Узел компрессора ТРДД для пассажирского самолета

Содержание

Задание

Введение

1. Общие сведения о двигателе и краткое описание конструкции основных узлов

2. Расчёт на прочность пера рабочей лопатки КВД

2.1 Цель расчета лопатки на прочность

2.2 Условия работы лопаток

2.3 Допущения, принимаемые при расчете пера лопатки

2.4 Теоретическое обоснование и основные расчетные зависимости

2.5 Исходные данные необходимые для расчета лопатки на прочность на ЭВМ

3. Расчет на прочность диска РК первой ступени КВД

3.1 Цель расчета

3.2 Допущения, принимаемые при расчете

3.3 Теоретическое обоснование и основные расчетные зависимости

3.4 Исходные данные

4. Расчет на прочность замка лопатки первой ступени КВД

4.1 Нагрузки, действующие на замок

4.2 Допущения, принимаемые при расчете

5. Pacчeт динaмичecкoй чacтoты 4 фoрм изгибныx кoлeбaний лoпaтки кoмпрeccoрa (турбины) мeтoдoм peлeя-Мeйepoвич

5.1 Цель расчета

5.2 Методика расчета

5.3 Построение частотной диаграммы. Определение резонансных режимов работы двигателя

6. Расчет на прочность деталей камеры сгорания

6.1 Допущения, принимаемые при расчете камеры сгорания на прочность

6.2 Исходные данные:

6.3 Расчет кожуха КС на устойчивость:

Заключение

Перечень ссылок

Задание

1.       Спроектировать узел компрессора ТРДД для пассажирского самолета с тягой Рвзл = 68800 Н на взлетном режиме на высоте H=0 км, при скорости M=0.

Основные исходные данные:

Прототип - Д-36

m = 5.5 - степень двухконтурности;

p^*_КI=20.6-степень повышения давления в компрессоре;

p^*_КII=1.41 - степень повышения давления в вентиляторе,

наружного контура;

T_Г^*=1485 К - температура газа перед турбиной (по заторможенным

параметрам).

. Выполнить расчеты на прочность:

рабочей лопатки первой ступени компрессора;

замка рабочей лопатки;

диска первой ступени компрессора;

оболочки камеры сгорания

. Выполнить расчет динамической частоты изгибных колебаний лопаток. первой ступени компрессора.

Введение

Среди прочих изделий, выпускаемых предприятиями тяжелого машиностроения, авиационные газотурбинные двигатели практически не имеют себе равных по наукоемкости конструирования, сложности технологических процессов производства, требовательности к качеству в эксплуатации и обслуживании. Специфика их применения на летательных аппаратах диктует повышенные требования к надежности и экономичности конструкций.

Несмотря на многочисленные трудности экономического характера, Украина по-прежнему входит в число государств - мировых производителей авиационной техники (в том числе - и авиационных ГТД), что, в свою очередь, свидетельствует о мощном научно-техническом потенциале нашего государства.

Надежность силовых установок летательных аппаратов зависит, в первую очередь, от надежности отдельных деталей, узлов и агрегатов авиационного ГТД и его функциональных систем.

Данная работа посвящена изучению методики расчета наиболее нагруженных деталей ступеней роторов компрессора - лопаток и дисков рабочих колес. Компрессор - это лопаточная машина, предназначенная для сжатия рабочего тела (атмосферного воздуха) перед подачей его в камеру сгорания. Характеристики именно этого узла во многом определяют технические и эксплуатационные характеристики ГТД в целом.

Работа состоит из шести разделов.

В первой части работы представлены основные сведения о двигателе-прототипе и краткое описание конструкции основных узлов проектируемого двигателя.

Во второй части работы рассмотрен расчет на прочность пера лопатки рабочего колеса первой ступени компрессора высокого давления. По результатам расчетов построены графические зависимости, отражающие распределение суммарной нагрузки и прочностных запасов по сечениям пера лопатки. При этом нагрузка и запасы прочности оптимально распределены по сечениям в соответствии с методическими указаниями [1].

Третий раздел посвящен расчету на прочность диска рабочего колеса первой ступени КВД. По результатам расчетов построены графические зависимости, отражающие распределение окружной и радиальной нагрузки, а также прочностных запасов по сечениям исследуемого диска. При этом нагрузка и запасы прочности оптимально распределены по сечениям в соответствии с методическими указаниями [2].

В четвертом разделе выполнен прочностной расчет лопаточного замка - замковой части лопатки и диска рабочего колеса. Рассчитаны основные напряжения, действующие на лопаточный замок в процессе работы ГТД, а затем полученные данные будут сопоставлены с допустимыми нагрузками для материалов, из которых изготовляются детали этого узла.

В пятом разделе данной работы выполнен расчет динамики четырех форм колебаний пера рабочей лопатки, для которой ранее был выполнен прочностной расчет. По данным расчета с учетом влияния частот колебаний гармоник возбуждающих сил построена частотная диаграмма, по которой определены резонансные режимы работы данного узла ГТД.

Шестой раздел посвящен расчету прочности и устойчивости внутреннего и наружного корпусов камеры сгорания. Определены нагрузки, действующие на эти детали и запасы устойчивости конструкции.

Заключение содержит наиболее важные выводы, полученные в ходе выполнения расчетов и проведенной работы.

1. Общие сведения о двигателе и краткое описание конструкции основных узлов

Проектируемый двигатель выполнен по трехвальной схеме и состоит из осевого четырнадцатиступенчатого компрессора, промежуточного корпуса, кольцевой камеры сгорания, пятиступенчатой турбины и нерегулируемых сопел внешнего и внутреннего контуров.

Компрессор

Компрессор двигателя осевой четырнадцатыступенчатый состоит из трансзвуковой вентиляторной ступени, шестиступенчатого дозвукового компрессора низкого давления (КНД) и семиступенчатого дозвукового компрессора высокого давления (КВД).

КНД расположен в передней части двигателя за ступенью вентилятора и предназначен для сжатия воздуха, поступившего из вентилятора в двигатель.

Дальнейшее сжатие воздуха и подача его в камеру сгорания происходят в компрессоре высокого давления (КВД) который расположен за промежуточным корпусом.

Роторы вентилятора, КНД и КВД приводятся во вращение своими турбинами и связаны между собой только газодинамической связью. Для настройки режима работы каскада низкого давления двигателя имеется входной направляющий аппарат (ВНА КНД) с поворотными лопатками.

Для согласования работы каскадов двигателя лопатки ВНА КВД также выполнены поворотными.

Для обеспечения газодинамической устойчивости двигателя на запуске и малой частоте вращения роторов КНД и КВД предусмотрены клапаны перепуска воздуха (КПВ).

Вентилятор

Одноступенчатый вентилятор не имеет входного направляющего аппарата и состоит из рабочего колеса, статора со спрямляющим аппаратом в наружном контуре и направляющим аппаратом во внутреннем контуре, вала с подшипниковым узлом и вращающегося, постоянно обогреваемого воздухом, конического кока. Соединение диска рабочего колеса вентилятора с валом и коком - болтовое, лопатки крепятся к диску замком "елочного" типа.

Рабочие лопатки вентилятора имеют бандажные антивибрационные полки, расположенные в проточной части наружного контура.

Спрямляющий аппарат вентилятора - разборной конструкции. Внутренняя поверхность наружного кольца спрямляющего аппарата имеет звукопоглощающую облицовку. К переднему фланцу корпуса вентилятора через проставку крепится самолетный воздухозаборник.

Направляющий аппарат вентилятора установлен на входе во внутренний контур. Вал вентилятора соединен с валом турбины вентилятора шлицами. Вентилятор и турбина вентилятора образуют ротор вентилятора, установленный на двух подшипниках. Оба подшипниковых узла ротора вентилятора имеют масляные демпферы.

Корпус промежуточный

Корпус промежуточный, установленный между КНД и КВД, один из самых основных элементов силовой схемы двигателя, а также предназначен для установки агрегатов двигателя и приводов к ним и образует воздушный тракт двигателя на своём участке.

Корпус промежуточный имеет форму двух усечённых конусов, внутреннего и наружного, соединённых между собой восемью силовыми стойками-рёбрами.

Между наружным и внутренним конусами образован канал воздушного тракта двигателя, разделённый на восемь отсеков.

К промежуточному корпусу крепятся:

·   спрямляющий аппарат 6 ступени КНД;

·   корпус КНД;

·   корпус КВД;

·   входной направляющий аппарат КВД;

·   корпус передней опоры ротора ВД.

Компрессор низкого давления (КНД)

Компрессор низкого давления состоит из следующих основных узлов: переднего корпуса КНД с входным направляющим аппаратом, ротора, передней опоры, статора, клапанов перепуска и кожуха.

Передний корпус - сварной неразъемный узел. Силовую связь опор роторов вентилятора и КНД с корпусными деталями двигателя осуществляется девятнадцатью лопатками. Девять утолщенных лопаток имеют сквозные овальные отверстия вдоль оси пера. Через них осуществляется подвод масла к подшипникам и отвод, суфлирование подшипниковой полости, подвод проводов к датчикам замера оборотов. Конструкция ВНА позволяет регулировать угол установки лопаток на собранном двигателе и фиксировать их в нужном положении.

Ротор КНД - шестиступенчатый барабанно-дисковой конструкции, состоит из следующих основных деталей: рабочего колеса I ступени, рабочего колеса II ступени, рабочего колеса III ступени, сварной секции рабочих колес IV, V и VI ступеней, переднего вала, заднего вала, переднего лабиринта и заднего лабиринта. Рабочие колеса состоят из дисков и рабочих лопаток, установленных на ободе диска с помощью замков типа "ласточкин хвост". От осевого перемещения лопатки зафиксированы пластинчатыми замками. Ротор КНД балансируется грузами. Диски соединены призонными болтами, гайки самоконтрящиеся. Рабочие колеса IV, V и VI ступеней свариваются в секцию электронной сваркой.

Передняя опора - шариковый радиально-упорный подшипник с разрезной внутренней обоймой. Наружная обойма установлена в упругом стакане типа "беличье колесо", зажата гайкой, которая законтрена зэком. Между корпусом опоры и упругим стаканом предусмотрена полость, ограниченная маслоуплотнительными кольцами. Полость заполняется маслом, образуется масляный демпфер, снижающий динамические нагрузки. К оболочке корпуса опоры КНД прикреплена втулка безрасходного уплотнения, в которую заведено уплотнительное разрезное графитовое кольцо, помещенное между распорной втулкой и кольцом. Под действием перепада давления в полости ротора и полости подшипника графитовое кольцо прижимается к кольцу и втулке. Из-за III и IV ступеней КНД забирается воздух во внутреннюю полость вала, для наддува лабиринта, подпора графитовых колец опоры вентилятора и КНД. Внутреннее кольцо подшипника и втулка межвального гидравлического лабиринтного уплотнения зажаты гайкой, законтренной кольцом, которое выполнено в виде тонкостенного кольца с выступами на обоих торцах, расположенных в шахматном порядке.

Статор компрессора - состоит из корпуса, рабочих колец и направляющих аппаратов. Направляющие аппараты всех ступеней имеют разъемы в диаметральных плоскостях. Лопатки соединены с наружным и внутренним кольцами с помощью электроклепки. К кольцам НА приварены кольца воздушных межступенчатых лабиринтных уплотнений. Конструкция узла предусматривает два трубопровода для подвода ОГС (огнегасящего состава).

Для обеспечения устойчивой работы предусмотрены три клапана перепуска воздуха за третьей ступенью КНД. Основные детали клапана: корпус, крышка, поршень.

Кожух КНД - служит для организации трактовой поверхности второго контура над КНД.

Материалы - материал дисков, лопаток и лабиринтов ротора КНД - титановый сплав (ВТ3-1), материал валов - сталь (ЭП609). Корпус статора КНД, направляющие аппараты и кожух выполнены из титанового сплава (ОТ4-1), рабочие кольца - из стали (ЭП609 + покрытие 18ВК2Г).

Компрессор высокого давления (КВД)

Компрессор высокого давления (КВД) − осевой, семиступенчатый, состоит из входного направляющего аппарата (ВНА), ротора, статора, клапанов перепуска воздуха с кожухами и подшипникового узла передней опоры ротора ВД.

Конструкция ВНА позволяет производить регулировку углов установки лопаток на собранном неработающем двигателе в стендовых условиях. В эксплуатации регулировка не допускается.

ВНА с поворотными лопатками и разрезным кольцом установлен в промежуточном корпусе и крепится к нему шпильками.

Ротор КВД барабанно-дисковой конструкции состоит из: секций ротора I - IV ступеней, рабочих колес IV ступени и VII ступени, проставки, переднего вала. Рабочие лопатки установлены в ободе каждого диска с помощью замков типа "ласточкин хвост". От осевого перемещения лопатки зафиксированы пластинчатыми замками и упорными буртами на замках лопаток. Между ступенями выполнены по два гребешка лабиринтных уплотнений. Ротор КВД балансируется постановкой балансировочных грузов на диске I и VII ступеней.

Статор КВД состоит из корпуса, рабочих колец и направляющих аппаратов.

Корпус - цельный сварной. К внутренней поверхности кожуха приварены контактной сваркой оболочки, служащие для центрирования в корпусе набора рабочих колец и направляющих аппаратов и образующие ресивер для отбора и перепуска воздуха.

Рабочие кольца - цельные. Направляющие аппараты - разъемные в диаметральных плоскостях. Наружные и внутренние кольца НА - точеные, соединены с лопатками электроклепкой с последующей пайкой. На внутреннем кольце - два кольца лабиринтных уплотнений. Рабочие кольца и лабиринтные кольца НА имеют легкоприрабатываемые покрытия. Передача крутящего момента с помощью осевых штифтов, запрессованных в тело рабочих колец и входящих в ответные пазы центровочных буртов наружных колец НА.

узел компрессор пассажирский самолет

Для устойчивой работы КВД за IV ступенью предусмотрен клапан перепуска воздуха, состоящий из: корпуса, клапана, с уплотнительными кольцами и пружины. Корпус центрируется относительно конической поверхности фланца корпуса КВД тремя штифтами и крепится тремя шпильками.

Передняя опора - шариковый радиально-упорный подшипник с разрезной внутренней обоймой. Наружная обойма установлена в упругий стакан типа "беличье колесо".

Детали, установленные на переднем валу ротора КВД - кольца, внутренняя обойма подшипника и контровочная втулка, стянуты гайкой. На переднем валу установлена также ведущая шестерня для привода агрегатов двигателя. Крутящий момент передаётся с помощью шлиц, в осевом направлении шестерня прижата к торцу вала гайкой через стопорное кольцо. Контровка гаек осуществляется втулкой. К корпусу опоры прикреплена втулка безрасходного уплотнения с разрезным графитовым кольцом. Смазка шарикоподшипника - тремя форсунками.

Материалы: лопатки и диски первых пяти ступеней - ВТ-8, шестой и седьмой ступеней - ЭИ-437Б.

Лопатки ВНА, рабочие кольца и валы - сталь ЭП609.

Статор КВД - из титанового сплава.

Камера сгорания (КС)

Камера сгорания − кольцевого типа, предназначена для подогрева воздуха после сжатия его в компрессоре за счёт сгорания в ней топлива для обеспечения термодинамического цикла двигателя и для получения заданной температуры газов на входе в турбину. Расположена между КВД и сопловым аппаратом турбины высокого давления (ТВД), состоит из корпуса, диффузора со спрямляющим аппаратом (СА) ступени КВД и жаровой трубы, диффузором сцентрирована по рабочему кольцу ступени КВД и соединена передним фланцем корпуса с корпусом КВД болтовым соединением. К сопловому аппарату ТВД и статору турбины низкого давления КС закреплена задним фланцем корпуса с помощью болтового соединения, в котором часть болтов выполнена призонными.

Жаровая труба − кольцевого типа, подвешена в кольцевом канале корпуса КС на 24 полых втулках, окружающих рабочие топливные форсунки и фиксирующихся по отверстиям в обтекателе. Своим наружным и внутренним кожухами жаровая труба опирается на СА ТВД. Наружный и внутренний кожухи жаровой трубы выполнены из отдельных, соединённых между собой, колец и снабжены соплами. Спереди кожухи соединены между собой лобовым кольцом и обтекателем. В лобовом кольце установлены 24 завихрителя с центральными отверстиями для установки рабочих топливных форсунок.

Турбина

Турбина двигателя − осевая, реактивная, пятиступенчатая, преобразует энергию газового потока в механическую энергию вращения компрессоров и вентилятора двигателя, приводов агрегатов и нагнетателя. Турбина расположена непосредственно за камерой сгорания. К турбине присоединяется реактивное сопло, служащее для создания тяги двигателя за счет реактивной струи.

Турбина состоит из одноступенчатой турбины высокого давления (ТВД), одноступенчатой турбины низкого давления (ТНД) и трехступенчатой турбины вентилятора (ТВ), каждая из которых включает статор, ротор и опору.

Опорами роторов ТВД, ТНД и ТВ, являющимися задними опорами роторов ВД, НД и В, служат роликоподшипники.

Все подшипники охлаждаются и смазываются маслом под давлением. Для предотвращения нагрева подшипников горячими газами их масляные полости изолированы радиально-торцовыми контактными уплотнениями.

Все опоры роторов турбин имеют устройства для гашения колебаний роторов, возникающих при работе двигателя − масляные демпферы опор роторов.

Роторы турбин связаны газодинамической связью.

Турбина высокого давления (ТВД)

Турбина высокого давления (ТВД) − осевая, реактивная, одноступенчатая, предназначена для преобразования части энергии газового потока, поступающего из КС, в механическую энергию, используемую для вращения ротора КВД и всех приводных агрегатов двигателя.

ТВД включает статор и ротор.

Статор состоит из соплового аппарата (СА), включающего наружный корпус, внутренний корпус, семь секторов и одну лопатку соплового аппарата между ними, задний корпус, десять проставок первой ступени, двух колец с сотовыми элементами лабиринтного уплотнения.

Сопловой аппарат крепится тридцатью болтами к конической балке камеры сгорания (КС), восьмьюдесятью болтами к корпусу КС и корпусу опор турбин и служит для подвода газа на рабочие лопатки ТВД, центрирования наружного и внутренних колец жаровой части КС и подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД.

Между наружным и внутренним корпусами размещены семь секторов, состоящих из четырех лопаток каждый, и одна лопатка, т.е. всего по окружности расположено 29 лопаток.

Внутри каждой лопатки завальцован дефлектор для поджатия охлаждающего воздуха к стенкам лопатки. Буртик, расположенный на нижней полке сектора, служит для осевой фиксации.

Для обеспечения герметичности стыков между секторами лопаток СА установлены уплотняющие пластины (наружная и внутренняя).

К наружному корпусу крепятся сорока болтами задний корпус и десять проставок первой ступени с сотовыми элементами лабиринтного уплотнения.

Для обеспечения герметичности стыков между проставками установлены десять уплотняющих пластин.

Ротор ТВД состоит из рабочего колеса (РК), заднего вала с гребешками лабиринтного уплотнения, безрасходного уплотнения, роликоподшипника, гаек и стяжных болтов крепления вала к РК, гайки крепления роликоподшипника на заднем валу.

Ротор шестнадцатью болтами крепится к валу КВД, а наружное кольцо роликоподшипника ротора ТВД монтируется в корпусе опор турбины.

РК состоит из диска, имеющего 59 елочных пазов, в которые устанавливается 59 пар лопаток, фиксируемых в осевом направлении контровками.

Диск турбины имеет два лабиринтных бурта на входной стороне, бурт крепления балансировочных грузов на выходной стороне и шестнадцать бобышек с отверстиями под стяжные болты.

Рабочие лопатки состоят из верхней полки пера, нижней полки, ножки и замка. На верхней полке лопаток для уменьшения перетекания газа над рабочим колесом выполнен гребешок лабиринтного уплотнения. На наружную поверхность полки выходят каналы, подводящие воздух, охлаждающий лопатку. Нижняя полка спереди и сзади имеет выступы для перекрытия осевых зазоров между ротором и статором с целью уменьшения циркуляции горячего газа в междисковой полости и для уменьшения утечек охлаждающего воздуха.

Ножка лопатки выполняет роль термического сопротивления, уменьшающего нагрев обода диска. Нижние полки и ножки каждой пары лопаток образуют полость подвода охлаждающего воздуха в каналы пера лопаток. С выходной стороны полость закрывается выступом на ободе диска. Вал КВД И задний вал соединены с рабочим колесом шестнадцатью стяжными болтами, конические призонные участки которых служат для центрирования РК относительно валов и передачи крутящего момента.

На цилиндрической части экрана выполнена проточка, в которой монтируется уплотнительное кольцо.

Задний вал имеет коническую форму буртами, несущими гребешки лабиринтного уплотнения. Со стороны диска турбины, на валу, установлен экран, уменьшающий подвод тепла от диска к валу.

Ротор ТВД балансируется при помощи грузов, которые устанавливаются в проточку под буртом диска с выходной стороны и фиксируются в окружном и радиальном направлениях замками.

Турбина низкого давления (ТНД)

Турбина низкого давления включает ротор и статор.

Статор состоит из корпуса опор турбин, включающего наружный и внутренний корпуса, соединенные между собой при помощи девяти болтов и призонных втулок, и девять секторов лопаток СА второй ступени, смонтированных между собой этими корпусами.

Корпус опор турбин восьмьюдесятью болтами, десять из которых призонные, крепится к силовому кожуху камеры сгорания, к заднему фланцу при помощи восьмидесяти болтов, десять из которых призонные, крепится статор турбины вентилятора.

На корпусе опор турбин установлены: переднее уплотнительное кольцо, кожух, масляная форсунка, наружные кольца шарикоподшипников, уплотнительные кольца масляного демпфера, втулка, переходник подвода масла на смазку и охлаждение подшипников и к масляным демпферам, элементы уплотнения трубопроводов подвода и откачки масла.

На наружном корпусе корпуса опор турбин расположены фланец трубы подвода масла к опорам и масляным демпферам роторов ТВД и ТНД, два фланца труб суфлирования масляной полости, два фланца труб суфлирования промежуточной полости, три фланца кожухов подвода воздуха на охлаждение роторов ТВД и ТНД, трех фланцев труб подвода воздуха на охлаждение корпуса подшипников, фланец трубы отбора воздуха, два фланца труб откачки масла, а также девять бобышек крепления стоек. Наружный корпус спереди имеет проточку для радиальной фиксации сектора соплового аппарата ТНД, сзади - проточку для монтажа сегментов и проточку с запрессованными штифтами для окружной фиксации проставок второй ступени, а также девять выступов для окружной фиксации секторов СА ТНД.

Внутренний корпус корпуса опор турбин - сварной конструкции, состоит из корпуса подшипников, силовых стенок и силового цилиндра, фиксирующего кольца и заднего фланца крепления внутреннего кольца, девяти стоек, вваренных между силовыми стенками карманов, заднего уплотнительного кольца и колец с сотовыми элементами лабиринтного уплотнения.

Внутреннее кольцо - сварной конструкции, содержит уплотнительное кольцо с сотовыми элементами лабиринтного уплотнения, конус и фланец с фиксирующей канавкой.

Между наружным корпусом и внутренним корпусом расположены девять секторов лопаток СА второй ступени, предназначенных для подвода газа на рабочие лопатки ТНД.

Осевая фиксация секторов СА второй ступени осуществляется буртиками, входящими в соответствующие пазы корпуса и внутреннего кольца, и сегментами; радиальная фиксация - пояском, входящим в соответственную канавку наружного корпуса, и опорным пояском, а окружная фиксация - выступами в наружном корпусе, входящими в пазы каждого сектора СА второй ступени.

Сектор СА второй ступени состоит из трех пустотелых лопаток, имеющих дефлекторы, аналогичные дефлекторам в лопатках СА ТВД.

Воздух на охлаждение лопаток поступает через трубы подвода воздуха на охлаждение роторов ТВД, ТНД, ТВ.

Секторы лопаток на боковых поверхностях полок имеют пазы, в которых установлены уплотняющие пластины для создания герметичности стыков между секторами.

Концы наружной и внутренней полок служат для перекрытия осевых зазоров с целью уменьшения циркуляции горячих газов.

Ротор ТНД состоит из рабочего колеса, вала, роликоподшипника ТНД, втулки, упорного кольца, болтов и гаек крепления вала к РК, гайки крепления роликоподшипника и деталей безрасходного уплотнения на валу, колец лабиринтного уплотнения.

Ротор ТНД монтируется в корпусе опор турбин и передает крутящий момент на вал КНД при помощи шлицевого соединения; необходимое осевое положение ротора ТНД относительно статора регулируется кольцом.

РК состоит из диска и 122 рабочих лопаток, установленных в елочных пазах диска и зафиксированных в осевом направлении пластинчатыми замками.

Диск турбины имеет лабиринтный бурты на входной и выходной сторонах, бурт для крепления балансировочных грузиков и фланец с восемью отверстиями под болты крепления вала.

Рабочая лопатка состоит из верхней полки, пера, нижней полки, ножки и замка. На верхней полке для уменьшения перетекания газа над рабочим колесом выполнены гребешки лабиринта.

Нижняя полка спереди и сзади имеет выступы для перекрытия осевых зазоров между ротором и статором. Ножка лопатки выполняет роль термического сопротивления, уменьшающего нагрев обода диска, и препятствует перетеканию газа в осевом направлении.

Вал крепится к РК восемью болтами, конические призонные участки которых служат для центрирования РК относительно вала и передачи крутящего момента, и гайками, которые зафиксированы от отворота шайбами.

Эвольвентные шлицы вала служат для передачи крутящего момента от рабочего колеса ТНД к ротору КНД.

Ротор ТНД балансируется при помощи грузов, которые фиксируются в осевом и окружном направлениях замками.

Турбина вентилятора (ТВ)

Турбина вентилятора состоит из статора и ротора.

Статор ТВ крепится к корпусу опор турбин восьмьюдесятью болтами. К заднему фланцу статора турбины вентилятора крепится задняя опора при помощи девяноста болтов, десять из которых - призонные.

Ротор ТВ монтируется в задней опоре своим подшипником, соединяясь при помощи шлицев с валом вентилятора, и затягивается гайкой с шайбой; необходимое осевое положение ротора ТВ относительно статора регулируется кольцом.

Статор ТВ состоит из наружного корпуса, девятнадцати секторов лопаток СА третьей ступени, девятнадцати секторов лопаток СА четвертой ступени, двадцати одного сектора лопаток СА пятой ступени, внутренних корпусов СА и проставок.

На наружном корпусе расположены семнадцать фланцев для крепления термопар, шесть фланцев с окнами осмотра рабочих лопаток ТВ и ТНД, закрытые заглушками и бобышки крепления электроколлектора термопар и кожуха. Внутри наружного корпуса выполнены буртики с проточками для крепления секторов лопаток СА ТВ и проставок.

Внутренние корпуса состоят из колец, пазы которых служат для центрирования корпусов по буртикам внутренних полок секторов лопаток СА, диафрагм и уплотнительных колец с сотовыми элементами лабиринтного уплотнения.

Фиксация сектора лопаток СА третьей ступени в окружном направлении осуществляется штифтом, запрессованным в проточке наружного корпуса, а в осевом - стопорным кольцом.

На бурте внутренней полки сектора выполнен выступ для фиксации в окружном направлении внутреннего кольца.

Конструкция секторов лопаток СА четвертой и пятой ступени ТВ аналогична вышеописанной и отличается только геометрическими размерами.

Ротор ТВ состоит из РК третьей ступени, РК четвертой ступени, РК пятой ступени, вала с роликоподшипником, гайки и шайбы, лабиринтного кольца, стяжных болтов, уплотнительных колец, упорных колец и деталей безрасходного уплотнения.

Каждое РК состоит из дисков и рабочих лопаток, зафиксированных в осевом направлении пластинчатыми замками. РК соединены с валом шестнадцатью стяжными болтами, конические призонные участки которых служат для центровки и передачи крутящего момента. Гайки стяжных болтов зафиксированы от проворота шайбами.

РК четвертой ступени ТВ с рабочими колесами шестнадцатью болтами по каждому стыку. Гайки зафиксированы от проворота шайбами.

Ротор ТВ балансируется путем постановки грузов, устанавливаемых в проточки под буртами дисков третьей, четвертой и пятой ступеней ротора ТВ, которые фиксируются в окружном и осевом направлениях замками.

Системы двигателя

Выхлопная система предназначена для формирования выходного тракта двигателя, размещение задней опоры ротора вентилятора и задней подвески двигателя.

Пояс задней подвески двигателя выполнен в виде силового кольца с отверстиями для подсоединения элементов крепления двигателя на самолете, которое является частью внешней оболочки корпуса задней опоры. Внутри корпуса расположен подшипниковый узел ротора вентилятора. В стойках, соединяющих внутреннюю и наружную оболочки, расположены коммуникации задней опоры ротора вентилятора.

Масляная система двигателя - замкнутая, циркуляционная, под давлением.

Подача масла на смазку осуществляется нагнетающей ступенью маслоагрегата. Четыре откачивающие ступени откачивают масло из масляных полостей подшипников роторов двигателя и из полости коробки приводов.

Охлаждение масла производится в топливомасляном агрегате (ТМА), установленном в топливной магистрали низкого давления между подкачивающим и основным топливными насосами.

Суфлирование масляных полостей опор турбин осуществляется через разделительную полость (вертикальное ребро промежуточного корпуса), где происходит предварительное отделение масла. Далее к эмульсии из опор турбин присоединяется эмульсия из опор компрессоров, и совместно направляются в центробежный суфлер, откуда очищенный воздух выбрасывается в реактивное сопло двигателя. Воздушная полость маслобака суфлируется в коробку приводов, суфлирование которой производится непосредственно через центробежный суфлер.

Топливная система двигателя обеспечивает подачу топлива в двигатель в количестве, определяемом положением рычага управления двигателем и условиями полета.

Топливорегулирующие агрегаты осуществляют: дозирование топлива при запуске, приемистости и на рабочих режимах, управление клапанами перепуска воздуха из КНД и КВД, защиту двигателя от превышения оборотов, температуры.

Запуск двигателя осуществляется воздушным стартером, установленным на коробке приводов двигателя.

В качестве источника сжатого воздуха могут быть использованы генераторы сжатого воздуха типа ТА-8 или ТА-6В, установленные на самолете.

Циклограмма запуска определяется автоматической панелью запуска двигателя, установленные на самолете.

Система сигнализации о перегреве масляных полостей двигателя. На двигателе предусмотрены места для установки датчиков, выдающих сигнал о превышении температуры во внутренних (масляных) полостях двигателя. При появлении сигнала о перегреве двигатель должен быть выключен

2. Расчёт на прочность пера рабочей лопатки КВД

Рабочие лопатки осевого компрессора являются ответственными деталями газотурбинного двигателя, от надежной работы которых зависит надежность работы двигателя в целом.

2.1 Цель расчета лопатки на прочность

Цель расчета на прочность лопатки - определение статических напряжений и запасов прочности в различных сечениях по длине пера лопатки.

Расчёты проводятся в такой последовательности: в расчётных сечениях лопатки определяют напряжения растяжения от центробежных сил и напряжения изгиба от газовых и центробежных сил. Максимальные напряжения находят суммированием в точках, наиболее удалённых от нейтральных осей сечения лопатки. Далее вычисляют запасы прочности по длине лопатки, которые не должны быть меньше значений, предусмотренных нормами прочности. Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части лопатки рабочего колеса может быть равным не менее 1.5.

 

2.2 Условия работы лопаток

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 воздухом профиля пера лопатки и в связи с наличием разности давлений газа перед и за лопаткой.

Центробежные силы вызывают деформации растяжения, изгиба и кручения, газовые силы - деформации изгиба и кручения.

Напряжения кручения от центробежных, газовых сил слабозакрученных рабочих лопаток компрессора весьма незначительны и при оценке её прочности не принимаются во внимание.

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

Напряжения изгиба обычно меньше напряжений растяжения, и 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.

2.3 Допущения, принимаемые при расчете пера лопатки

При расчете лопатки на прочность принимаем следующие допущения:

ü  лопатку рассматриваем как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;

ü  напряжения определяем по каждому виду деформации отдельно;

ü  температуру в рассматриваемом сечении пера лопатки считаем одинаковой, т.е. температурные напряжения отсутствуют;

ü  лопатку считаем жесткой, а деформацией лопатки под действием сил и моментов пренебрегаем;

ü  предполагаем, что деформации лопатки протекают в упругой зоне, т.е. напряжения в пере лопатки не превышают предел пропорциональности.

2.4 Теоретическое обоснование и основные расчетные зависимости

Рисунок 2.1 - Расчетная схема

Напряжение растяжения в расчетном сечении  пера лопатки определяется по формуле:

 (1.2)

Напряжения изгиба в каждой точке расчетного сечения определяются по формуле:

 (1.3)

В целях упрощения расчета значения изгибающих моментов и моментов сопротивления берут без учета знаков (по модулю).

Так в точке А , (1.4)

в точке В , (1.5)

в точке С . (1.6)

Вместе с тем знак при определении напряжения изгиба характеризует вид деформации волокон лопатки. Так, если волокна лопатки растянуты, то напряжение изгиба имеет знак "+", если же они сжаты, то "-". Заметим, что от действия газовых нагрузок на кромках профиля (в точках А и В) всегда возникают напряжения растяжения, а на спинке профиля (в точке С) - напряжения сжатия.

При определении запасов прочности следует учитывать напряжения как растяжения, так и изгиба лопатки. Суммарное напряжение в каждой точке расчетного сечения профильной части лопатки

.

Для компрессорных (холодных) лопаток запас статической прочности в каждой точке расчетного сечения:

_,

где  - предел прочности.

Для компрессорных лопаток последних ступеней запас прочности определяют по формуле:

,

где  - предел длительной точности материала лопатки с учетом температуры в данном сечении и длительность работы.

Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее 1,5.

2.5 Исходные данные необходимые для расчета лопатки на прочность на ЭВМ

Для расчета разбивают перо лопатки поперечными сечениями на несколько равных участков высотой и ведут расчет от периферии к корневому сечению суммируя нагрузки и вычисляя напряжения. При использовании ЭВМ число расчетных сечений выбирается в зависимости от необходимой точности расчета. В курсовом проектировании достаточную точность дает разбивка пера лопатки по длине на десять равных частей, тогда сечений будет одиннадцать - от первого (корневого) до одиннадцатого (периферийного).

В качестве исходных данных используем результаты из профилирования лопатки из КП по курсам: "ТРЛМ" и "ТВРД".

Исходные данные необходимые для расчета на ЭВМ:

1.       Материал лопатки: ВТ3-1;

2.       Длина лопатки =0,046 м;

.        Число лопаток: z=89;

.        Радиус корневого сечения =0,212 м;

.        Радиус среднего сечения =0,2361 м

.        Радиус периферийного сечения =0,258 м

.        Объем бандажной полки =0 м;

.        Хорда профиля сечения пера

         в корневом сечении =0,0222 м;

         в среднем сечении =0,0222 м;

         в периферийном сечении =0,0222 м;

.        Максимальная толщина профиля

         в корневом сечении =0,001776 м;

         в среднем сечении =0,001554 м;

         в периферийном сечении =0,001332м;

.        Максимальная стрела прогиба профиля

         в корневом сечении =0,001609 м;

         в среднем сечении =0,001398 м;

         в периферийном сечении =0,00895 м;

.        Угол установки профиля

         в корневом сечении =0,9948рад;

         в среднем сечении =0,8938рад;

         в периферийном сечении =0,7033 рад;

12.     Частота вращения рабочего колеса =14051,2 об/мин;

13.     Угловая скорость:  рад/с

.        Температура лопатки: 499,8 К.

.        Предел длительной прочности =781,8 МПа;

16.     Осевые составляющие абсолютной скорости газа на входе и выходе РК:

м/с

м/с

. Окружные составляющие относительной скорости газа на входе и выходе РК:

м/с

м/с

. Статическое давление на входе и выходе РК:

Па

Па

. Статическая температура на входе и выходе РК:

К

К

. Плотность газа на входе и выходе РК:

кг/м^3,  кг/м³

. Интенсивность газовых сил:

1)      в плоскости вращения на среднем радиусе:

2)      в осевой плоскости в корневом сечении:

3)      в осевой плоскости в периферийном сечении:

Расчет проводим по методике [1]. Расчет лопатки компрессора на прочность выполняем с помощью программы разработанной на кафедре 203 STATLOP. EXE. Исходные данные вводим в диалоговом режиме, результаты занесены в файл RSL. REZ. Результаты расчета приведены в таблице 2.1 По результатам расчета строим график изменения напряжений изгиба и растяжения в точках А, В и С по высоте лопатки (рисунок 2.3), а так же суммарных напряжений (рисунок 2.4). По результатам расчета определяем максимальное суммарное напряжение и находим коэффициент запаса прочности. Строим график изменения коэффициентов запаса прочности по высоте лопатки в расчетных точках (рисунок 2.5).

Таблица 2.1 - Результаты расчета

Рисунок 2.3 - Распределение напряжений изгиба и растяжения по высоте лопатки

Рисунок 2.4 - Распределение суммарного напряжения по высоте лопатки

Рисунок 2.5 - Распределение коэффициента запаса по высоте лопатки

Выводы: Произведен расчет пера рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления на статическую прочность. Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности. Из графиков видно, что запас прочности лопатки в самом напряженном сечении соответствует требованиям (для рабочих лопаток компрессора K - не менее 1,5) K = 4,461. Наиболее нагружено корневое сечение выходной кромки лопатки (σ_ΣB=175.267 МПа). Для уменьшения напряжений изгиба от газовых сил был применен вынос центра тяжести периферийного сечения лопатки в осевом и окружном направлениях (AA=7.500000E-03, AU= 1.500000E-02)

3. Расчет на прочность диска РК первой ступени КВД

Диски компрессора - это наиболее ответственные элементы конструкции газотурбинных двигателей. От совершенства конструкции дисков зависит надежность и вес 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 напряжения растяжения. 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, под действием гироскопических моментов, возникающих при эволюциях самолета.

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.

3.1 Цель расчета

Целью расчета является определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по радиусу диска методом конечных разностей.

3.2 Допущения, принимаемые при расчете

Диск считается симметричным относительно серединной плоскости, перпендикулярной оси вращения;

диск находится в плосконапряженном состоянии;

температура диска меняется только по его радиусу и равномерна по толщине;

напряжения на любом радиусе не меняются по толщине;

наличие отверстий и бобышек на полотне диска, отдельных выступов и проточек на его частях не принимается во внимание.

3.3 Теоретическое обоснование и основные расчетные зависимости

Метод конечных разностей основан на приближенном расчете дифференциальных уравнений:

;

,

где σ_R и σ_Т - радиальные и окружные напряжения;

b, R - текущие значения толщины и радиуса;

w - угловая скорость вращения диска;

r - плотность материала диска;

Е - модуль упругости первого рода;

t - температура элемента диска на радиусе R;

a - коэффициент линейного расширения материала диска;

m - коэффициент Пуассона.

Замена дифференциалов на конечные разности производится по таким формулам:

; ;

; ;

,

где индексы n, принимающие значения от 0 до k, указывают номер кольцевого сечения диска.

Окончательные расчетные формулы:

, ,

где

; ;

;

Значения x_n, n_n, j_n, C_n, l_n и y_n определяются по формулам:

; ; ; ;

; .

Определение коэффициентов А₀, В₀, N₀, Q₀:

В случае диска с центральным отверстием:

, .

Значения коэффициентов А₀, В₀, N₀, Q₀ должны выбираться из условия обращения последних формул в тождества при любых значениях напряжения s₀. Это справедливо, если: А₀=0, В₀=0, N₀=1, Q₀=0.

При разбивании диска на сечения должны выполняться следующие условия:

отношения радиусов: ;

отношения толщин: .

Для первых трех сечений, где диски с центральным отверстием:

В качестве нагружающего фактора рассматривается нагрузка от лопаточного венца, которая учитывается величиной s_Rn (напряжения в корневом сечении лопатки):

,

где z - число лопаток;

s_Rk - напряжения в корневом сечении лопатки от растяжения центробежными силами (из расчета лопатки на прочность);

F_k - площадь корневого сечения лопатки (из расчета лопатки на прочность);

r - плотность материала диска (материал диска ВТ8);

f - площадь радиального сечения разрезной части обода;

R_f - радиус центра тяжести площади f;

R_k - наружный радиус неразрезанного обода диска;

b_k - ширина обода диска на радиусе R_k.

Расчетным режимом для проведения расчета на прочность диска, обычно является режим максимальной частоты вращения диска. В этом случае наибольшей величины достигают напряжения от центробежных сил собственной массы диска и лопаточного венца, которые почти всегда имеют решающее значение при оценке прочности диска.

Рисунок 3.1 - Расчетная схема

3.4 Исходные данные

−       материал диска - титановый сплав ВТ3-1;

−       плотность материала r=4500кг/м³;

−       предел длительной прочности s_длит. =781,8 МПа;

−       частота вращения n=14051,2 об. /мин;

−       коэффициент Пуассона m=0,3;

−       напряжение в корневом сечении лопатки s_Rk=91,728 МПа;

−       площадь корневого сечения лопатки F_k=0,273×10^-4м²;

−       число лопаток на рабочем колесе z=89;

площадь радиального сечения разрезной части обода диска f=10^-4 м²;

−       радиус центра тяжести радиального сечения разрезной части обода диска R_f=0, 20915 м;

−       наружный радиус неразрезного обода диска RK=0, 20665 м;

−       ширина обода диска на радиусе RK, =0,02 м.

Расчёт выполняется для 1 кг/с воздуха по методике, изложенной в [2] на ЭВМ по программе кафедры 203 DISK. exe.

Таблица 3.1 - Геометрические параметры диска в расчетных сечениях

   R, м     

b, м
1	0.1260	-	0.0135
2	0.1300	1.0317	0.0135	1,0000
3	0.1360	1.0462	0.0135	1,0000
4	0.1407	1.0346	0.0135	1,0000
5	0.1450	1.0306	0.0109	0.8074
6	0.1485	1.0241	0.0088	0.8073
7	0.1513	1.0189	0.0071	0.8068
8	0.1536	1.0152	0.0057	0.8028
9	0.1555	1.0124	0.0046	0.8070
10	0.1569	1.0090	0.0037	0.8043
11	0.1573	1.0025	0.0036	0.9729
12	0.1600	1.0172	0.0036	1,0000
13	0.1700	1.0625	0.0036	1,0000
14	0.1800	1.0588	0.0036	1,0000
15	0.1900	1.0556	0.0036	1,0000
16	0.2000	1.0526	0.0036	1,0000
17	0.2016	1.0080	0.0036	1,0000
18	0.2016	1,0000	0.0200	5.5556
19	0.2067	1.0253	0.0200	1,0000

Таблица 3.2 - Результаты расчета диска на статическую прочность

Рисунок 3.2 - Распределение напряжений по радиусу диска

Рисунок 3.3 - Распределение коэффициента запаса прочности по радиусу диска

Вывод: полученные значения запасов прочности во всех расчетных сечениях удовлетворяют нормам прочности (k>1,5).

4. Расчет на прочность замка лопатки первой ступени КВД

Одним из основных видов крепления лопаток компрессора являются замки типа ”ласточкин хвост“. От осевого перемещения лопатки крепятся в пазах. Лопатки могут садиться с натягом до 0,05 мм и с зазором (0,03.0,06) мм. Обычно посадку производят с зазором.

4.1 Нагрузки, действующие на замок

Замковое соединение передает на диск нагрузки, действующие на рабочую лопатку, и нагружает диск центробежной силой собственной массы. Различие в температуре и коэффициентах линейного расширения материалов сочленяемых лопаток и дисков, а также неравномерность температуры по радиусу диска обуславливают появление в ряде случаев значительных термических сил, сжимающих соединения в тангенциальном направлении. Наибольшую нагрузку для замкового соединения составляет центробежная сила рабочей лопатки. У подавляющего большинства выполненных ГТД напряжения растяжения в корневых сечениях лопаток от центробежных сил собственных масс составляют 60-70% суммарных напряжений. Поэтому их в основном и принимают во внимание при конструировании и расчете на прочность замков лопаток.

4.2 Допущения, принимаемые при расчете

Методика упрощенных расчетов замковых соединений предполагает следующие допущения:

) на замок действует только центробежная сила лопатки;

) центробежные силы пера и хвостовика лопатки направлены по одному радиусу, проходящему через центр массы хвостовика;

) центробежная сила лопатки распределяется между опорными площадями замкового соединения равномерно и пропорционально величинам контактирующих поверхностей;

) диск имеет достаточно большой диаметр, поэтому можно считать, что замки расположены не по окружности диска, а в одной плоскости.

.3 Методика расчета

Данный тип замкового соединения отличается высокой прочностью, конструктивной простотой и хорошей технологичностью.

На замковое соединение действуют центробежная сила от массы лопатки, изгибающие моменты от газовых сил, температурные и вибрационные нагрузки.

Но основной нагрузкой, действующей на замок лопатки, является центробежная сила всей лопатки, включающая в себя ценробежные силы от массы пера и от массы хвостовика:

При расчете трапециевидного замка определяются напряжения смятия по контактным поверхностям замка лопатки и выступа (перемычки) диска, напряжения изгиба угла перемычки и напряжения растяжения в выступе диска.

Пренебрегаем округлостью диска. Расчетная схема представлена на рисунке

Рисунок 4.1 - Расчетная схема замка

Таблица 4.1 - геометрия трапециевидного замка

a1, мм	a2, мм	h1, мм	h2, мм	δ, мм	α, град.	B, мм	Rц. т. х., мм
4	7	11	8	5	73,3	20	209,15

1) Определение напряжений смятия по контактным поверхностям

Для расчета необходимо определить центробежную силу массы лопатки (перо + замок):

Центробежная сила от массы пера лопатки определяется по формуле:

где  - напряжения растяжения в корневом сечении пера лопатки от действия ценробежных сил; Fк - площадь корневого сечения пера лопатки.

Центробежная сила от массы хвостовика вычисляется по формуле:

где  - обьем хвостовика;

 - плотность материала лопатки;

 - расстояние от оси вращения до центра массы хвостовика;

 - угловая скорость вращения ротора.

Центробежная силавызывает в контактных поверхностях нормальные силы давления N и касательные силы трения, где f - коэффициент трения материалов замка лопатки и диска (принимаем равным 0,3).

Напряжения смятия контактной поверхности:

где Fсм - площадь поверхности смятия.

Сила N находится из условия равновесия замка крепления лопатки под действием приложенных к нему сил. Сумма проекций всех сил на направление действия центробежной силы равна нулю:

Площадь поверхности смятия:

,

Поскольку для титана допустимые напряжения смятия равны 120-280 МПа, то полученное значение напряжений смятия удовлетворяет нормам прочности.

) Определение напряжений растяжения в выступах обода диска

Определим напряжения растяжения в выступе обода диска.

Выступ обода нагружается суммарной центробежной силой от двух примыкающих лопаток (по Рц _л /2 от каждой) и центробежной силой от массы выступа Рц _в. Пренебрегая углом развала лопаток и считая, что центробежные силы от лопаток и выступа параллельны между собой, получим:

где  - центробежная сила от массы выступа диска;

ρ_д - плотность материала диска;

R_B - расстояние от оси вращения до центра массы выступа.

Поскольку для титана допустимые напряжения растяжения равны 80-160 МПа, то полученное значение напряжения растяжения удовлетворяет нормам прочности.

) Определение напряжений изгиба в выступах обода диска

Напряжения изгиба в клине АВС определяются по гипотезе ломаных сечений, разработанной проф. А.В. Верховским.

Рисунок 6.2 - Определение изгибных напряжений

Через точку А основания клина (рисунок 8) проводится нормаль АВ к образующей паза. Точка В является пересечением нормали с биссектрисой угла СНА. Через точку В проводят нормаль к контуру СН. Проведя из точки В нормаль к линии нормальной силы N, приложенной в середине образующей паза НА, находим в месте пересечения точку Е и плечо ВЕ. Предполагается, что по сечениям АВ и ВС напряжения распределены не по линейному, а по гиперболическому закону. Тогда изгибающий момент относительно точки В определяется из выражения , а максимальные напряжения изгиба в точках А и С находятся по формуле:

где а_k=1,5…2,8 - коэффициент концентрации.

Поскольку для титана допустимые напряжения изгиба равны 150-330 МПа, то полученное значение напряжения изгиба удовлетворяет нормам прочности.

Выводы: в результате расчета замка лопатки были получены напряжение растяжения, смятия и изгибающие напряжения. Окончательная оценка прочности определяется запасом прочности для каждого вида напряжений отдельно.

Получены коэффициенты запаса прочности:

=3,45;

=2,31;

=2,03;

Максимальные напряжения замок испытывает от действия изгибающего момента. Полученные в результате расчета запасы прочности гарантируют надежное закрепление лопаток в диске с помощью трапециевидного замка.

5. Pacчeт динaмичecкoй чacтoты 4 фoрм изгибныx кoлeбaний лoпaтки кoмпрeccoрa (турбины) мeтoдoм peлeя-Мeйepoвич

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.

5.1 Цель расчета

Полный расчет лопаток на колебания включает в себя:

ü  определение нескольких частот (обычно низших) собственных изгибных колебаний;

ü  определение частоты сил, вызывающих вынужденные колебания лопаток;

ü  определение резонансных режимов работы двигателя;

ü  оценка сил демпфирования колебаний;

ü  оценка вибронапряжений лопатки при ее колебании.

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.

5.2 Методика расчета

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 задавшись несколькими значениями частот  в диапазоне рабочих частот вращения двигателя, находим соответствующие величины динамических частот собственных колебаний лопатки и строим зависимость.

5.3 Построение частотной диаграммы. Определение резонансных режимов работы двигателя

Для построения частотной диаграммы необходимо нанести на график диапазон рабочих частот вращения двигателя от оборотов малого газа до максимальных оборотов. За частоту вращения ротора на режиме малого газа принимаем для ГТД

Для определения резонансных режимов работы двигателя с учетом принятого масштаба нанести на график пучок прямых линий, выходящих из начала координат, которые представляют собой частоты колебания гармоник возбуждающих сил, описываемых уравнением:

где К - порядок гармоник возбуждающих сил; на графике он равен тангенсу угла наклона прямой.

Точки пересечения лучей с кривой изменения дадут резонансные частоты вращения двигателя. Наличие резонансных режимов в рабочей зоне исключено.

Расчет проводим по методике [3]. Вычисления делаем по программе кафедры 203 Kollopatki. exe. Результаты расчета приведены в таблице 5.1

Таблица 5.1 - Результаты расчета лопатки первой ступени КВД на колебания

PEЗУЛЬTATЫ PACЧETA:

По результатам расчёта строим частотную диаграмму - рисунок 5.1

Принимаем:

Для проектируемого двигателя К1=8 - количество стоек; К2=43 - число лопаток направляющего аппарата, К3=75 - число лопаток входного направляющего аппарата.

Рисунок 5.1 - Частотная диаграмма лопатки первой ступени КВД

Выводы: при проведении данного расчета, были получены значения динамических частот первых 4-х форм изгибных колебаний лопатки компрессора, возможных при вращении ротора компрессора на различных оборотах рабочего режима. Из частотной диаграммы видно что область резонансных колебаний находится вне области рабочего режима, а на более низких оборотах, на которых двигатель находится непродолжительный период времени, что не может привести к разрушению лопатки.

6. Расчет на прочность деталей камеры сгорания

Способ расчёта на прочность зависит от конструкции камеры сгорания. Напряжения, вызывающие поломку, во многих случаях происходит от частых изменений режима работы двигателя, при которых происходит резкий перепад температур. Анализ поломок показывает, что часть из них происходит из-за температурных напряжений в материале. Камера сгорания рассчитывается на прочность и устойчивость на максимальном режиме работы двигателя при полёте у земли в зимних условиях. В нашем случае давления внутри и снаружи внутреннего корпуса равны, а значит, потеря устойчивости для него не наступит. Таким образом расчет проводим только для наружного корпуса камеры сгорания. Под влиянием внутреннего давления воздуха стенки наружного корпуса испытывают напряжения растяжения. Расчёт производится в предположении, что разрыв происходит по образующей. В целях упрощения расчёта допускается представлять наружный корпус в виде цилиндрической оболочки, с диаметром, равным среднему диаметру реального корпуса.

6.1 Допущения, принимаемые при расчете камеры сгорания на прочность

) камеру сгорания рассматриваем как оболочку, нагруженную внутренним нормальным давлением равным давлению воздуха за компрессором, полученным при газодинамическом расчете;

2) на оболочку так же действует внешнее нормальное давление, равное давлению во втором контуре ;

) напряженное состояние таких оболочек, за исключением участков, расположенных вблизи фланцев лил мест действия сосредоточенных сил, достаточно точно определится на основании безмоментной теории, которая предполагает отсутствие внутренних изгибающих и крутящих моментов, а, следовательно, и перерезывающих сил;

6.2 Исходные данные:

Материал - сталь 12Х18Н9Г;

Модуль упругости Е=1,9·10¹¹ Па;

Коэффициент Пуассона μ=0,3;

Давление в КС Па;

Толщина оболочки δ=3 мм;

Радиус оболочки R=0,330 м;

Рисунок 6.1 - Схема оболочки, нагруженной внутренним и внешним нормальным давлением.

Принимая толщину оболочки δ, напряжение, действующее в окружном направлении можно определить как:

;

где R - радиус оболочки.

Запас прочности в оболочках можно определить как

К = σ_В / σ;

где σ_В - предел прочности материала с учетом температурного нагрева и длительности работы, (500 МПа для данной сталей).

К = 500/216,15 =2,31

Кожухи камеры имеют сварные швы, прочность которых всегда ниже прочности основного материала. Поэтому при сварке КС швы располагают под таким углом к образующей, при котором обеспечивается равнопрочность всей оболочки.

6.3 Расчет кожуха КС на устойчивость:

Перепада давления нет на внутреннем кожухе камеры сгорания, поэтому рассчитывать не будем.

Выводы: из результатов расчёта видно, что наружная оболочка камеры сгорания имеет малую вероятность разрушения от возникающих напряжений растяжения. Коэффициент запаса прочности составляет К=2,31. Завышенный коэффициент запаса связан с небольшим объемом материала узла (добавление материала не приведет к значительному увеличению массы) и повышенными требованиями к его надежности.

Заключение

В данной работе был проведен прочностной расчет наиболее нагруженных элементов ротора компрессора - рабочих лопаток, дисков рабочих колес и замковых частей. Расчет был выполнен для элементов первой ступени компрессора высокого давления.

Расчет рабочей лопатки на статическую прочность показал, что ни в одном исследуемом сечении суммарное нагружение не превышает максимально допустимое напряжение для выбранного материала при заданных условиях работы. Расчетное распределение нагрузки по сечениям соответствует теоретическому.

На основании прочностного расчета был выполнен расчет динамики первых 4-х форм колебаний рабочих лопаток. Построенная на основании расчетов частотная диаграмма показала, что резонансные режимы работы лопаток первой ступени находятся за пределами рабочего диапазона частот вращений ротора высокого давления. Таким образом, возникновение резонансных колебаний при работе ротора в его рабочем диапазоне невозможно.

При расчете на прочность диска рабочего колеса были получены графические зависимости, соответствующие теоретическому распределению радиального и окружного напряжения. Наличие скачка (резкого увеличения толщины) на ободе диска отметилось характерными скачками на эпюрах напряжений.

Замковая часть рабочего колеса рассчитывалась с учетом основных нагрузок, действующих на нее в процессе работы. Основной вид нагружения - центробежные силы - создает напряжения растяжения, смятия и изгиба. Напряжение изгиба, действующее на лопаточный замок, согласно расчетам, является максимальным.

Прочностные расчеты конструктивных элементов первой ступени КВД продемонстрировали, что эти элементы имеют запас прочности, соответствующих общепринятым нормам.

Помимо этого, в работе был выполнен расчет элементов внешнего контура камеры сгорания проектируемого двигателя. Основным напряжением, действующим на наружный корпус, является напряжение растяжения от перепада давлений внутри второго контура камеры сгорания и вне ее (то есть во внешнем контуре ТРДД). Как показали расчеты, эта нагрузка находится в допустимых пределах.

Внутренний кожух камеры сгорания имеет достаточный запас устойчивости на наиболее протяженном участке. Следовательно, достаточными запасами устойчивости должны обладать и менее протяженные участки тракта камеры сгорания. Необходимости в укреплении их оболочек дополнительными ребрами нет с точки зрения устойчивости конструкции.

Перечень ссылок

1.       Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Шарков С.Ю. Расчёт на прочность рабочей лопатки компрессора или турбины / Харьков: ХАИ, 1993.33 с.

2.       Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Муравченко Ф.М. Расчёт на прочность дисков компрессоров и турбин / Харьков: ХАИ, 1998.28 с.

.        Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Шарков С.Ю. Расчёт динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора или турбины и построение частотной диаграммы // Харьков: ХАИ, 1992.23 с.

.        Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей/ Под ред. Д.В. Хронина. М.: Машиностроение, 1989.368 с.

.        Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели, конструкция и расчёт деталей. М.: Машиностроение, 1981.552 с.