Узел компрессора газотурбинного двигателя

Министерство образования и науки Украины Национальний аерокосмический университет им. Н. Е. Жуковского «ХАИ»

Кафедра 203

Пояснительная записка к курсовому проекту Дисциплина: «Конструкция и прочность газотурбинных установок»

Тема:

Узел компрессора ГТД

Задание на курсовой проект

1. Описание конструкции двигателя

2. Расчет на статическую прочность рабочей лопатки компрессора низкого давления

3. Расчет замка крепления рабочей лопатки компрессора

4. Расчет на прочность диска компрессора

5. Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний и построение частотной диаграммы

6. Расчет наружного корпуса камеры сгорания на прочность от действия перепада давления

Заключение

Список использованной литературы

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

1. Выполнить расчеты на прочность:

— рабочей лопатки первой ступени компрессора;

— замка рабочей лопатки;

— диска первой ступени компрессора;

— камеры сгорания на разрыв.

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

Прототип — Д-336−½−4

Спроектировать газогенератор.

Общая степень повышения давления — ;

Температура газа перед турбиной — ;

Мощность — 4900 кВт.

1. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЯ

Проектируемый двигатель состоит из дозвукового входного устройства, двухкаскадного газогенератора (каскада низкого давления и каскада высокого давления), свободной (силовой) турбины, выходного патрубка.

Компрессор

Компрессор двигателя — осевой, двухкаскадный, тринадцатиступенчатый, состоит из околозвукового компрессора низкого давления (КНД) и дозвукового компрессора высокого давления (КВД).

КНД расположен в передней части двигателя за пылезащитным устройством (ПЗУ) и предназначен для сжатия воздуха, поступившего из ПЗУ в двигатель.

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

Роторы 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).

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 корпусу промежуточному крепятся :

спрямляющий аппарат 6 ступени КНД;

корпус КНД;

корпус КВД;

входной направляющий аппарат КВД;

корпус передней опоры ротора ВД.

Стойки — рёбра выполнены полыми и сообщаются с внутренней полостью промежуточного корпуса. Через две стойки — рёбра проходят рессоры, передающие вращение к приводам, установленном в верхнем и нижнем коробочных приливах.

Полости других двух стоек — рёбер служат для слива масла из полости верхнего коробчатого прилива в полость центрального привода. В ещё одной стойке — ребре выполнено отверстие для замера давления воздушно-масляной смеси в полости центрального привода. В следующей стойке-ребре имеется канал, через который проходит трубопровод системы замера давления воздуха перед безрасходным уплотнением подшипника КВД. В специально выполненном канале ещё одной стойке — ребре размещены электропровода от датчиков частоты вращения роторов НД и ВД.

На наружной поверхности промежуточного корпуса ниже верхнего коробчатого прилива имеются бобышки со шпильками под кронштейн для установки на них электромагнитных клапанов пускового топлива, противообледенительной системы ВНА КНД и сигнализатора открытого положения клапанов перепуска воздуха КНД; фланец установки узла фиксации ВНА КНД с лимбом.

На наружном конусе в верхней и нижней частях имеются коробчатые приливы с фланцами для установки агрегатов. На верхнем коробчатом приливе расположены фланцы для установки следующих агрегатов: топливного регулятора, блока насосов, центробежного суфлёра, воздушного стартера, датчика частоты вращения ротора ВД, сигнализатора перегрева воздушно-масляной смеси в полости верхнего коробчатого прилива, а также имеются бобышки со шпильками для установки двух агрегатов зажигания.

На нижнем коробчатом приливе расположены фланцы для установки следующих агрегатов и устройств: воздухоотделителя, маслоагрегата, поддона с стружкосигнализатором и двух термостружкосигнализаторов.

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.

Ротор КВД барабанно-дисковой конструкции.

Шариковый подшипник передней опоры ротора установлен в упругом стакане с жестким ограничителем хода.

ВНА расположен в передней части КВД. Консольные лопатки ВНА с жёстко прикреплёнными к их цапфам рычагами помещены в разъёмное кольцо, которое крепится к промежуточному корпусу. Рычаги пазами соединены со штифтами на синхронизирующем кольце, которое катками центрируется относительно беговой дорожки на рабочем кольце ступени.

Синхронизирующее кольцо приводным штырём связано с валиком привода, который центрируется в промежуточном корпусе и в корпусе-лимбе, закреплённом на промежуточном корпусе. На хвостовике валика привода крепится рычаг-стрелка.

При сборке ВНА лопатки устанавливаются под определённым (расчётным) углом в трактовом канале промежуточного корпуса, при этом корпус-лимб устанавливают таким образом, чтобы отметка «0» на лимбе совпадала с риской на стрелке.

При необходимости изменить угол установки лопаток ВНА с помощью регулировочных винтов стрелка устанавливается на требуемый угол по шкале корпуса-лимба по технологии, исключающей влияние зазоров в соединениях узла на угол установки лопаток. При этом валик привода проворачивает в окружном направлении синхронизирующее кольцо поворота, а катки прокатываются по опорной поверхности рабочего кольца ступени и посредством рычагов поворачивают на требуемый угол все лопатки ВНА.

Ротор КВД

Ротор КВД ? семиступенчатый, барабаннодисковой конструкции, состоит из секции ротора 1…5 ступеней, рабочих колёс 6 и 7 ступеней, проставки, переднего вала и заднего вала.

Секция ротора 1…5 ступеней, рабочее колесо 6 ступени, проставка и рабочее колесо 7 ступени, передний и задний валы крепятся между собой болтами. Передний вал крепится фланцем к диску 6 ступени и проставке, а хвостовиком опирается на шарикоподшипник передней опоры ротора. На переднем валу установлены детали передней опоры ротора и ведущая шестерня для привода агрегатов двигателя. Задний вал крепится передним фланцем к диску 7 ступени и проставке.

Каждое рабочее колесо ротора состоит из диска и рабочих лопаток, установленных в ободе диска с помощью замков типа «ласточкин хвост». От осевого перемещения лопатки зафиксированы пластинчатыми замками. Диски 1…5 ступеней соединены электронно-лучевой сваркой.

Статор КВД

Статор КВД состоит из корпуса, в котором установлены шесть венцов направляющих аппаратов и семь рабочих колец. Корпус КВД — цельный, с двумя фланцами по торцам. На переднем фланце, которым корпус крепится к промежуточному корпусу, выполнены отверстия под шпильки крепления и одно отверстие вверху в вертикальной плоскости для штифта, фиксирующего угловое положение корпуса КВД относительно промежуточного корпуса. На заднем фланце выполнен ряд отверстий под винты крепления к корпусу камеры сгорания и одно отверстие, в которое запрессовывается штифт, фиксирующий окружное положение набора рабочих колец 5,6 и 7 ступеней, НА 4,5 и 6 ступеней и корпуса камеры сгорания.

В первом ряду (считая от переднего фланца) расположены:

— пять фланцев отбора воздуха из-за третьей ступени КВД, из них три фланца отбора на охлаждение турбины;

— фланец отбора воздуха на противообледенительную систему двигателя;

— фланец отбора воздуха для уравновешивания осевой силы свободной турбины;

Во втором ряду расположены:

— два фланца отбора воздуха из-за 4 ступени КВД на ГПА;

— один фланец отбора воздуха из-за 4 ступени КВД на автомат управления клапанами (АУК) перепуска воздуха из КНД;

— один фланец отбора воздуха на нужды ПОС двигателя;

— три фланца для установки клапанов перепуска воздуха из 4 ступени КВД.

Рабочие кольца всех ступеней — цельные, НА всех ступеней имеют разъёмы в диаметральных плоскостях. К внутренним кольцам НА приварены по два лабиринтных кольца межступенчатых воздушных уплотнений. Рабочие кольца и кольца межступенчатых воздушных уплотнений имеют мягкие, легко прирабатываемые покрытия.

Передняя опора ротора КВД

Передняя опора ротора КВД - шариковый, радиально-упорный подшипник с разрезной внутренней обоймой. Наружная обойма подшипника установлена в упругом стакане типа «беличье колесо» для демпфирования колебаний ротора. Фланец упругого стакана крепится к промежуточному корпусу. Смазка шарикоподшипника осуществляется тремя форсунками, установленными на корпусе центрального привода. Проникновению масла в полость ротора препятствуют два контактных радиально-торцовых уплотнения и одно лабиринтное.

Камера сгорания (КС)

Камера сгорания? кольцевого типа, предназначена для подогрева воздуха после сжатия его в компрессоре за счёт сгорания в ней топлива и для получения заданной температуры газов на входе в турбину.

КС расположена между КВД и сопловым аппаратом турбины высокого давления (ТВД), состоит из корпуса, диффузора со спрямляющим аппаратом (СА) ступени КВД и жаровой трубы.

КС 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.

Подогрев воздуха в КС осуществляется за счёт тепла, выделяющегося при сгорании в её жаровой трубе тонкораспыленного топлива, непрерывно впрыскиваемого 24 рабочими форсунками, установленными в завихрители и закреплёнными на корпусе.

Воспламенение топлива в КС при запуске осуществляется двумя пусковыми воспламенителями, установленными в её корпусе.

Корпус КС состоит из кожуха, переднего и заднего фланцев.

На корпусе КС имеются: 24 фланца для крепления рабочих топливных форсунок; два фланца для крепления пусковых воспламенителей; два фланца с окнами для осмотра жаровой трубы; фланец отбора воздуха из-за КВД на нужды ГТУ; бобышка отбора воздуха из-за КВД для регулятора частоты вращения свободной турбины (синхронизация мощности спарки двигателей) и для клапана системы сигнализации помпажа; бобышка отбора воздуха для сигнализатора помпажа; бобышка отбора воздуха для топливного регулятора и датчика Р_к?; три бобышки отбора воздуха для двух автоматов управления клапанами перепуска воздуха из компрессора и четыре бобышки для их крепления; две резервные бобышки; две бобышки для крепления дренажного бачка; две бобышки для крепления датчика перегрева; две бобышки для крепления электропроводки от колодки термопар; фланец для крепления клапана перепуска воздуха из-за КВД.

Диффузор со спрямляющим аппаратом (СА) ступени КВД установлен в корпусе КС и закреплён на его переднем фланце. Диффузор состоит из наружной и внутренней оболочек, соединённых между собой спрямляющими лопатками.

К фланцу диффузора прикреплён внутренний кожух СА ТВД.

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, четырёхступенчатая, преобразует энергию газового потока в механическую энергию вращения компрессоров двигателя, приводов агрегатов и нагнетателя. Турбина расположена непосредственно за камерой сгорания. К турбине присоединяется диффузорное выходное устройство с промежуточным поджатием воздуха, которое служит для уменьшения давления за турбиной, т. е. для повышения теплоперепада на турбине и, соответственно, для увеличения мощности двигателя. В нашей силовой установке турбина состоит из одноступенчатой турбины высокого давления (ТВД), одноступенчатой турбины низкого давления (ТНД), каждая из которых включает статор и ротор, и двухступенчатой свободной турбины, которая состоит из статора, ротора и корпуса опор ротора свободной турбины. Ротор ТВД и ротор КВД образуют ротор высокого давления (ВД). Ротор ТНД и ротор КНД образуют ротор низкого давления (НД). Ротор свободной турбины соединён с ротором нагнетателя.

Опорами роторов ТВД и ТНД, являющимися задними опорами роторов ВД и НД, служат роликоподшипники; опорами ротора свободной турбины? шарикоподшипник и роликоподшипник.

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 не имеют механической связи между собой, их взаимодействие обусловлено 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 расположена за КС, её статор крепится к корпусу и конической балке корпуса КС, опора ротора смонтирована в статоре ТНД (корпусе опор турбин), а ротор крепится к валу КВД.

ТВД состоит из статора и ротора.

Статор? сопловой аппарат (СА) ТВД, включает наружный корпус, внутренний корпус и сектора сопловых лопаток между ними. Наружный корпус имеет проставки с сотовыми элементами лабиринтного уплотнения.

Сектор сопловых лопаток состоит из лопаток, охлаждаемых воздухом, отбираемым из полости вторичного потока КС, наружной и внутренней полок и имеет выступ для фиксации сектора в окружном направлении; в осевом направлении сектор фиксируется буртиком, а в радиальном? пояском. Бурт и поясок входят в соответствующие пазы во внутреннем и наружном корпусах.

К внутреннему корпусу болтами крепятся кольца с сотовыми элементами лабиринтных уплотнений.

Наружный корпус центрируется относительно корпуса КС призонными болтами и крепится к нему болтовыми соединениями, состоящими из болтов и самоконтрящихся гаек; внутренний корпус крепится к конической балке КС болтами.

Ротор ТВД включает рабочее колесо (РК) и задний вал. РК состоит из диска имеющего на ободе ёлочные пазы, в каждом из которых крепятся левая и правая рабочие лопатки, образующие лопаточный венец и зафиксированные контровками, а также гребешков лабиринтных уплотнений. Правая и левая лопатки охлаждаются воздухом, подводимым из-за КВД. Каждая охлаждаемая рабочая лопатка имеет бандажную полку с гребешком лабиринтного уплотнения, полку хвостовика и хвостовик? ёлочного типа?.

На заднем валу ТВД, имеющем гребешки лабиринтных уплотнений, смонтированы детали радиально-торцового контактного уплотнения и внутреннее кольцо роликоподшипника, а внутри вала? уплотнительное кольцо.

Ротор ТВД крепится к заднему валу КВД стяжными болтами, имеющими призонные участки для центрирования РК относительно заднего вала КВД и передачи крутящего момента, и призонные участки для центрирования заднего вала ТВД относительно РК

2. Расчёт на прочность пера рабочей лопатки компрессора

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

Нагрузки, действующие на лопатки

При работе газотурбинного двигателя на рабочие лопатки действуют статические, динамические и температурные нагрузки, вызывая сложную картину напряжений.

Расчет на прочность пера лопатки выполняем, учитывая воздействие только статических нагрузок. К ним относятся центробежные силы масс лопаток, которые появляются при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании газом профиля пера лопатки и в связи с наличием разности давлений газа перед и за лопаткой.

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

Напряжения кручения от центробежных, газовых сил слабозакрученных рабочих лопаток компрессора малы, и ими пренебрегаем.

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

Напряжения изгиба обычно меньше напряжений растяжения, причем при необходимости для уменьшения изгибающих напряжений в лопатке от газовых сил ее проектируют так, чтобы возникающие изгибающие моменты от центробежных сил были противоположны по знаку моментам от газовых сил и, следовательно, уменьшали последние.

Допущения, принимаемые при расчете При расчете лопатки на прочность принимаем следующие допущения:

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

ь напряжения определяем по каждому виду деформации отдельно;

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

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

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

Рис. 1 Расчетная схема действия сил на перо лопатки Цель расчета 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.

Расчет рабочих лопаток на растяжение от центробежных сил.

Напряжение растяжения в расчетном сечении пера лопатки определяется по формуле

где — центробежная сила части пера лопатки, расположенной выше расчетного сечения; - угловая скорость вращения ротора.

Определение напряжений изгиба Напряжения изгиба в каждой точке расчетного сечения определяются по формуле В целях упрощения расчета значения изгибающих моментов и моментов сопротивления берут без учета знаков (по модулю).

в точке, А в точке В в точке С 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.

Определение запасов прочности лопаток

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 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.

Исходные данные

1. Материал лопатки: ВТ3−1;

2. Длина лопатки =0.094 м;

3. Радиус корневого сечения =0.2024 м;

4. Объем бандажной полки =0 м;

5. Хорда профиля сечения пера

— в корневом сечении =0.2 570 м;

— в среднем сечении =0.2 570 м;

— в периферийном сечении =0.2 570 м;

6. Максимальная толщина профиля

— в корневом сечении =0.296 м;

— в среднем сечении =0.180 м;

— в периферийном сечении =0.154 м;

7. Максимальная стрела прогиба профиля

— в корневом сечении =0.270 м;

— в среднем сечении =0.170 м;

— в периферийном сечении =0.100 м;

8. Угол установки профиля

— в корневом сечении =0.9385 рад;

— в среднем сечении =0,867 рад;

— в периферийном сечении =0.787 рад;

9. Интенсивность газовых сил на среднем радиусе в окружном направлении

10. Интенсивность газовых сил в осевом направлении

;

В формулах: — радиус сечения; - число лопаток; - плотность газа — осевая составляющая скорости газа перед лопаткой; - окружные составляющие скорости газа перед и за лопаткой;- давление газа (воздуха) перед и за лопаткой.

=740,848 Н/м, =912,883 Н/м

11. Частота вращения рабочего колеса =14 743,2 об/мин;

12. Плотность материала лопатки =4530 кг/м;

13. Предел длительной прочности =950 МПа;

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

Расчет проводим по методике. Вычисления делаем по программе Statlop.exe.

Результаты расчета приведены в Табл. 1.

Табл.1. Результаты расчета

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ) УЗЕЛ ДВИГАТЕЛЯ: компрессор МАТЕРИАЛ: BT3−1

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

GT= 1.0 CL= 4.69 5000E-02 RK= 2.2 4000E-01 RP= 2.49 4000E-01

VP= 0.00E+00 UPP= 0.00E+00 APP= 0.00E+00

EN= 14 743.200000 AA= 1.00E-02 AU= 2.00E-02 PU=

925.193 000

PAK= 740.848 000 PAP= 912.883 000 RO= 4530.0

B= 2.57 0000E-02 2.57 0000E-02 2.57 0000E-02

D= 2.6 0000E-03 1.80 0000E-03 1.54 0000E-03

AP= 2.70 0000E-03 1.70 0000E-03 1.00E-03

AL= 9.38 5700E-01 8.67 0000E-01 7.87 0900E-01

SPT= 950.0 950.0 950.0 950.0 950.0

950.0 950.0 950.0 950.0 950.0 950.0

Результаты расчета на прочноcть пера лопатки

Вывод

Произведен расчет статической прочности пера рабочей лопатки первой ступени компрессора. Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности и являются даже немного завышенными, но так как двигатель является стационарной установкой и в результате этого лопатки особенно сильно подвержены эрозионному износу в течении длительного времени (ресурса) завышенный запас прочности необходим.

Рис. 2 Распределение напряжение по высоте лопатки Рис. 3 Распределение коеффициентов запаса прочности Из графиков видно, что запас прочности лопатки в самом напряженном месте соответствует требованиям (для рабочих лопаток компрессора K — не менее 1,5) K = 5,707.

3. Расчет замка крепления рабочей лопатки компрессора

Одним из основных видов крепления лопаток компрессора являются замки типа «ласточкин хвост». От 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.

При работе двигателя на лопатку компрессора действуют центробежные силы, газовые силы и вибрации лопатки, которые обычно определяются экспериментальным путем. В данном расчете замка лопатки, учитываем действие только центробежных сил, а коэффициент трения принимаем f = 0,2.

Расчетная схема замка лопатки представлена на рис. 4.

Центробежная сила лопатки

где — напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения центробежными силами;

F_к — площадь корневого сечения лопатки.

Рис. 4. Расчетная схема замка лопатки.

центробежная сила от хвостовика лопатки.

=4530 кг/м³ — плотность материала лопатки;

— длина контактной поверхности;

— высота хвостовика;

= 0,1983 м — радиус центра тяжести хвостовика лопатки;

где частота вращения рабочего колеса об/мин.

Таким образом, центробежная сила лопатки равна

Силу N, нагружающую грань хвостовика лопатки, можно определить из выражения

Где

.

Напряжение смятия определяется из выражения

Где м.

Вывод: поскольку для титана допустимые напряжения смятия равны 100 Мпа, то полученное значение напряжений смятия удовлетворяет нормам прочности.

Гребень считаем на напряжение растяжения от центробежных сил лопатки и части обода. Расчетная схема показана на рисунке 5.

Напряжение растяжения у корня гребня определяется из выражения

где S — геометрическая сумма сил N,

— центробежная сила гребня,

b — размеры, показанные на рисунках.

центробежная сила от гребня диска.

Рис. 5. Схема перемычки в диске между лопатками Геометрическая сумма сил N (S) определяется по выражению Здесь — угол между боковой гранью замка и осью, проходящей через центр тяжести хвостовика лопатки,

— угол между осями лопаток.

Полученное значение напряжения растяжения меньше предельно допустимого значения, которое для титановых сплавов равно .

Напряжение изгиба в клиновидном сечении диска от центробежных сил лопатки определяем по гипотезе ломаных сечений, разработанной А. В. Верховским. Построение ломаного сечения производится следующим образом (рис. 5.1). Через точку, А основания клина проводят 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 действия силы N, приложенной в середине образующей паза, находим в месте пересечения их точку Е и плечо ВЕ.

Рис. 5.1 Схема изгиба угла гребня по гипотезе ломаных сечений Изгибающий момент относительно точки В:

Максимальное напряжение от изгибающего момента возникает в точках, А и С:

10.6 МПа150 МПа.

Истинные напряжения изгиба определяются с учетом коэффициента концентрации напряжения. Величина зависит от глубины паза диска и угла наклона его грани :

При h=18−30 мм и =60−75⁰, а_к=1,8−2,8.

Запас прочности в трапецевидных замках по изгибающим моментам находятся из выражения:

Допускаемые напряжения в гребнях диска приведены таблице

Вывод

В результате расчета замка лопатки были получены напряжение растяжения, смятия и изгибающие напряжения.

Окончательная оценка прочности определяется запасом прочности для каждого вида напряжений отдельно.

Получили коэффициенты запаса:

— =4,28;

— =1,18;

— =18,87.

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

4. Расчет на прочность диска компрессора

Диски компрессора — это наиболее ответственные элементы конструкций газотурбинных двигателей. От совершенства конструкций дисков зависит надежность, легкость конструкций авиационных двигателей в целом.

Нагрузки, действующие на диски Диски находятся под воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при вращении от массы рабочих лопаток и собственной массы дисков. Эти силы вызывают в дисках растягивающие напряжения. От неравномерного нагрева дисков турбин возникают температурные напряжения, которые могут вызывать как растяжения, так и сжатие элементов диска.

Кроме напряжений растяжения и сжатия, в дисках могут возникать напряжения кручения и изгиба. Напряжения кручения появляются, если диски передают крутящий момент, а изгибные — возникают под действием разности давлений и температур на боковых поверхностях дисков, от осевых газодинамических сил, действующих на рабочие лопатки, от вибрации лопаток и самих дисков.

Из перечисленных напряжений наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил собственной массы диска и лопаточного венца, а также температурные (в случае неравномерного нагрева диска). Напряжения изгиба зависят от толщины диска и способа соединения дисков между собой и с валом и могут быть значительными лишь в тонких дисках. Напряжения кручения обычно невелики и в расчетах в большинстве случаев не учитываются.

Допущения, принимаемые при расчете При расчете принимаем следующие допущения:

ь диск считается симметричным относительно серединной плоскости, перпендикулярной оси вращения;

ь диск находится в плосконапряженном состоянии;

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

ь напряжения на любом радиусе не меняются по толщине;

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

Цель расчета Целью расчета является определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по радиусу диска.

Исходные данные.

1. Частота вращения диска =14 743,2 об/мин;

2. Материал диска — титановый сплав ВТ3;

3. Плотность материала = 4530 кг/м;

4. Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме = 186.4 МПа;

5. Площадь корневого сечения лопатки =3.67E-04м;

6. Число лопаток на рабочем колесе =61;

7. Площадь радиального сечения разрезной части обода ;

8. Радиус центра тяжести площади радиального сечения = 0.16 357 м;

Рис. 6 Расчетная схема диска Таблица 3

Значения геометрических величин по сечениям диска

Напряжение у_Rл от центробежных сил лопаток и замковой части обода может быть определено для случая, когда лопатки и диск изготовлены из материала с одинаковой плотностью, по формуле:

где z — число лопаток на ободе диска;

у_рк — напряжение в корневом сечении лопатки от растяжениями центробежными силами;

F_К — площадь корневого сечения лопатки;

с — плотность материла диска и лопатки;

f — площадь радиального сечения разрезной части обода диска;

R_f — радиус центра тяжести площади f;

R_K — наружный радиус неразрезного обода диска;

b_К — ширина обода диска на радиусе R_K.

Ниже приведены результаты расчета диска на ЭВМ (см. Табл. 4) и изменение радиального и окружного напряжения, и запасов прочности по сечениям диска.

Таблица 4. Раcчет на прочноcть диcков компрессоров и турбин Исходные данные:

DP= 0 DT= 0

Частота вращения = 14 743.2 об/мин Количество расчетных сечений = 17

Количество скачков на контуре = 1

Контурная нагрузка = 18.640 МПа

AZ= 0 BZ= 0 NZ= 1 QZ= 0

Коэффициент Пуассона = .30

R (1)= .1016 R (2)= .1026 R (3)= .1036 R (4)= .1056

R (5)= .1077 R (6)= .1097 R (7)= .1117 R (8)= .1168

R (9)= .1219 R (10)= .1270 R (11)= .1320 R (12)= .1371

R (13)= .1422 R (14)= .1473 R (15)= .1522 R (16)= .1522

R (17)= .1670

B (1)= .0125 B (2)= .0125 B (3)= .0125 B (4)= .0125

B (5)= .0125 B (6)= .0125 B (7)= .0125 B (8)= .0125

B (9)= .0068 B (10)= .0055 B (11)= .0049 B (12)= .0044

B (13)= .0039 B (14)= .0035 B (15)= .0035 B (16)= .2021

B (17)= .2021

NRS (Z)= 15

Плотность материала = 4530.00

Предел длит. прочности материала= 950.0

Результаты расчета:

I R (I), M B (I), M SR, МПА ST, МПА SEK, МПА ZAP

1. 1016 .0125 .00 651.29 651.29 1.5

2. 1026 .0125 5.42 644.41 641.72 1.5

3. 1036 .0125 10.58 637.78 632.56 1.5

4. 1056 .0125 20.58 624.80 614.77 1.5

5. 1077 .0125 29.90 612.43 598.04 1.6

6. 1097 .0125 38.49 600.73 582.44 1.6

7. 1117 .0125 46.47 589.60 567.80 1.7

8. 1168 .0125 64.89 563.03 533.55 1.8

9. 1219 .0068 109.86 548.36 502.52 1.9

10. 1270 .0055 142.30 534.34 479.30 2.0

11. 1320 .0049 164.68 520.70 460.98 2.1

12. 1371 .0044 188.70 510.10 446.72 2.1

13. 1422 .0039 215.67 502.72 436.82 2.2

14. 1473 .0035 238.05 496.10 429.75 2.2

15. 1522 .0035 239.39 485.38 420.37 2.3

16. 1522 .2021 4.15 414.81 412.76 2.3

17. 1670 .2021 18.64 367.03 358.07 2.7

Рис. 7 Изменение напряжений по сечениям

Рис. 8 Изменение запасов прочности по сечениям

прочность компрессор газотурбинный лопатка

Вывод

В данной расчетной работе был проведен расчет диска первой ступени компрессора низкого давления ГТУ. Были получены значения радиального, окружного и эквивалентного напряжений в различных радиальных сечениях диска. Также были посчитаны значения запасов прочности в радиальных сечениях диска.

Значения запасов прочности по сечениям диска удовлетворяют нормам прочности, по которым запас прочности должен быть не менее 1,3…1,5. В нашем случае минимальный запас прочности 2,7, что обеспечивает безопасную работу диска, компрессора и двигателя в целом.

5. Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний и построение частотной диаграммы

При работе стационарной ГТУ на рабочие лопатки компрессора действуют периодически изменяющиеся газовые силы, что связанно с неравномерностью газовоздушного потока по окружности в проточной части двигателя из-за климатических параметров времён года. 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.

Цель расчета.

Полный расчет лопаток на колебания включает в себя:

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

ь определение частоты сил, вызывающих вынужденные колебания лопаток;

ь определение резонансных режимов работы двигателя;

ь оценка сил демпфирования колебаний;

ь оценка вибронапряжений лопатки при ее колебании.

Ограничимся первыми тремя пунктами на стадии проектирования.

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.

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

.

Построение частотной диаграммы.

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 ТВД

.

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 — порядок гармоник возбуждающих сил; на графике он равен тангенсу угла наклона прямой. Для проектируемого двигателя = 8 — количество стоек; =36 — число лопаток направляющего аппарата .

Точки пересечения лучей с кривой изменения дадут резонансные частоты вращения двигателя.

Расчет проводим по методике. Вычисления делаем по программе кафедры 203 Dinlop.exe. Результаты расчета приведены в таблице и на рис. .

Результаты расчёта представлены в Табл. 5.

Расчет динамической частоты — 1 формы изгибных колебаний лопатки компрессора (турбины) энергетическим методом Релея Узел двигателя: компрессор материал: BT3−1

Исходные данные:

E= 115 000.000000 115 000.000000 115 000.000000 115 000.000000

115 000.000000 115 000.000000 115 000.000000 115 000.000000

115 000.000000 115 000.000000 115 000.000000

PO=4530.0 VP=0.00E+00 RP=0.00E+00

XP=0.00E+00 RK=2.2 4000E-01 L=4.69 5000E-02

FK=3.67 0000E-05 FC=3.21 0000E-05 FP=2.74 0000E-05 JK=2.50 0000E-11

JC=1.16 0000E-11 JP=5.47 0000E-12 NSM=245.720 000 EPS=1.00E-03

Q0=1.600 000 Q1=2.500 000

Результаты расчета:

По результатам расчёта строим частотную диаграмму.

Принимаем:

Проектируемый двигатель имеет 8 стойки корпуса переднего подшипника, а также возбудителями вынужденных колебаний будут являться направляющие лопатки перед ступенью, то есть K1=8, k2=45.

Частотная диаграмма представлена на рис. 9.

Рис. 9 Частотная диаграмма

(Fd=f (nc), Fв1=К1*nc, Fв2=К2*nc)

Вывод

Проведя данный расчет, мы получили значения динамических частот первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора, возможных при вращении ротора компрессора на различных оборотах рабочего режима.

Построили частотную диаграмму, из которой видно, что в рабочем диапазоне частот вращения ротора компрессора низкого давления резонанс не возникает.

6. Расчет наружного корпуса камеры сгорания на прочность от действия перепада давлений

Напряжённое состояние оболочки, за исключением участков, расположенных вблизи фланцев или мест действия сосредоточенных сил, достаточно точно определится на основании безмоментной теории [5], которая предполагает отсутствие внутренних изгибающих и крутящих моментов, а, следовательно, и перерезывающих сил. Также предполагаем, что все нагрузки независимы.

Рис. 8 Расчетная схема действия сил элемент наружного корпуса Выделим из цилиндрической оболочки элемент, ограниченный отрезками двух параллельных кругов и двух образующих (рис. 8). Заменяя действие отброшенных частей оболочки соответствующими усилиями, рассмотрим равновесие этого элемента.

— радиус меридиана и параллели соответственно.

Рис. 9 Схема нагружения тонкостеной оболочки избыточным давлением

— площадь элемента;

— сила от давления.

Спроектируем силы на нормаль к оболочке:

где тогда Для цилиндрической оболочки При максимальной подаче расхода воздуха допускаемые напряжения равны: .

Вывод

В данном разделе был выполнен расчёт наружного корпуса КС на прочность, так как при очень большом перепаде давления существует опастность разрыва наружного корпуса. Входе проведенных расчетов определен запас прочности, который превышает минимальное значение для этого расчетного случая, из чего следует что полученные результаты удовлетворяют нормам прочности. Также поведен расчет целью которого было определение коэффициента запаса устойчивости тонкостенной оболочки (внутреннего корпуса). По результатам расчета можна сделать вывод о том что условие поддержания устойчивости формы выполняется так как коэффициент запаса устойчивости превышает минимальное допустимое значение.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта по дисциплине: «Динамика и прочность газотурбинных установок», был спроектирован газогенератор наземной установки привода нагнетателя природного газа, прототипом которого является двигатель Д-336−½−4.

Исходными данными для данных расчетов являлся курсовой проект по курсу «Теория ГТД», а также прототип проектируемой установки.

В данном проекте проведено окончательное проектирование и расчет лопатки первой ступени компрессора .

При разработке конструктивно-силовой схемы особое внимание уделялось расположению и конструкции опор, передаче крутящего момента и осевым силам от ротора турбины к ротору компрессора, креплению рабочих лопаток к дискам, уплотнению проточного тракта и масляных полостей, противопомпажным устройствам, возможности сборки и разборки двигателя.

Проведен расчёт на прочность лопатки первой ступени компрессора, замка рабочей лопатки и диска первой ступени компрессора.

При расчёте лопатки на прочность получены допустимые запасы прочности по всей высоте пера лопатки. Минимальный запас прочности (К=8,5) получен в первом сечении.

При расчёте диска первой ступени компрессора на прочность получен удовлетворительный запас прочности по всей высоте диска. Минимальный запас прочности получен в 13 сечении диска (к =8,4).

При расчёте динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора и построении частотной диаграммы получены резонансные обороты ротора компрессора. Все резонансные обороты проходные, что важно для работы ГТУ.

При расчете замка трапецивидного типа лопатки были получены напряжение растяжения, смятия и напряжения от действия изгибающего момента.

Также в курсовом проекте выполнен расчёт наружного корпуса камеры сгорания на прочность от действия перепада давления и внутреннего корпуса на потерю устойчивости. Полученные результаты удовлетворяют нормам прочности.

В целом, спроектированный газогенератор удовлетворяет требованиям современного газотурбостроения.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

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.

3. 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.

4. Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей/ Под ред. Д. В. Хронина. М.: Машиностроение, 1989. 368 с.

5. Скубачевский Г. С. Авиационные газотурбинные двигатели, конструкция и расчёт деталей. М.: Машиностроение, 1981. 552 с.

6. Никитин Ю. М. Конструирование элементов деталей и узлов авиадвигателей. М.: Машиностроение, 1968. 324 с.