Таблица 1.2.2 - Результаты термогазодинамического расчёта
Параметры Руд=532 Н*с/кг и Суд=0,06528кг/Н*ч соответствуют современному уровню значений для ТРДДсм с малой степенью двухконтурности-m.Получено распределение Т* и Р* в характерных сечениях проточной части.
1.2.3 Формирование облика ГТД
Формирование облика ГТД производим по методике [2], и представлены в таблице 1.2.3.
При согласовании сформировали облик ТРДД см. Получили 2-х ступенчатый вентилятор с Нzc=0,2588 и ?*кв=0,8700. Частота вращения 13617 об/мин.
Компрессор высокого давления, 8-ступенчатый Нzc=0,2423, ?*к=0,8551, ?=18450 об/мин.
Турбины высокого давления, одноступенчатая, Мz=1,6476 и ?*=0,8820.
Турбины вентилятора, одноступенчатая, Мz=1,485 и ?*=0,9000.
ТВД и ТВ-высоконагруженные.
Таблица 1.2.3 - Формирование облика ГТД
Рис. 1.2.3 - Схема проточной части двигателя
1.3 Расчет на прочность элементов конструкции АД
1.3.1 Расчёт на прочность пера лопатки 1-й ступени КВД
Рабочие лопатки осевого компрессора являются весьма ответственными деталями газотурбинного двигателя, от надежной работы которых зависит надежность работы двигателя в целом.
При работе газотурбинного двигателя на рабочие лопатки действуют статические, динамические и температурные нагрузки, вызывая сложную картину напряжений.
Расчет на прочность пера лопатки выполняем, учитывая воздействие только статических нагрузок.
К ним относятся центробежные силы масс лопаток, которые появляются при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании газом профиля пера лопатки и в связи с наличием разности давлений газа перед и за лопаткой.
Центробежные силы вызывают деформации растяжения, изгиба и кручения, газовые - деформации изгиба и кручения.
Напряжения кручения от центробежных, газовых сил слабозакрученных рабочих лопаток компрессора малы, и ими пренебрегаем. Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.
Напряжения изгиба обычно меньше напряжений растяжения, причем при необходимости для уменьшения изгибающих напряжений в лопатке от газовых сил ее проектируют так, чтобы возникающие изгибающие моменты от центробежных сил были противоположны по знаку моментам от газовых сил и, следовательно, уменьшали последние.
При расчете лопатки на прочность принимаем следующие допущения:
лопатку рассматриваем как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;
напряжения определяем по каждому виду деформации отдельно;
температуру в рассматриваемом сечении пера лопатки считаем одинаковой, т.е. температурные напряжения отсутствуют;
лопатку считаем жесткой, а деформацией лопатки под действием сил и моментов пренебрегаем;
предполагаем, что деформации лопатки протекают в упругой зоне, напряжения в пере лопатки не превышают предел пропорциональности.
Целью расчета на прочность рабочей лопатки первой ступени компрессора является определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по длине пера