От первой опоры и центрального привода масло откачивается насосами ОН-1 и ОН-2, от второй опоры - насосом ОН-4, от третьей опоры - насосом ОН-3, от четвертой и пятой опор - насосом ОН-5, от коробки приводов - насосом ОН-6. Из откачивающих насосов ОН-3, ОН-4 и ОН-5 через запорный клапан ЗК-1 масло направляется для охлаждения в радиатор и далее в маслобак.

Из откачивающих насосов ОН-1, ОН-2 и ОН-6 масло подается непосредственно в маслобак минуя радиатор.

Для улучшения откачки масла из четвертой и пятой опор на «выбеге» роторов, в трубопроводе подвода масла к четвертой и пятой опорам установлен отсечной клапан (ОК), прекращающий подвод масла к опорам на «выбеге» и на запуске при перепаде давления на клапане примерно 0,35кгс/см².

Для исключения перетекания масла из маслобака в двигатель на стоянке откачка масла из первой опоры и центрального привода осуществляется в верхнюю часть маслобака через патрубок и, кроме того, на выходе из нагнетающего и откачивающих насосов маслоагрегата установлены запорные клапаны (ЗК-1 ЗК-2).

Для контроля за работой маслосистемы двигателя производится измерение давления масла в нагнетающей магистрали и температуры выходящего из двигателя масла.

Измерение давления масла производится в трубопроводе подвода масла к четвертой и пятой опорам за отсечным клапаном (ОК).

Измерение температуры выходящего из двигателя масла производится в откачивающей магистрали перед радиатором.

Суфлирование масляных полостей опор осуществляется за счет откачки масляно-воздушной эмульсии откачивающими насосами в маслобак, который через расширительный бачок суфлируется в атмосферу.

Суфлирование коробки приводов осуществляется через трубопровод суфлирования в атмосферу.

Для получения заданного разрежения в коробке приводов и в полости первой опоры, обеспечивающего работоспособность приводов топливных агрегатов и графитового уплотнения первой опоры, полость коробки приводов соединена с атмосферой через сапун с регулируемым жиклером.

2.2 Расчет на прочность рабочей лопатки

2.2.1 Расчет на прочность рабочей лопатки компрессора

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

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

Рассмотрим расчет на прочность пера лопатки от действия 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 и газовых сил слабозакрученных рабочих лопаток компрессоров малы, и ими обычно пренебрегают.

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

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

При расчете лопатки на прочность принимают следующие:

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

- напряжения определяют по каждому виду деформации отдельно (для сильно закрученных лопаток это допущение несправедливо);

- температуру в рассматриваемом сечении пера лопатки считают одинаковой, т.е. температурные напряжения отсутствуют;

- лопатку считают жесткой, а деформацией лопатки под действием сил и моментов пренебрегают;

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

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

Напряжения определяют по каждому виду деформации отдельно (для сильно закрученных лопаток это допущение несправедливо).

При расчете на изгиб вводится понятие интенсивности нагрузки в осевой и окружной плоскостях.

Расчетный режим - это режим максимальной частоты вращения ротора и максимального расхода воздуха через двигатель. Этим условиям соответствует взлет или полет с максимальной скоростью у земли зимой.



Рисунок 2.1. - Схема нагружения рабочей лопатки компрессора

2.2.1.1 Исходные данные для расчета

Для расчёта на прочность лопатки компрессора из газодинамического расчёта берут следующие исходные данные:

- материал лопатки ВТ3;

- плотность материала лопатки = 4530 кг/м³;

- предел длительной прочности _дл.= 950 МПа.

- длина лопатки L₀ = 0.0688 м;

- частота вращения рабочего колеса n_k =20130 об/мин;

- радиус корневого сечения R_к1= 0.0901 м;

- радиус периферийного сечения R_п1= 0.1589 м;

- объём бандажной полки V = 0 м³;

- хорда профиля сечения пера:

b_к = 0.026м,

b_ср.= 0.026 м,

b_периф.= 0.026 м;

- максимальная толщина профиля в сечениях:

_к= 0.00208 м,

_ср.= 0.00156 м,

_периф.= 0.00104 м;

- максимальная стрела прогиба средних линий профиля в сечениях:

h_к= 0.00326м,

h_ср.= 0.00289м,

h_периф.= 0.00116 м;

- угол установки профиля сечения:

_к =1.0489,

_ср.= 0.9076,

_периф.= 0.604;

- вынос центра тяжести периферийного сечения пера в окружном направлении: 0;

- вынос центра тяжести периферийного сечения пера в осевом направлении: 0;

- интенсивность газовых сил в окружном направлении на среднем радиусе:

Н/м,

- интенсивность газовых сил в осевом направлении:

Где r радиус сечения;

z число лопаток на рабочем колесе;

с₁, с₂ - плотность газа перед и за лопаткой;

W_1u, W_2u - окружные составляющие скорости газа в относительном движении перед и за лопаткой;

С_1u, C_2u окружные скорости газа перед и за лопаткой.

(P₁ - P₂) перепад давлений на среднем радиусе, зависящий от режима работы двигателя;

C_1а, C_2а осевые скорости газа перед и за лопаткой.

Следовательно,

Н/м,

Н/м.

2.2.1.2 Определение напряжений изгиба

Напряжения изгиба в каждой точке расчётного сечения определяются по формуле:

В целях упрощения расчёта значения изгибающих моментов и моментов сопротивления берут без учёта 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.

2.2.1.3 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

_i = _i +_ui,

Где

_i = P_цi/ F_i

Например, в т. Аi-го поперечного сечения лопатки

Аi = _i+_{u Ai}.

Аналогично выражения могут быть записаны для т. В и С.

Для компрессорных лопаток запас статической прочности в каждой точке расчетного сечения



K_i=_b/_i,

где _b - предел прочности.

Для компрессорных лопаток последних ступеней запас прочности определяют по формуле:

K_Ti = _дл/_i,

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

Расчет на прочность выполним по программе кафедры 203 statlop.exe. Результаты расчета приведены в таблице 2.1 и на рисунках 2.2, 2.3.

Таблица 2.1

Расчет на прочность пера рабочей лопатки компрессора



Рисунок 2.2 - Суммарное напряжение

Рисунок 2.3 - Коэффициент запаса

Выводы: в результате расчёта установили, что лопатка соответствует нормам прочности, так как коэффициент запаса прочности составляет 3,956 что соответствует нормам прочности для лопаток первых ступеней компрессора вертолетного ГТД. Минимальный коэффициент запаса в корневом сечении лопатки.

2.2.2 Расчет на прочность рабочей лопатки турбины

Рабочие лопатки осевой турбины являются весьма ответственными деталями газотурбинного двигателя, от надежной работы которых зависит надежность работы двигателя в целом.

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

Расчет на прочность пера лопатки проводим только от действия 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 и газовых сил малы, и ими обычно пренебрегают.

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

При расчете на изгиб вводится понятие интенсивности нагрузки в осевой и окружной плоскостях.

Расчетный режим - это режим максимальной частоты вращения ротора и максимального расхода воздуха через двигатель. Этим условиям соответствует взлет зимой.

Рисунок 2.4. - Схема нагружения рабочей лопатки турбины

2.2.2.1 Исходные данные для расчета

Для расчёта на прочность лопатки турбины из газодинамического расчёта и берем следующие исходные данные:

- длина лопатки L₀ = 0,036 м;

- частота вращения рабочего колеса n_k =20130 об/мин;

- радиус корневого сечения R_к1= 0,1405 м;

- радиус периферийного сечения R_п1= 0.1765м;

- объём бандажной полки V = 2,3е-7 м³;

- хорда профиля сечения пера:

b_к = 0.023м,

b_ср.= 0.023 м,

b_периф.= 0.023 м;

- максимальная толщина профиля в сечениях:

_к= 0.003 м,

_ср.= 0.0025м,

_периф.= 0.002 м;

- максимальная стрела прогиба средних линий профиля в сечениях:

h_к= 0.009 м,

h_ср.= 0.007 м,

h_периф.= 0.006

- угол установки профиля сечения:

_к =1.222 рад,

_ср.= 1.037 рад,

_периф.= 0.894 рад;

- вынос центра тяжести периферийного сечения пера в окружном направлении:0;

- вынос центра тяжести периферийного сечения пера в осевом направлении: 0;

- интенсивность газовых сил в окружном направлении на среднем радиусе:



Н/м,

- интенсивность газовых сил в осевом направлении:

Где r радиус сечения;

z число лопаток на рабочем колесе;

с₁, с₂ - плотность газа перед и за лопаткой;

W_1u, W_2u - окружные составляющие скорости газа в относительном движении перед и за лопаткой;

С_1u, C_2u окружные скорости газа перед и за лопаткой.

(P₁ - P₂) перепад давлений на среднем радиусе, зависящий от режима работы двигателя;

C_1а, C_2а осевые скорости газа перед и за лопаткой.

Следовательно,

Н/м,

Н/м.

Материал лопатки: сплав ЖС-6К,плотность с=8200 кг/м³.

2.2.2.2 Определение температуры лопатки

Знать температуру лопатки турбины в различных сечениях не обходимо для установления предела длительной прочности.

Для неохлаждаемых лопаток температура лопатки на среднем радиусе может быть определена по формуле:

,

где-температура заторможенного потока на среднем радиусе на входе в рабочее колесо турбины;

W₁, C₁ -относительная и абсолютная скорости потока на входе в рабочее колесо на среднем радиусе.

С.

В связи с передачей тепла от лопатки в диск теплопроводностью, температура ее примерно на одной трети длины у корня существенно уменьшается.

Обычно температура лопатки в корневом сечении составляет:

t_лк=t_лс-(100…150С);

t_лк=870.99-100=770.99С.

Приближенно можно считать, что на двух третьих длины лопатки температура постоянна, а на одной трети изменяется по закону кубической параболы:

где L - длина профильной части пера лопатки;

x - расстояние от корневого сечения лопатки до расчетного.

Для каждого сечения лопатки определяем температуру. Зная температуру в сечении лопатки, определяем предел длительной прочности в каждом сечении пользуясь графиками [6]. Результаты заносим в таблицу 2.2

Таблица 2.2

Предел длительной прочности

№	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
R, мм	0,1405	0,142	0,149	0,155	0,1585	0,159	0,163	0,1682	0,1701	0,1736	0,1765
Т, С	691,7	820	850	871	871	871	871	871	871	871	871
у_дл, Мпа	700	600	540	510	510	510	510	510	510	510	510

Расчет на прочность выполняем по программе кафедры 203 statlop.exe. Результаты расчета приведены в таблице 2.3. По результатам расчета строим график изменения суммарного напряжения в точках А, В, С по высоте лопатки.

Рисунок 2.2. - Суммарное напряжение

Рисунок 2.3 - Коэффициент запаса

Таблица 2.3

Расчет на прочность пера рабочей лопатки турбины

Выводы: в результате расчёта установили, что лопатка соответствует нормам прочности, так как коэффициент запаса прочности составляет 1,506, что соответствует нормам прочности для лопаток первых ступеней турбины.

2.3 Расчет динамической частоты первой формы колебаний лопатки

2.3.1 Расчет динамической частоты первой формы колебаний лопатки компрессора

В результате различных возмущений, действующих на рабочую лопатку компрессора(пульсации потока, возникающие из-за обтекания лопаток ВНА, стоек и других элементов; вибрации ротора), лопатка начинает вибрировать. Если собственная частота колебания лопатки совпадет с частотой возмущающих колебаний, то возникнет резонанс и в результате увеличения амплитуды возрастет степень повреждений. Во избежание разрушения лопатку проектируют так, чтобы резонансные явления не проявлялись в рабочем диапазоне. Для расчета частот воспользуемся программой DINLOP.EXE

Принимаем, что:

- лопатка представляет собой изогнутую пластину переменной толщины;

- лопатка закреплена жестко в корневом сечении;

2.3.1.1 Исходные данные для расчёта:

- материал лопатки ВТ3;

- модуль упругости материала лопатки E = 1.15*10⁵ МПа;

- плотность материала лопатки = 4500 кг/м³;

- радиус корневого сечения R_к1= 0.0901 м;

- длина лопатки L₀ = 0.0688 м;

- площади поперечных сечений пера лопатки по высоте:

-минимальные моменты инерции сечений пера:

Максимальная частота вращения ротора равна расчетной: .Минимальная частота вращения равна 60% максимальной частоты .

Результаты расчета приведены в таблицах 2.4 и 2.5, а также на рисунке 2.5.

Частота возбуждающих колебаний, описываемых уравнением:



где: k - порядок гармоник возбуждающих сил.

Возбуждающие силы создаются:

1) Число лопаток ВНА К_ВНА=32;

2) Число стоек равно К_СТОЕК=4.

Таблица 2.4

Исходные данные

N_об/с	N_об/мин	f_собств.	f_вын_стоек	f_вын_ВНА
0	0	669,2249	0	0
33,5	2010	672,1119	134	1072
67,1	4026	680,6982	268,4	2147,2
100,6	6036	694,7679	402,4	3219,2
134,2	8052	713,9899	536,8	4294,4
167,8	10068	737,9522	671,2	5369,6
201,3	12078	766,1993	805,2	6441,6
234,8	14088	798,2638	939,2	7513,6
268,4	16104	833,6923	1073,6	8588,8
301,9	18114	872,0613	1207,6	9660,8
335,5	20130	912,9862	1342	10736



Таблица 2.5

Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора

Рисунок 2.5 - Частотная диаграмма

Вывод: из частотной диаграммы видно, что резонансные режимы не находятся в рабочем диапазоне двигателя. Эти режимы быстро проходятся при запуске и не приводят к разрушению рабочих лопаток первой ступени компрессора.

2.3.2 Расчет динамической частоты первой формы колебаний лопатки турбины

Чтобы определить частоты собственных изгибных колебаний лопаток по первой форме, воспользуемся пакетом SolidWorks со встроенным COSMOSWorks.

Пользуясь проведенным раннее профилированием ступени турбины строим в графической части пакета SolidWorks твердотельную модель лопатки по сечениям рис. 2.6. Далее переходим к расчетной части COSMOSWorks, где создаем сетку рис. 2.7. (разбивку твердотельной модели лопатки), задаем материал лопатки. Запускаем расчет и получаем 4 формы собственных изгибных колебаний. Значения и вид колебаний представлены на рис.2.8.-2.11.

Рисунок 2.6 - Твердотелая модель лопатки

Рисунок 2.7 - Разбивка твердотелой модели лопатки

Рисунок 2.8. - Первая форма колебаний



Рисунок 2.9. - Вторая форма колебаний

Рисунок 2.10. - Третья форма колебаний

Рисунок 2.11 - Четвертая форма колебаний

2.3.2.1 Расчет частоты колебаний лопатки турбины с возмущающими факторами

Данный расчет производится на ЭВМ. Для выполнения расчета лопаток на колебание в качестве исходных данных вводим:

- длина лопатки - 0,0688 м

- радиус корневого сечения -0,0901 м;

- max частота вращения -335,5об/с;

- значения частоты 4-х форм собственных колебаний

- 650,1 Гц

- 2565,4 Гц

- 3320,7 Гц

- 7010,1 Гц

-плотность материала лопатки =4500 кг/м³;

-значение модуля упругости Е= 11*115000 МПа

Расчет динамических частот колебаний для построения частотной диаграммы проводим с помощью программы Kollop.exe.Результаты сводим в таблицу 2.6

Таблица 2.6

Результаты расчетов динамической частоты колебаний

Частота возбуждающих колебаний, описываемых уравнением:

где:

k - порядок гармоник возбуждающих сил.

Возбуждающие силы создаются:

1) Число лопаток ВНА К_ВНА=34;

2) Число стоек равно К_СТОЕК=4.

По результатам вычислений строим частотную диаграмму



Рисунок 2.12 - Частотная диаграмма

Вывод: В результате расчета получили 4 формы собственных колебаний с их частотами для лопатки турбины, в дальнейшем было получено изменение частот с изменением частоты вращения ротора. Из частотной диаграммы видно, что резонансные режимы не находятся в рабочем диапазоне двигателя. Эти режимы быстро проходятся при запуске и не приводят к разрушению рабочих лопаток первой ступени турбины.

2.3.3 Исследование термонапряженного состояния неохлаждаемой лопатки ТВаД

2.3.3.1 Исходные данные

1. Объект исследования: Рабочая лопатка 1-й ступени турбины ТваД.

2. Цель исследования: разработать эскизный проект рабочей лопатки 1-й ступени турбины ТВаД

3. Основные исходные данные: результаты проектирования по теории лопастных машин и конструкции двигателей:

температура торможения в относительном движении - 1036 К;

давление на входе в РКО - 897МПа;

давление на выходе из РК - 0,48МПа;

относительная скорость на входе в РК - 234,8 м/с;

относительная скорость на выходе из РК - 426,3 м/с;

температура торможения за компрессором

(в ступени отбора воздуха) - 589,7 К;

полное давление за компрессором (в ступени отбора) - 0,9779 МПа;

расход газа через газогенератор - 8,9 кг/с;

отбор воздуха на охлаждение - 2%;

хорда профиля в среднем сечении - 23 мм;

радиус входной кромки - 0,59 мм;

высота лопатки - 35 мм;

угол входа - 48 ⁰;

угол выхода - 18,9 ^0;

угол установки профиля - 62,8 ⁰С;

частота вращения - 21204 об/мин;

средний диаметр - 317мм;

интенсивность газовых сил в окружном направлении - 2283Н/м;

в осевом направлении - 5686 Н/м;

число лопаток - 73;

шаг решетки - 13,66 мм;

2.3.3.2 Подготовка и анализ исходных данных.

Что бы выбрать вид охлаждения проведём расчёт максимальной температуры в выходном сечении камеры сгорания:

,

где - среднемассовая температура торможения на входе в сопловой аппарат, полученная в газодинамическом расчёте; - температура на входе в камеру сгорания; - коэффициент неравномерности потока, примем =0,05;

Вывод: В результате расчетов получено значение греющей температуры. Греющая температура не высокая, что позволило не применять охлаждение. Это повышает эффективность охлаждения, но усложняет технологию производства. При расчете греющей температуры учитывалось только торможение потока в пограничном слое и неравномерность потока по высоте лопатки. В качестве материала применяется ЖС6-К.

2.3.3.3 Расчёт коэффициентов наружного теплообмена

Проведём расчёт коэффициентов наружного теплообмена, используя программу каф. 203 Gru.exe.

Коэффициент теплоотдачи зависит от условий обтекания лопатки потоком, от геометрии лопатки, от свойств потока. Коэффициент теплоотдачи увеличивает вращение лопатки, турбулентность потока, вторичные течения. В начале поверхности возникает ламинарный пограничный слой, который затем переходит в турбулентный. Это происходит за счет увеличения толщины пограничного слоя. Переход ламинарного течения в турбулентное, определяется числом Рейнольдса. Для лопаток Rе = 1,5*10⁵. Коэффициент теплоотдачи в ламинарном пограничном слое меньше чем в турбулентном. Точка перехода ламинарного течения в турбулентное определяется по формуле:

кг/м³;

Па*с

мм

- плотность потока;

- коэффициент потока;

W- скорость потока;

Х- точка перехода ламинарного течения в турбулентное.

2.3.3.4 Исходные данные

Геометрические характеристики профиля:

диаметр входной кромки - 1,18 мм;

хорда лопатки - 23 мм;

угол потока на входе - 48^°;

угол потока на выходе - 18,9^°;

длина лопатки - 35.0 мм;

средний диаметр - 317.0 мм

Параметры рабочего - 1058,315 К;T₂= 1058,315 К;

давление - P₁=8,97Е-01 МПа;P2= 4,8Е-01 МПа;

скорость - W₁=234,8 м/с W₂= 426,3 м/с;

расчетный радиус - 158,5 мм

обороты турбины - 21204 об/мин

Результаты расчёта сведены в таблицу 2.7.

Расчет коэффициентов наружного теплообмена

Геометрические характеристики профиля:

диаметp входной кpомки мм - 1.1800000

хоpда лопатки мм - 23.000000

угол потока на входе Град - 48.000000

угол потока на выходе Град - 18.900000

длина лопатки мм - 35.000000

сpедний диаметp мм - 317.000000

Параметры рабочего тела:

темпеpатуpа К T1= 1058.315000 T2= 1058.315000

давление МПа P1= 8.970000E1 P2= 4.800000E-01

скopость м/с W1= 234.800000 W2= 426.300000

pасчетный pадиус мм - 158.500000

обоpоты туpбины об/мин - 21204.000000

Pезультат pасчета коэффициентов теплоотдачи по участкам

входная кpомка - 9714.660000 Bт/м**2*K

сpедняя часть пpофиля

коpыто - 2506.226000 Bт/м**2*K

спинка - 2004.981000 Bт/м**2*K

выходная кромка пpофиля

коpыто - 2503.601000 Bт/м**2*K

спинка - 2165.926000 Bт/м**2*K

Вывод: В результате расчета получены коэффициенты теплоотдачи на поверхности лопатки. На поверхности лопатки коэффициент меняется по профилю лопатки. На входной кромке лопатки большая скорость натекания потока. Пограничный слой сдувается и поэтому коэффициент теплоотдачи высокий. Далее происходит нарастание погранслоя и коэффициент теплоотдачи падает. После того как погранслой станет турбулентным, коэффициент теплоотдачи снова возрастает. Коэффициент теплоотдачи на спинке лопатки ниже, чем на корыте, за счет большей скорости обтекания и меньшего давления.

2.3.3.5 Построение контура лопатки:

Используя программу Delo53.exe создаём контур лопатки и сетку конечных элементов (см. рис. 2.13.) Так как задача плоская, в качестве конечных элементов используется треугольные элементы. Для обеспечения корректного расчёта необходимо, чтобы элементы были приблизительно равной геометрии и не имели большого удлинения. Поэтому для получения нужной геометрии элементов были заданы дополнительные узлы и точки на поверхности среднего сечения профиля.

Используя координаты узлов и точек среднего сечения лопатки, был создан файл KYA.st - его содержание сведено в таблицу 2.8.

Таблица 2.8

Исходные данные

1 1.000000 36 15 20 0 0.590793 0.506406 0.700000 1.500000 2.470588 3.500000 5.500000 7.500000 9.452685 11.654732 13.500000 15.500000 17.000000 17.992329 19.066496 20.033249 20.600000 21.000000 20.981846 20.799999 20.367098 20.000000 19.000000 17.500000 16.000000 14.000000 11.493607 10.473146 9.398977 7.895141 6.500000 5.209719 4.000000 2.309463 1.500000 1.000000 4.994885 4.498397 4.000000 3.200000 2.363171 1.700000 0.800000 0.400000 0.537084 1.289003 2.500000 4.200000 6.000000 7.304348 8.969310 10.956522 12.500000 13.700000 14.214582 14.500000 14.492958 14.000000 12.000000 9.500000 7.700000 6.000000 4.296675 3.705883 3.276215 3.061381 3.000000 3.168798 3.500000 4.511509 5.000000 5.200000 20.570333 19.979540 18.851664 17.240410 15.790281 14.179029 12.621484 10.902814 9.237852 7.465473 5.639386 4.296675 2.846547 1.879795 1.127877 13.910486 12.675192 10.258312 7.895141 6.283887 4.726343 3.491049 2.578005 2.040921 1.879795 2.040921 2.470588 3.168798 3.813299 4.404092

Рисунок 2.13 - Сетка конечных элементов

2.3.3.6 Расчёт стационарного температурного поля

Проведём расчёт стационарного температурного поля с помощью программы Grid2.exe, но перед этим создадим файл исходных данных KYA.tm данный файл приведён в таблице 2.8.

Результат расчёта представлен на рис. 2.14., 2.15



Рисунок 2.14. - «Изображение поля»

Таблица 2.8

Исходные данные

-9 1 0 1 6 2 24 41 55 74 76 9867.739000 2031.158000 2194.204000 2538.948000 2536.289000 9867.739000 1 1 76 785.315 900 700 1000 21.9 28.2 4100 6400

Рисунок 2.15 - Температурное поле



Вывод:

В результате расчёта мы получили температурные поля лопатки в неохлаждаемом варианте, результат неохлаждаемого варианта расчета показал распределение температур по сечению лопатки (в виде изотерм).

В результате проведенной работы была разработана неохлаждаемая лопатка с параметрами термонапряженного состояния, была найдена точка с минимальным запасом, который составил 3,6 и температурой в ней равной 785,3

2.3.3.7 Расчёт не стационарного температурного поля

Расчет производим с помощью ЭВМ. В текстовом редакторе создаем файл исходных данных для расчета температурного поля и присваиваем ему имя KYA.tm. Исходные данные включают в себя следующие величины:

9 1 - тип задачи (не стационарная, плоская)

0

1

20

0,04

0,2 -

1 6- количество отрезков задания теплоотдачи

2 24 41 55 74 76

9867.739 - коэффициент теплоотдачи на входной кромке

2031.158- коэффициент теплоотдачи на ламинарном участке спинки

2194.204 - коэффициент теплоотдачи на турбулентном участке спинки

2538.948 - коэффициент теплоотдачи на ламинарном участке корытца

2536.289- коэффициент теплоотдачи на турбулентном участке корытца

9867.739 - коэффициент теплоотдачи на входной кромке

1

0 60

1 1

1 1 - количество отрезков задания температуры среды

76 - границы отрезков задания температуры среды

785,315 - «греющая» температура, ⁰С

1

0 60

1 1

404,32 700 1000 - «греющая температура» лопатки на малом газе, 1-я и 2-я температуры задания теплофизических свойств материала

21,9 - коэффициент теплопроводности при 1-й температуре (700?С)

28,2 - коэффициент теплопроводности при 2-й температуре (1000?С)

4100 - с•с при 1-й температуре (700?С)

6400 - с•с при 2-й температуре (1000?С)

После сохранения файла запускаем программу “Расчет температурного поля” Grid2.exe. Это основная программа подмодуля, которая осуществляет решение уравнения теплопроводности (стационарного и нестационарного) методом конечных элементов на плоской триангуляционной сетке при задании на контуре граничных условий третьего рода - коэффициентов теплоотдачи и температуры среды. После запуска программа запрашивает имя файла с условиями теплообмена. Указываем КYA2.tm и имя файла, содержащего данные о разбивке профиля лопатки в среднем сечении на сетку конечных элементов - КYA.set. Результат программа заносит в файл КYA2.tеm. Для визуального просмотра температурного поля запускаем программу “Изображение поля” Izol.exe, которая осуществляет построение на экране монитора до 16 изолиний поля параметра, рассчитанного в узлах триангуляционной сетки (рис. 2.16.). Заносим в командную строку поочередно следующие файлы: Izol.exe КYA.set КYA2.tem. Было определено, что минимальный запас прочности на 11 минуте, поэтому показываем температурное поле на 11 минуте



2.3.3.8 Расчет сил и моментов, действующих на перо лопатки

На перо лопатки действует центробежная сила Р_цб и изгибающие моменты от действия газовых сил М_u и М_А.

Рисунок 2.16 - Температурное поле

где с - плотность материала, с_ЖС6=.

Изгибающие моменты от действия газовых сил определим следующим образом:

2.3.3.9 Расчет термонапряженного состояния лопатки

Расчет производим на ЭВМ с помощью подмодуля “Термонапряженное состояние”. Этот подмодуль рассчитывает поле напряжений, запасы прочности и другие величины, характеризующие плосконапряженное состояние, при длительном воздействии центробежных сил, изгибающего момента и неравномерного нагрева. В текстовом редакторе производим редактирование файла исходных данных для расчета термонапряженного состояния (Setax.dat). Исходные данные включают в себя следующие величины:

КYA.set - файл сетки конечных элементов

-1

gs32.dat - файл прочностных свойств материала лопатки (ЖС32)

1 1 1 - тип расчета (упругий, без учета ползучести)

1507,8 6,992 17,4- нагрузки: удвоенная центробежная сила (кгс), удвоенный момент М_х (кгс•см) и удвоенный момент М_у (кгс•см).

400 - продолжительность работы, час

400 - продолжительность работы, час

Для расчета термонапряженного состояния запускаем программу Grid3.exe. Это основная программа подмодуля, которая осуществляет расчет поля напряжений.

Расчет напряжений от действия центробежной силы рассчитываются по формуле

,

где N - центробежная сила, приложенная к сечению, Е(Х,У) - модуль упругости, dF(X,Y) - элементарная площадка.

Расчет напряжений от действия изгибающих моментов:

.

Температурные напряжения рассчитываются по формуле Биргера-Малинина. Входящие в формулы поверхностные интегралы рассчитываются численно по триангуляционной сетке.

После запроса указываем имя файла, содержащего данные о температурном поле лопатки (КYА.tem). Результат будет занесен в файл с именем КYA.sig. Для визуального просмотра поля напряжений (рис. 2.) заносим в командную строку поочередно следующие файлы: Izol.exe КYA.set sig.dat

Рисунок 2.17 - Поле напряжений

Так, как было определено, что минимальный запас будет на11минуте, то и поле напряжений строим для 11 минуты.

2.3.3.10 Анализ термонапряженного сосотяния охлаждаемой лопатки

Для определения критической точки в сечении лопатки и минимального коэффициента запаса прочности запускаем файл ANALYZE.EXE. Выбираем результаты расчета для анализа: на данном этапе - это КYA.sig., КYA1.sig КYA4.sig КYA11.sig КYA20.sig

Анализ термонапряженного состояния охлаждаемой лопатки помещен на рис. 2.18, 2.19.

Рисунок 2.19 - Диаграмма “Т - у” для 400 часов



Рисунок 2.18 - Анализ термонапряженного состояния неохлаждаемом лопатки турбины при ресурсе ф = 400 часов

Как видно из рисунков, минимальный запас прочности без ползучести составляет 3,566.

Вывод:

В ходе выполнения расчетной работы была разработана схема охлаждения рабочих лопаток турбины,. Проведена оптимизация термонапряженного состояния охлаждаемой лопатки.

Установлено, что проектируемая лопатка на максимальном режиме имеет минимальный запас прочности без ползучести 3,566 при ресурсе 400 часов в точке №43 на 11 минуте, Таким образом, было выявлено что в данном двигателе можно повышать температуру. Так как, минимальный запас прочности равен 3,566 что в несколько раз превышает допустимые значения.

2.4 Расчет на прочность замка лопатки

2.4.1 Расчет на прочность замка лопатки компрессора

Крепление рабочих лопаток к роторам компрессоров и турбин осуществляется специальными замками.

Выбор типа замка проводится на основании специфических особенностей работы узла, для которого он предназначен.

Помимо общих требований, характерных в целом для ГТД, к конструкции замков лопаток предъявляются такие, как конструктивная простота, технологичность возможность демонтажа и ремонта лопаточного венца, надежность и долговечность.

Прочность замковых соединений для турбин снижается вследствие ухудшения механических характеристик материалов диска и лопатки при повышенных температурах.

В данном расчете определяется прочность замка лопатки первой ступени компрессора проектируемого двигателя. Крепление лопатки трапециевидное типа “ласточкин хвост”. Расчет проводим по методике, изложенной в [1]

2.4.1.1 Силы, учитываемые при расчете замка лопатки.

На лопатку действуют центробежная сила , окружная составляющая газовой силы , осевая составляющая газовой силы . Сила вызывает растяжение, силы и - изгиб ножки лопатки. Кроме того, ножка лопатки испытывает напряжения кручения - от центробежных и газовых сил.

Величины напряжений в замке лопатки зависят от величин действующих сил, от конструкции замка и от того, как посажена ножка лопатки в паз диска.

Расчет замка лопатки ведем на центробежную силу , составляющими от газовых сил пренебрегаем.

Также учитываем центробежные силы, возникающие при вращении массы самого замка .

Целью расчета является определение напряжения смятия на площадках контакта лопатки с диском от центробежных сил лопатки.

Расчетная схема представлена на рисунке 2.20.



2.4.1.2 Расчет на прочность

Центробежная сила лопатки включает две составляющие: центробежную силу пера лопатки и центробежную силу хвостовика лопатки

,

Где

,

- напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме, значение берем из расчета лопатки =125,35 Мпа;

- площадь корневого сечения лопатки

0.375*10^-4 м;

,

где h₁,h₂,,b - геометрические размеры замка лопатки (см. рис. 2.10).

Из условия равновесия сил, действующих в замке лопатки в радиальном направлении сила реакции стенок паза равна:

Напряжение смятия:



Рисунок 2.20 - К расчету замка на прочность

где - площадь боковой грани паза, на которой действует сила :

,

- угол наклона боковой грани паза к поверхности перпендикулярной оси лопатки, принимаем 70.

определим по формуле:

Подставляя исходные данные, получаем:

Сила действующая на перемычку диска в сечении 1 - 1 опредиляем по формуле:

где = 9.5^о - угол между осями лопаток;

- центробежная сила одного замкового выступа диска.

Напряжение растяжения в сечении 1 - 1 диска рассчитываем по формуле [1, стр. 210]:

где b_1-1 и а₁ длина и ширина площадки в сечении 1 - 1 соответственно (см. рис. 2.20.).

Вывод: замок лопатки удовлетворяет нормам прочности на смятие, полученное значение =15.7 МПа, что меньше допускаемого =250 Мпа. Обод диска также имеет высокий запас прочности.



2.4.2 Расчет на прочность замка лопатки турбины

Наибольшее широко для турбин применяют «ёлочные» замки. При таком соединении лопаток с диском материал используется наиболее рационально. При необходимости прочность соединения может быть повышена за счет увеличения числа пар зубьев на хвостовике лопатки, однако это приводит к уменьшению радиусов скруглений и вызывает увеличение концентрации напряжений в элементах замка. Оптимальное число пар зубьев 47. Основные недостатки «ёлочного» замка - конструктивная сложность и высокая стоимость производства.

Расчет на прочность замка состоит из расчета замковой части лопатки (хвостовика) и замковой части обода диска (гребня). Сложность форм хвостовиков лопаток и замковой части обода вызывает концентрацию напряжений. Фактические напряжения, как правило в полтора раза превышают расчетные. Это обстоятельство учитывают применением заниженных допускаемых напряжений.

При расчете ёлочного замка условно принимается, что центробежная сила, действующая на лопатку, распределяется по зубьям замка равномерно. В значительной мере это условие обеспечивается подбором зазоров в замке при монтаже, а также тем обстоятельством, что при перегрузке отдельных зубьев происходят пластические деформации, обеспечивающие выравнивание нагрузки. Распределение усилий по зубьям замка зависит от жесткости зубьев и при малой жесткости будет почти равномерным.

Рисунок 2.21 - Расчётная схема замка

При расчете ёлочного замка обычно пренебрегают действием изгибающих и крутящих моментов от газовых и инерционных сил и определяют напряжения только от центробежных сил.

Растягивающие напряжения в i-м сечении ножки лопатки;

Растягивающие напряжения для обода диска в том же сечении;

Среднее напряжение смятия между лопаткой и ободом диска,

Здесь:

i номер рассматриваемого сечения;

n число зубьев на одной стороне ножки;

Р_jл полная центробежная сила лопатки вместе с ножкой;

P_jнi центробежная сила части ножки, заключённой между i-м и (i + 1)-м сечением;

Р_jнi центробежная сила части ножки, расположенной ниже i-го сечения;

P_jоi центробеная сила части выступа диска, заключённого между i-м и (i + 1)-м сечением;

Р_jоi центробеная сила части выступа диска, расположенной выше i-го сечения;

половина угла клина замка;

угловой шаг лопаток;

z число лопаток;

= 0,2 коэффициент трения между зубьями лопатки и диска;

a, b, l, e размер элементов замка.

Сила действующая на зуб предполагая, что нагрузка распределяется по зубьям равномерно:

Центробежные силы определяются по формуле:

где:

плотность материала лопатки (диска);

V объём элемента ножки лопатки (диска), заключённый между сечениями;

R_ci расстояние от оси вращения до центра тяжести объёма V.

Для вычисления объёмов используются формулы:

В расчётах принимается: c_I = h_I;

Напряжение изгиба у основания зуба рассчитываем по формуле:



где e₁ плечо силы P_i;

половина угла клина хвостовика лопатки;

h высота основания зуба.

Максимальное напряжение среза:

где h₁ высота зуба у контактной поверхности.

Исходные данные сведены в таблицу 2.9.

Таблица 2.9

Исходные данные

№ сечения	Сi=hi, мм	bi, мм	li, мм	аi, мм	Rс, мм
1	3,8	3,7	10	7,2	130
2	3,8	4,7	10	6,7	125
3	3,8	6,2	10	6,1	121
4	3,8	7,6	10	5,5	117

е = 2 мм;f = 2 мм; = 15град.

Угловая скорость вращения = 2108рад/с.

Плотность материала диска _д = 8200 кг/м³;

Плотность материала лопатки _л = 8200 кг/м³.

1. Центробежная сила пера лопатки:



2. Центробежная сила хвостовика

3. Полная центробежная сила

4. Сила действующая на зуб предполагая, что нагрузка распределяется по зубьям равномерно:

5. Напряжения в перемычке хвостовика лопатки и гребня диска. Результаты расчета сводим в таблицу 2.10

Таблица 2.10

Расчет напряжения в перемычке хвостовика лопатки и гребня диска

	Объём сечения лопатки, мм3	Объём сечения диска, мм3	Центр. сила сеч. лопатки, Н	Центр. сила сеч. диска, Н	Суммарн центроб. сила ножки Н	Суммарн. центроб. сила выступа диска. Н	Напряж. растяж. лопатки, МПа	Напряж. растяж. диска, МПа
Сеч	ViI	ViII	PjНi	PjЛi	PjНi	PjЛi	лi	дi
1 2 3 4	362,78 341,89 319,08 298,18	258,28 305,78 360,88 395,08	1718,62 1557,32 1406,95 1271,33	1223,57 1392,88 1591,26 1684,48	5954,22 4235,6 2678,28 1271,33	5892,19 4668,62 3275,74 168,48	276,97 197,79 135,76 108,28	170,85 115,88 69,84 38,88

6. Среднее напряжение смятия зуба замка _см = 125,4МПа.

7. Напряжение изгиба при e₁ = 1,25 мм, ₁ = 20 град.



8. Максимальное напряжение среза

У газовых турбин серийных ТВД, ТРД и ТРДД указанные допускаемые напряжения достигают:

растягивающие напряжения в ножке лопатки [_л ]= 300 МПа;

растягивающие напряжения для обода диска[ _д ]= 230 МПа;

напряжение смятия в зубьях [_см ]=235 МПа;

напряжение изгиба у основания [_и ]= 200 МПа;

- напряжение среза зуба [_ср ]=150 МПа.

Вывод: полученные в результате расчёта напряжения в некоторых сечениях диска и лопатки больше допускаемых, следовательно, существует вероятность разрушения хвостовика лопатки либо замковой части диска. Для избежания опасных ситуаций необходимо увеличить количество пар зубьев.

2.5 Расчет на прочность диска

Общие сведения

Диски компрессоров и турбин - это наиболее ответственные элементы конструкции газотурбинных двигателей. От совершенства конструкции дисков зависит легкость и надежная работа авиационных двигателей в целом.

В общем, случае в диске возникают следующие виды напряжений:

- растяжение от: центробежных сил, температурных нагрузок;

- напряжения кручения, если диск передаёт крутящий момент;

- изгибные от: разности давления и температуры по радиусу диска, осевых газодинамических сил, действующих на лопатку, гироскопических моментов.

При расчете диска на прочность принимаются следующие допущения:

– диск находится в плоском напряженном состоянии;

– температура диска меняется только по радиусу и постоянна по толщине;

– напряжения на любом радиусе не меняется по толщине;

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

Целью данного расчета является расчет диска турбины на прочность от действия центробежных сил масс лопаточного венца и диска, методом конечных разностей.

Метод конечных разностей основан на приближенном расчете дифференциальных уравнений (1) и (2):

,(1)

,(2)

Где у_R и у_Т - радиальные и окружные напряжения,

b, R - текущее значение толщины и радиуса,

- угловая скорость вращения диска,

- плотность материала диска,

Е - модуль упругости первого рода,

t - температура элемента диска на радиусе R,

- коэффициент линейного расширения материала диска,

- коэффициент Пуассона.

Замена дифференциалов на конечные разности производится по таким формулам:

d_{R R} = _R - _R(n-1);d_{T T} = _T - _T(n-1);

dR R = R_n - R_n-1;db b = b_n - b_n-1); dE E = E_n - E_n-1);

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

Окончательные расчетные формулы

_Rn = A_n0 + B_n,_Tn = N_n0 + Q_n,

Где

A_n = A_n-1n + N_n-1n,N_n = N_n-1n + A_n-1n,

B_n = B_n-1n + N_n-1n,Q_n = Q_n-1n + B_n-1n - C_nn -_n.

Значения коэффициентов _n, _n, _n, C_n, _n и _n определяются так:

_n = 3 - R_n/R_n-1 - b_n/b_n-1, _n = R_n/R_n-1 - 1, _n = 1 - R_n/R_n-1 + E_n/E_n-1,

C_n = ²R_n-1²,_n = R_n/R_n-1 -1 - (b_n/b_n-1 + E_n/E_n-1 - 2), _n =(E_n+E_n1)/2(t) _n

- (t).

Особенностью расчета диска со скачкообразным изменением толщины является то, что в случае скачка в толщине диска следует ожидать скачкообразного изменения напряжений. Величину скачка в напряжениях можно определить из условия равенства радиальных сил, действующих в сечениях на границе смыкания участков диска с разными толщинами, и равенства окружных удлинений кольцевых элементов диска, выделенных там же.

Отличие в расчетах состоит в том, что при расчете диска со скачкообразным изменением толщины в месте скачка проводится два совпадающих сечения с разными толщинами диска.

Расчетные формулы для вычисления напряжений в сечении после скачка при использовании метода конечных разностей имеют такой вид:

,,

где и - радиальные и окружные напряжения в диске на радиусе R_n после скачка в толщине диска;

- напряжение в центре диска.

Коэффициенты , , и находятся по формулам:

; ; ; ,

где , - толщина диска на радиусе R_n до и после скачка в диске.

Определение коэффициентов А₀, В₀, N₀, Q₀

1. -диск сплошной:

₀ = A₀₀ + B₀,₀ = N₀₀ + Q₀,

Для выполнения этих условий коэффициенты А₀, В₀, N₀, Q₀ должны принимать следующие значения: А₀ = 1, В₀ = 0, N₀ = 1, Q₀ = 0

2. в случае диска с центральным отверстием:

0 = А₀₀ +В₀,₀ = N₀₀ + Q₀.

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

При разбивании диска по сечениям должны выполнятся следующее условия:

- отношения радиусов:

;

- отношения толщин:

.

Для первых трех сечений диска с центральным отверстием:

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

,

Где z - число лопаток;

- 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);

- плотность материала диска (материал диска ВТ3);

f- площадь радиального сечения разрезной части обода;

R_f- радиус центра тяжести площади f;

R_k- наружный радиус неразрезанного обода диска;

в_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 случаи наибольшей величины достигают напряжения от центробежных сил собственной массы диска и лопаточного венца, которые почти всегда имеют решающие значение при оценке прочности диска.

Запас прочности находим по формуле: k = _дл/_экв.

Так как диск находится в плосконапряженном состоянии, то за критерий прочности принимается эквивалентное напряжение:

_экв. = .

2.5.1 Исходные данные для диска компрессора

- материал диска - титановый сплав ВТ3;

- плотность материала = 4530 кг/м³;

- предел длительной прочности _дл = 950 МПа;

- модуль упругости Е = 1,1*10⁵ МПа;

- частота вращения n = 20130 об/мин;

- коэффициент Пуассона =0,3;

- напряжение в корневом сечении лопатки = 125.35Мпа;

- площадь корневого сечения лопатки F_k =0,375*10^-4м²;

- число лопаток на рабочем колесе z = 38;

- площадь радиального сечения разрезной части обода диска f = 0,00011 м²;

- радиус центра тяжести радиального сечения разрезной части обода диска R_f=0,0879 м;

Геометрические параметры диска в расчетных сечениях приведены в таблице 2.11

Таблица 2.11

Геометрические параметры диска в расчетных сечениях

	Ri, м	вi, м
1	0.0545	0.015
2	0.059	0.015
3	0.062	0.015
4	0.062	0.01
5	0.063	0.01
6	0.067	0.01
7	0.0775	0.01
8	0.0784	0.0116
9	0.0784	0.0212
10	0.0794	0.0212
11	0.0824	0.0212
12	0.0854	0.0212

Рисунок 2.22 - Исходная схема диска компрессора

Расчет на прочность диска компрессора выполнен с помощью ЭВМ по программе disk_epf.exe. Результаты расчетов приведены в таблице 2.12 и в графическом виде на рисунке 2.23 и 2.24



Таблица 2.12

Расчет на прочность диска компрессора

Рисунок 2.23 - Распределение напряжений по радиусу диска компрессора

Рисунок 2.24 - Изменение коэффициента запаса по радиусу диска

Вывод: полученные в результате расчета запасы прочности удовлетворяют нормам прочности. Минимально допустимый запас равен 2,1. Сечение с минимальным запасом находиться в районе центрального отверстия.

2.5.2 Исходные данные для диска турбины

2.5.2.1 Расчет температурного состояния диска

Проводится тепловой и статический расчет диска ТВаД двигателя ТВ3-117. Исходные данные для курсового проекта берем из работы бакалавра «Турбина ТВаД мощностью 2182 кВт».

Коэффициенты теплоотдачи на поверхности диска определяются по соотношениям:

; ;

, где

- плотность воздуха;

P - давление воздуха в расчетном сечении;

[Па*с] - коэффициент динамической вязкости воздуха; [Вт/м*К] - коэффициент теплопроводности воздуха; R_с - радиус сечения. Исходные данные приведены в таблице 2.13.

Таблица 2.13

Исходные данные

T	589,7	єC
p	929000	Па
R	287	Дж/кг·град
n	20130	об/мин
щ	2108	1/с



Таблица 2.14

Расчет параметров охлаждающего воздуха

Rm	T	TC	nu	lamda	ro	Re	Nu	alfa
0,026	589,7	590,43911	0,000297	0,043945	5,425535	26053,8	70,57765	119,289
0,031	589,7	590,75071	0,000297	0,043957	5,422674	37009,26	93,45846	132,5211
0,041	589,7	591,53792	0,000297	0,043988	5,415457	64610,46	145,9529	156,5902
0,08	589,7	596,69745	0,000298	0,044193	5,368631	242857,2	420,9699	232,5486
0,095	589,7	599,5675	0,000299	0,044307	5,342932	340045,5	551,0614	257,0104
0,104	589,7	601,52569	0,000299	0,044385	5,325539	405564,7	634,4807	270,7852
0,108	589,7	602,45285	0,000299	0,044422	5,317343	436365	672,7447	276,7124
0,131	589,7	608,463	0,000301	0,044663	5,26482	632624,1	905,4968	308,7216
0,139	589,7	610,82464	0,000301	0,044758	5,244465	708157,5	991,0013	319,1052

При расчете напряженно-деформированного состояния учитываем следующие нагрузки:

- силы инерции от вращения (n =20130 об/мин);

- контурная нагрузка (напряжение) от центробежных сил лопаток и замковой части обода;

- поле температур, создающее температурные напряжения;

2.5.2.2 Построение конечно-элементной сетки.

Диск турбины является телом вращения, нагрузки, действующие на контур - симметричные. Поэтому будем рассматривать осесимметричную задачу.

2.5.2.3 Выбор типа элементов

Тип элемента задаем командой EGROUP,1,TRIANG,0,1,1,0,0,0,0,0, в которой указываем тип элемента TRIANG (3-6 узловые элементы). Также в этой команде указываем на то, что задача у нас осесимметричная. Сетка элементов представлена на рисунке 2.25.



Рисунок 2.25 - Сетка конечных элементов

2.5.2.4 Расчет температурного состояния диска

Для расчета температурного состояния задавались граничные условия:

ГУ 1-го рода задавались как температура на ободе диска (см. таблицу 2.13);

ГУ 3-го рода задавались как конвекция (б) (см. таблицу 2.13).

На рисунках 2.26. - 2.30. показаны температурные поля диска ТВаД, на рисунке 2.31 - изменение температур в выбранных узлах (узлы №5, №18, №36, №397, №430), на рисунке 2.32. - обобщенный полетный цикл (ОПЦ).

авиадвигатель компрессор турбина лопатка

Рисунок 2.26. - Распределение температур по диску на 5 шаге

Рисунок 2.27 - Распределение температур по диску на 18 шаге



Рисунок 2.28.- Распределение температур по диску на 36 шаге

Рисунок 2.29 - Распределение температур по диску на 397 шаге

Рисунок 2.30. - Распределение температур по диску на 430 шаге