Компрессор ТРДДФсм на базе двигателя РД-33

Компрессор ТРДДФсм на базе двигателя РД-33

Перечень условных обозначений

КНД - компрессор низкого давления;

КВД - компрессор высокого давления;

КПД - коэффициет полезного действия;

ТРДД - турбореактивный двухконтурный двигатель;

ВНА - входной направляющий аппарат;

КПВ - клапан перепуска воздуха;

КС - камера сгорания;

СА - сопловой аппарат;

ТВД - турбина высокого давления;

ТНД - турбина низкого давления;

НА - направляющий аппарат;

РК - рабочее колесо;

РВД - ротор высокого давления;

РНД - ротор низкого давления.

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.

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 проэктированию компрессора и изучению методики расчета его наиболее нагруженных деталей - 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.

Среди прочих эксплуатационных характеристик, напрямую зависящих от качества компрессора, особое место занимает боевая живучесть силовой установки. Компрессор (особенно осевой многоступенчатый) - наиболее уязвимый узел в ГТД. На данный аспект следует обратить особое внимание в связи с тем, что в качестве прототипа выбран ТРДДФсм РД-33, предназначенный для самолета МиГ-29.

Работа состоит из шести разделов. В первой части работы будет краткое описание конструкции узла компрессора и основные сведенич о двигателе.

Во второй части работы будет произведен расчет на прочность пера лопатки рабочего колеса первой ступени компрессора высокого давления. По данным расчетов будут построены графические зависимости, отражающие распределение суммарной нагрузки и запасов прочности по сечениям пера лопатки.

Третий раздел посвящен расчету на прочность диска рабочего колеса первой ступени КВД. По данным расчетов будут построены графические зависимости, отражающие распределение окружной и радиальной нагрузки, а так же прочностных запасов по сечениям исследуемого диска.

В четвертом разделе выполнен прочностной расчет лопаточного замка - замковой части лопатки и диска рабочего колеса. Будут расчитаны 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 выполнен расчет динамической частоты первой формы колебаний пера рабочей лопатки (наиболее опасной с точки зрения амплитуды), для которой ранее был выполнен прочностной расчет. По данным расчета, с учетом влияния частот колебаний 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. Основные сведения о двигателе и описание конструкции компрессора высокого давления

Двигатель РД-33 предназначен для установки на самолеты истребительной авиации. В состав силовой установки самолета входят два двигателя, они взаимозаменяемы и могут работать независимо друг от друга.

По техническим данным двигатель находится на уровне лучших мировых образцов авиадвигателей подобного класса и относится к двигателям 4-го поколения. Газогенератор двигателя разработан в КБ им. В.Я. Климова.

В целях сокращения времени на доводку двигателя разработка узлов вентилятора, форсажной камеры и реактивного сопла была поручена МНПО "Союз". Конструкция двигателя выполнена с учетом принципа модульной (блочной) сборки.

Рисунок 1.1 - ТРДДсм РД-33

Основные технические данные двигателя

Частота вращения роторов 100%, об/мин:

РНД 11000

РВД 15533

Тяга, кН, на режимах:

Полный форсаж 81.4

Максимал 49.4

Удельный расход топлива, кг/(Нч):

Полный форсаж 0.214

Максимал 0.078

Максимальная температура газов

перед турбиной, К 1620

Расход воздуха, кг/c 76.5

Суммарная степень повышения

давления воздуха в компрессоре 21

Степень повышения давления воздуха

каскадов компрессора:

Вентилятора 3.15

КВД 6.7

Степень двухконтурности 0.475

Масса двигателя, кг 1040

КОМПРЕССОР

Компрессор представляет собой лопаточную машину, в которой осуществляется преобразование механической энергии, получаемой от турбины, в энергию давление воздуха, предназ наченную для сжатия и подвода воздуха в камеру сгорания.

Компрессор выполнен двухкаскадным с околозвуковыми ступенями, включает в себя четырехступенчатый вентилятор и девяти ступенчатый компрессор высокого давления (КВД).

Проточная часть вентилятора спрофилирована по закону

D= const, КВД - D= const

Для повышения запаса газодинамической устойчивости над первой ступенью вентиля тора выполнен кольцевой перепуск, КВД имеет механизацию в виде трех поворотных направляющих аппаратов.

Конструктивно компрессор состоит из переднего корпуса, статора вентилятора, ротора вентилятора, разделительного корпуса, статора и ротора КВД.

Передний корпус компрессора

Передний корпус компрессора представляет собой сварную конструкцию из титанового сплава, образующую продолжение входного устройства.

Основными нагрузками, действующими на передний корпус, являются нагрузки от передней опоры вентилятора, от собственной массы и инерционные нагрузки.

Конструктивно корпус выполнен из двух концентрично расположенных оболочек - наружной и внутренней, соединенных между собой четырьмя профилированными стойками обратной стреловидности. Применение стоек обратной стреловидности позволяет снизить их сопротивление на околозвуковых скоростях и уменьшить образование пограничного слоя на наружной оболочке. Внутри стоек выполнены сверления для подвода и отвода масла, размещения жгутов от датчиков частоты вращения ротора вентилятора и суфлирования полости опоры. Для предотвращения образования льда в передних кромках стоек выполнены каналы, через которые продувается горячий воздух.

Статор вентилятора

Статор вентилятора состоит из узла кольцевого перепуска, трех корпусов направляющих аппаратов и лопаток направляющих аппаратов.

Узел кольцевого перепуска предназначен для повышения запаса устойчивости компрессора при работе двигателя на пониженных режимах. Узел состоит из П-образного кольца и лопаток, закрепленных в прорезях кольца.

Лопатки направляющих аппаратов выполнены с наружными и внутренними полками. Выступами на наружных полках лопатки крепятся в кольцевых проточках корпусов и фиксируются от перемещения в окружном направлении пластинами, закрепленными на фланцах продольных разъемов.

На нижних полках лопаток выполнены проушины, к которым приклёпаны полукольца.

На внутренней поверхности полу колец нанесен мягкий материал 20Б, который совместно с гребешками ротора образует лабиринтные уплотнения, препятствующие перетеканию воздуха под направляющими аппаратами.

Ротор вентилятора

Ротор вентилятора барабанно-дисковой конструкции состоит из диска первой ступени, выполненного заодно с передней цапфой, диска второй, третьей и диска четвертой ступени с задним лабиринтом и задней цапфы.

Внутри передней цапфы выполнены шлицы для привода индуктора датчиков частоты вращения ротора. Привод осуществляется через шлицевую втулку и рессору.

Диски первой, второй и третьей ступеней выполнены заодно с барабанными проставками. На проставках между дисками выполнены по три гребешка лабиринтного уплотнения, Диски соединены между собой и с задней цапфой напрессовкой и зафиксированы с помощью радиальных штифтов. В ободах дисков выполнены пазы типа "ласточкин хвост" для крепления рабочих лопаток. Для предотвращения выпадания штифтов под действием центробежных сил их устанавливают в пазы под рабочие лопатки.

Лопатки первой ступени фиксируются в осевом направлении индивидуально радиальными штифтами, которые удерживаются от выпадания кольцом, закрепленным с помощью болтов.

Лопатки второй, третьей и четвертой ступеней фиксируются в осевом направлении с помощью разрезных пружинных колец .

Статическая балансировка ротора вентилятора осуществляется подбором рабочих лопаток в комплекте рабочего колеса по массе. Динамическая балансировка проводится установкой балансировочных грузов в обод диска четвертой ступени и подбором массы болтов, устанавливаемых в обод первого диска.

Разделительный корпус

Разделительный корпус является основным силовым узлом двигателя, воспринимающим тягу, вес двигателя, осевую и радиальные нагрузки от роторов вентилятора и турбокомпрессора, инерционные нагрузки, возникающие при эволюциях летательного аппарата.

Разделительный корпус включает в себя: заднюю опору вентилятора; переднюю опору компрессора высокого давления; центральный привод. Корпус сварной конструкции состоит из наружной оболочки, рассекателя, внутренней оболочки и десяти стоек. Рассекатель разделяет проточную часть на наружный и внутренний контуры.

Статор компрессора высокого давления

Статор КВД состоит из отдельных кольцевых корпусов, заднего корпуса, лопаток входного направляющего аппарата (ВНА), внутренней обоймы ВНА, внутренних обойм, поворотных направляющих аппаратов (НА) первой и второй ступеней, НА третьей, четвертой, пятой, шестой, седьмой, восьмой ступеней и спрямляющего аппарата (СпА). Передним фланцем статор КВД крепится к рассекателю разделительного корпуса, задним фланцем - к корпусу камеры сгорания.

Лопатки ВНА имеют верхние и нижние цапфы. Верхние цапфы установлены в бобышках корпуса и вращаются во втулках, выполненных из антифрикционного состава (стекло волокно, пропитанное фторопластом). Нижняя цапфа расположена в плоскости разъема внутренней обоймы и корпуса опоры.

Лопатки НА первой и второй ступеней также выполнены с верхней и нижней цапфами. Верхние цапфы лопаток вращаются во втулках из антифрикционного материала в радиальных отверстиях. Нижние цапфы установлены в обоймы.

Каждый из направляющих аппаратов с третьей по восьмую ступень состоит из полуколец с консольно закрепленными лопатками. Полукольца центрируются относительно рабочих колец с помощью специальных буртиков, имеющихся с обеих сторон полуколец НА.

Спрямляющий аппарат состоит из двух рядов лопаток наружной и внутренней обойм. Применение двухрядной решетки обусловлено необходимостью выравнивания сильно закрученного потока после девятой ступени компрессора. Все детали СпА объединены в паяный узел, зафиксированный в корпусе резьбовыми штифтами.

Ротор компрессора высокого давления

Ротор КВД барабанно-дисковой конструкции состоит из сварного узла первой и второй ступеней, диска третьей ступени с передней цапфой, узла четвертой, пятой, шестой ступеней, дисков, диска-лабиринта и вала.

Диски первой и второй ступеней сварены между собой электронно-лучевой сваркой и соединены с диском третьей ступени призонными болтами. Узел четвертой, пятой и шестой ступеней имеет сварную конструкцию, в передней части крепится призонными болтами к диску, в задней части соединён двадцатью четырьмя шпильками с дисками, диском лабиринта и валом через проставочные кольца и распорные втулки.

Лопатки первой, второй и третьей ступеней выполнены с замками типа "ласточкин хвост", крепятся в индивидуальных продольных пазах и фиксируются в осевом направлении отгибом пластинчатых замков.

Рабочие лопатки остальных ступеней имеют профиль хвостовика, также "ласточкин хвост", но устанавливаются в кольцевые пазы через специальные окна..

На заднем фланце вала выполнены торцевые шлицы, через которые передается крутящий момент от ротора турбины. Осевые штифты фиксируют от проворота покрывной диск ТВД.

Динамическую балансировку ротора проводят в несколько этапов. Отдельно балансируется узел первой и второй ступе ней подбором по массе и перестановкой лопаток. Сварной узел балансируют постановкой балансировочных грузиков, имеющих форму хвостовика лопатки, в поперечный паз между замками лопаток. Вал компрессора балансируется съемом материала со специальных кольцевых утолщений. Окончательная балансировка ротора осуществляется в сборе постановкой балансировочных грузов на диске первой ступени и на диск-лабиринт между стяжными шпильками.

2. Расчет на прочность рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления

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

При работе авиационного ГТД на рабочие лопатки действуют статические, динамические и температурные напряжения. К рассматриваемым на данном этапе статическим нагрузкам относятся центробежные силы, возникающие при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании газом профиля пера лопатки в связи с наличием разности давлений рабочего тела перед лопаткой и за ней.

Центробежные силы вызывают деформацию растяжения, изгиба и кручения, а газовые - деформации изгиба и кручения. Напряжения кручения от центробежных и газовых сил слабозакрученных лопаток компрессоров малы, и ими обычно пренебрегают. Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными. Напряжения изги-ба, как правило, меньше напряжений растяжения. При необходимости, с целью уменьшения изгибающих напряжений в лопатке от газовых сил, ее проектируют и устанавливают таким образом, чтобы возникающие изгибающие моменты от центробежных сил были противоположны по знаку моментам от газовых сил и, следовательно, уменьшали и компенсировали последние.

Рисунок 2.1 - Расчетная схема лопатки компрессора

При расчете лопатки на прочность принимают следующие допущения:

лопатку рассматривают как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;

напряжения определяют по каждому виду деформации отдельно;

температура в рассматриваемом сечении - одинакова (отсутствуют температурные напряжения);

лопатку считают жесткой, ее деформацией под действием сил и моментов пренебрегают;

деформации лопатки протекают в упругой зоне (напряжения в ней не превышают предел пропорциональности).

В этой части данной работы проведен расчет на прочность лопаток первой ступени компрессора высокого давления (термогазодинамические параметры рабочего тела и геомерические параметры решетки профилей рабочего колеса взяты из курсовых проектов по курсам ТРЛМ и ТВРД).

Исходные данные:

·   Материал лопатки: BT-3;

·   Длина лопатки L =0.0865 м;

·   Радиус корневого сечения R_к=0,2 м;

·   Объем бандажной полки V=0 м³ ;

·   Хорда профиля сечения пера b

в корневом сечении b _к=0,035 м;

в среднем сечении b_ср= 0.035 м;

в периферийном сечении b _п=0.035 м;

·        Максимальная толщина профиля δ

в корневом сечени δ_к=0.0033м;

в среднем сечении δ_ср=0.0024м;

в периферийном сечении δ_п =0.001м;

·        Максимальная стрела прогиба профиля h

в корневом сечении е_к =0.003 м;

в среднем сечении е_ср =0.002 м;

в периферийном сечении е_п =0.0007 м;

·        Угол установки профиля γ

в корневом сечении γ_к=1.066рад;

в среднем сечении γ_ср=0.918 рад;

в периферийном сечении γ_п=0.501 рад;

Расчет интенсивности газовых сил:

в окружном направлении (для среднего сечения):

1280,63 ( н/м)

в осевом направлении (в корневом сечении):

в осевом направлении (в периферийном сечении):

С целью уменьшения изгибающих напряжений в лопатке от газовых сил установим перо лопатки таким образом, чтобы центр тяжести периферийного сечения был смещен в окружном и осевом направлении.

Таким образом изгибающее напряжение будет частично уменьшено и компенсированно напряжением, возникающим от действия центробежных сил. Расчет лопатки на прочность выполнен с помощью кафедральной программы STATLOP.exe. Результаты расчета заносятся в файл RZL.rez (таблица 2.1).

Таблица 2.1 - Результаты расчета на прочность лопатки рабочего колеса

На основании полученых расчетных данных построим графические зависимости, отображающие распределение суммарной нагрузки и запасов прочности по сечениям исследуемого пера лопатки (рисунки 2.2-2.3)

Рисунок 2.2 - Распределение суммарной нагрузки по сечениям пера лопатки

Рисунок 2.3 - Распределение Суммарных напряжений по сечениям пера лопатки

Рисунок 2.4 - Распределение запасов прочности по сечениям пера лопатки

Полученные графические зависимости показывают, что ни в одном исследуемом сечении суммарное нагружение не превысило максимально допустимое напряжение для данного материала при данных условиях работы. Расчетное распределение нагрузки по сечениям соответствует теоретическому распределению: в результате действия изгибных нагрузок на кромках профиля лопатки возникает напряжение растяжения (точки А и В), а на спинке профиля возникает напряжение сжатия (точка С).

Полученый запас прочности соответствуют нормам прочности (согласно которым его минимальное значение для лопаток компрессора должно составлять не менее 1,5). Максимальный запас прочности наблюдается на спинке профиля.

. Расчет на прочность диска рабочего колеса компрессора высокого давления

Диски компрессоров - это наиболее ответственные элементы конструкции газотурбинных двигателей. При вращении ротора диски находятся под воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при воздействии от массы рабочих лопаток и собственной массы диска, что вызывает в них растягивающие напряжения.

Помимо растягивающих напряжений, в дисках могут возникать напряжения кручения и изгиба. Кручение вызвано передачей диском крутящего момента. Причиной появления изгибного напряжения может быть разность давлений на боковых поверхностях диска, действие осевых газовых сил, вибрация лопаток и самих дисков, а так же действие гироскопического момента при совершении ЛА различных эволюций.

Наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил. Напряжения кручения, как правило, незначительны, и поэтому практически не учитываются. Напряжения изгиба зависят, в первую очередь, от толщины диска и способа соединения дисков между собой и с валом (и проявляются, как следствие, в относительно тонких дисках).

При расчете на прочность принимаются следующие допущения:

диск считается симметричным относительно срединной плоскости, перпендикулярной к оси вращения;

диск находится в плосконапряженном состоянии;

напряжение на любом радиусе не меняется по толщине;

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

Исходные данные:

·        Частота вращения диска =14168.2 об/мин;

·        Материал диска - титановый сплав ВТ-3;

·        Плотность материала= 4530 кг/м;

·        Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме= 143,23 МПа;

·        Площадь корневого сечения лопатки = м;

·        Число лопаток на рабочем колесе =47;

·        Площадь радиального сечения разрезной части обода =0,000474 м;

·        Радиус центра тяжести площади радиального сечения = 0.1905 м;

·        Предел длительной прочности 950 Мпа;

Расчет контурной нагрузки:

Таблица 3.1- Исходные данные по сечениям диска

Рисунок 3.1- Диск РК первой ступени копрессора

В данном расчете не будут учитываться температурные напряжения диска, поскольку диски компрессора работают в значительно меньшем диапазоне температур, нежели диски турбин, а градиент температуры по радиусу диска - незначителен.

Геометрические размеры диска в расчетных сечениях и радиусы этих сечений принимаем согласно расчетной схеме (рисунок 3.2).

Расчет диска на прочность выполнен с помощью кафедральной программы DISK_112.exe. Результаты расчета заносятся в файл RESULT.dsk (таблица 3.2)

Таблица 3.2 - Результаты расчета диска на прочность

На основании полученых расчетных данных построим графические зависимости, отображающие распределение радиальной и окружной нагрузки, а так же коэфициента запаса прочности по сечениям исследуемого диска (рисунки 3.2-3.3)

Рисунок 3.2 - Распределение радиального напряжения по сечениям

Рисунок 3.3 - Распределение коэфициента запаса прочности по сечениям

Полученые графические зависимости соответствуют теоретическому распределению радиального и окружного напряжения. Очевидно, что наличие центрального отверстия на ободе диска перераспределяет роль между напряжениями, и окружное напряжение становится выше радиального. Наличие скачка (резкого увеличения толщины) на ободе диска отмечено характерными скачками на эпюрах напряжений.

Во всех сечениях диска имеется достаточный запас прочности (соблюдается условие, согласно которому коэфициент запаса прочности для диска должен быть не менее 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.

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.

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.

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 центробежные 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 4.1.

Рисунок 4.1 - Расчетная схема замка

Таблица 4.1 - Геометрия трапециевидного замка

) 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 центробежных сил;

Fк - площадь корневого сечения пера лопатки.

Центробежная сила от массы хвостовика вычисляется по формуле:

где  - объём хвостовика;

 - плотность материала лопатки;

 - расстояние от оси вращения до центра массы хвостовика;

- угловая скорость вращения ротора.

Центробежная сила  вызывает 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 вы ступа 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 4.2 - Определение изгибных напряжений

Через точку А основания клина (рисунок 4.2) проводится нормаль АВ к образующей паза. Точка В является пересе чением 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. Предпо лагается, что по сечениям АВ и ВС напряжения распределены не по линейному, а по гипер болическому закону. Тогда изгибающий момент относительно точки В определяется из выра жения , а максимальные напряжения изгиба в точках А и С находятся по фор муле:

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:

- =3,914;

=1,7098;

=2,218;

Полученные в результате расчета запасы прочности гарантируют надежное закрепление лопаток в диске с помощью трапециевидного замка.

5. Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки рабочего колеса компрессора высокого давления

При работе авиационного газотурбинного двигателя на рабочие лопатки компрессора действуют периодически изменяющиеся газовые силы, что связано 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, изгибно-крутильными и высокочастотными пластиночными. Особенно легко возбуждаются колебания по основной (первой) изгибной форме.

Целью данного расчета является определение частоты собственных изгибных колебаний лопатки по первой форме, построение частотной диаграммы и нахождение резонансных режимов работы двигателя.

Исходные данные:

- плотность материала ;

радиус корневого сечения ;

площади сечения пера лопатки

;;;

минимальные моменты инерции сечения пера

;;;

частота вращения: .

Расчет выполняется с помощью кафедральной программы DINLOP.exe, результаты расчета заносятся в файл RDL.rez (таблица 4.1).

Таблица 5.1 - Результаты расчета динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора

По результатам расчета построим частотную диаграмму. Для ТРДДФсм за частоту вращения малого газа принимают (принимаем ).

Для определения резонансных режимов работы необходимо учесть частоты колебаний гармоник возбуждающих сил. В нашем случае наибольшее влияние на возможность возникновения резонансного режима оказывают опорные стойки (10 штук), а так же лопатки ВНА на входе в компрессор (40 штук), и НА за 1-ой ступенью(70 штук). Их влияние описывается уравнением , где  - порядок гармоник возбуждающих сил;  - частота вращения ротора (об/с).

Рисунок 5.1 - Частотная диаграмма колебаний лопатки

Вывод: по частотной диаграмме видно, что резонансные режимы работы лопаток первой ступени находятся за пределами рабочего диапазона частот вращений ротора. Таким образом, возникновение резонансных колебаний лопаток при работе компрессора в его рабочем диапазоне невозможно.

6. Расчет деталей камеры сгорания на прочность

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.

Допущения, принимаемые при расчете камеры сгорания на прочность

1) 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;

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=0,353 м;

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

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

;

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 / 205,04 =2,44

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.

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=2,44. 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 первой (наиболее опасной) формы 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.

компрессор двигатель лопатка диск

Литература

. Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей / Г.С. Скубачевский. // М.: «Машиностроение», 1981. - 550 с.

. Шошин Ю.С. Расчет на прочность рабочих лопаток компрессоров и турбин. Учебное пособие / Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, Р.Л. Зеленский. // Х.: «ХАИ», 2006. - 28с.

. Шошин Ю.С. Расчет на прочность дисков компрессоров и турбин. Учебное пособие / Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, Р.Л. Зеленский. // Х.: «ХАИ», 2007. - 28 с.

. Филахтов Ф.М. Расчет замков лопаток. Учебное пособие /

Ф.М. Филахтов. // Х.: «ХАИ»,1972. - 39 с.

. Москаленко А.С. Расчет надежности деталей авиационных газотурбинных двигателей. Учебное пособие / А.С. Москаленко. // Х.: «ХАИ», 1985. - 107 с.

. Шошин Ю.С. Расчет динамической частоты первой формы колебаний лопатки компрессора или турбины и построение частотной диаграммы. Учебное пособие / Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, С.Ю. Шарков. // Х.: «ХАИ», 1992. - 23 с.

Приложение

Твердотельная модель кожуха насоса

Рис.