Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Теоретическая часть

1.1 Термогазодинамический расчет двигателя

1.1.1 Выбор и обоснование параметров

1.1.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ

1.2 Согласование работы компрессора и турбины

1.2.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования

1.2.2 Результаты расчёта и формирование облика двигателя

1.3. Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

1.4 Профилирование лопаток РК первой ступени турбины на ЭВМ

1.4.1 Выбор и обоснование закона профилирования

1.4.2 Расчёт параметров потока по радиусу

1.4.3 Расчёт решеток профилей рабочего колеса

Выводы

2.Конструкторская часть

2.1 Общие сведения

2.2 Расчет на статическую прочность рабочей лопатки первой

ступени турбины высокого давления

2.2.1 Формирование исходных данных

2.2.2 Статический расчет лопатки турбины на ЭВМ

2.3 Расчет на прочность диска турбины

2.3.1 Основные расчетные уравнения для определении упругих напряжений в диске от центробежных сил и неравномерного нагрева

2.3.2 Определение температуры диска

2.3.3 Формирование исходных данных

2.3.4 Расчет диска на прочность диска турбины на ЭВМ

2.4 Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки турбины высокого давления

2.4.1 Формирование исходных данных

2.4.2 Расчет динамической частоты

2.4.3 Построение частотной диаграммы

2.5 Расчет на прочность замка лопатки “елочного” типа

2.5.1 Формирование исходных данных

2.5.2 Порядок выполнения расчета

Выводы

3. Технологическая часть

3.1 Анализ чертежа детали

3.1.1 Назначение детали

3.1.2 Анализ технологичности конструкции шестерни

3.1.3 Выбор заготовки и метод её изготовления

3.1.4 Выбор и обоснование метода получения заготовки

3.2 Расчеты и обоснование потребного количества технологических операций формообразования цилиндрических и плоских поверхностей детали «Шестерня коронная»

3.3 Выбор и технико-экономическое обоснование этапов технологического процесса изготовления, комплектов технологических баз, методов и последовательности обработки поверхностей детали

3.4 Разработка, обоснование и оформление предварительного плана технологического процесса изготовления детали «Шестерня коронная

3.5 Расчёты припусков на обработку и операционных размеров-диаметров всех цилиндрических поверхностей нормативным методом

3.6 Расчёты припусков на обработку и операционных размеров-диаметров заданных цилиндрических наружных и внутренних поверхностей вращения расчётно-аналитическим методом

3.7 Расчет припусков на обработку и операционных размеров-координат плоских торцевых поверхностей

3.8 Расчет припусков на обработку и операционных размеров-координат торцевых поверхностей с использованием размерных цепей

3.9 Расчет режимов резания двух операций

3.9.2 Расчет режима резания для сверлильной операции

Выводы

Заключение

Список рекомендуемой литературы

турбины двигателя прочность

Введение

Для современной авиации характерно применение различных типов газотурбинных двигателей. Это объясняется разнообразием типов самих летательных аппаратов и специфическими требованиями, предъявляемыми каждым типом летательных аппаратов к его силовой установки.

Одной из важнейших задач производства авиационных двигателей является создание технологичной и надежной конструкции двигателя. Конструкция двигателя должна удовлетворять современным двигателям, а также обеспечивать необходимые запасы прочности всех ответственных узлов, элементов и всего двигателя в целом. Ввиду тяжелых условий работы элементов опор и горячих частей проточной части двигателя, его конструкция должна обеспечивать надежное охлаждение и смазку трущихся поверхностей.

Данная работа выполняется с целью получения основных параметров нового двигателя, спроектированного на базе двигателя - прототипа. Учитывая, что полное моделирование двигателя в рамках бакалаврского проекта невозможно, то используется двигатель-прототип АИ-222-25, который служит источником основных параметров и соотношений.

Теоретический раздел данной работы заключается в выборе параметров и термогазодинамическом расчете двигателя, согласовании работы газогенератора, газодинамического расчета турбины, профилирования лопаток рабочих колес первой ступени турбины. Все расчеты проводятся с помощью ЭВМ.

Конструкторский раздел заключается в разработке конструкции турбины ТРДД по полученным данным из расчетов теоретической части. А также расчетов на прочность лопатки, диска, замковой части лопатки с целью проверки спроектированных узлов на обеспечение необходимых запасов прочности. Также необходим расчет частоты первой формы изгибных колебаний лопатки турбины для проверки отсутствия резонансных режимов в рабочей области частот вращения ротора. Все расчеты проводятся с помощью ЭВМ.

В технологическом разделе необходимо разработать план обработки детали - шестерни коронной, спроектировать заготовку.

1. Теоретическая часть

1.1 Термогазоденамический расчет двигателя

1.1.1 Выбор и обоснование параметров

Выбор параметров двигателя осуществляется в соответствии с рекомендациями, изложенными в методическом пособии[1].

В зависимости от назначения и условий, при которых рассчитывается двигатель, выбираются параметры узлов (_ВХ, _K, _вс,г, _т^*, ц_с,С_с) и соответствующие им режимы работы на характеристиках. В основу оптимизации параметров закладываются разные критерии (целевые функции): минимум удельного расхода топлива, максимум тяги, обеспечение надежности на чрезвычайных режимах работы и т.п.

Основными параметрами рабочего процесса двигателя, оказывающими существенное влияние на его удельные параметры, является температура газа перед турбиной Т^*_г и степень повышения давления в компрессоре (во внутреннем контуре)р^*_кІ, в вентилятор ер^*_вІІ.

Выбор степени двухконтурности

Двигатель будет использоваться на учебно-боевом самолете, то необходимо минимальное лобовое сопротивление двигателей, т.е. степень двухконтурности должна быть небольшой. Принимаем степень двухконтурности m=1,18.

Температура газа перед турбиной

Современные достижения материаловедения и технологии, а также совершенствование систем охлаждения лопаток газовых турбин позволяет существенно увеличивать допускаемое значение Т^*_г.

Увеличение температуры газов перед турбиной позволяет значительно увеличить удельную тягу двигателя и, следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу двигателя. Для обеспечения надежности работы турбины при высоких значениях температуры газа (Т^*_г>1250 К) необходимо применять охлаждаемые лопатки. С учетом использования конструкционных материалов двигателя-прототипа принимаем Т^*_г =1480К

Степень повышения давления в вентиляторе

При Т^*_Г=1480 К и ^*_кІ=15.6 оптимальное значение степени повышения давления в вентиляторе наружного контура^*_{вІІ опт}=2.31 (см. таблицу1.2).

КПД компрессора и турбины

Величина изоэнтропического КПД многоступенчатого компрессора по параметрам заторможенного потока зависит от степени повышения давления в компрессоре и КПД его ступеней:

где - среднее значение КПД ступеней.

На расчетном режиме среднее значение КПД ступеней в многоступенчатом осевом компрессоре современных ГТД лежит в пределах = 0,88.. .0,90. Принимаем = 0,885.

Рассчитываем КПД для р_к1*=15,6:

Значения КПД охлаждаемых турбин меньше значений КПД неохлаждаемых. Для вычисления КПД охлаждаемых турбин рекомендуется использовать следующую формулу:

где ^*_{т неохл}- КПД неохлаждаемой турбины.

Неохлаждаемые турбины необходимо применять при температуре

Т^*_г ?1250 К. КПД неохлаждаемой турбины принимаем ^*_{т неохл}= 0,92. Тогда:

Физические константы воздуха и продуктов сгорания

Показатель изоэнтропы:

к =1.4; к_г=1.33.

Универсальная газовая постоянная:

R =287 Дж/кг·K; R_г=288 Дж/кг·K.

Удельная теплоёмкость при постоянном давлении

C_p=1005 Дж/кгК; С_рг=1160 Дж/кгК.

Потери в элементах проточной части двигателя

Потери в элементах проточной части двигателя задаются значениями коэффициентов восстановления полного давления в этих элементах.

Коэффициент восстановления полного давления для входных устройств:

Для входных устройств ТРДД _ВХ составляет 0,97…0,995. Принимаем _ВХ=0,975.

Потери полного давления в камере сгорания вызываются гидравлическим и тепловым сопротивлением. Гидравлическое сопротивление определяется в основном потерями в диффузоре, фронтовом устройстве камеры сгорания, при смешении струи газов, имеющих различные плотности, при повороте потока газов _гидр=0,93...0,97, принимаем _{гидр =} 0,95.

Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу _тепл>0,97...0,98. Примем величину коэффициента теплового сопротивления _тепл⁼ 0,98. Определяем величину коэффициента потерь полного давления в камере сгорания:

_кс = _гидр._тепл = 0,95·0,98=0,93.

Потери тепла в камерах сгорания, главным образом, связаны с неполным сгоранием топлива и оцениваются коэффициентом полноты сгорания з_г. Этот коэффициент на расчётном режиме достигает значений 0,97.. .0,99.Выбираем з _г = 0,99.

При наличии переходного канала между компрессорами ВД и НД коэффициент восстановления полного давления у_пт выбирается в пределах у_пт=0,985…1. Принимаем у_пт=0,985.

Коэффициент восстановления полного давления в переходном канале между каскадами компрессора принимаем равным у_вк=0,985.

С помощью механического КПД учитывают потери мощности в опорах двигателя, отбор мощности на привод вспомогательных агрегатов, обслуживающих двигатель. Механический КПД находится в интервале з_m=0,98...0,995. Для ротора высокого давления принимаем з_mвд=0,985. Для ротора вентилятора з_{m в}=0,995.

При истечении газа из суживающегося сопла возникают потери, обусловленные трением потока о стенки сопла, а также внутренним трением в газе. Эти потери оцениваются коэффициентом скорости ц_с. Для сопел принимаем ц_с1=0,99, ц_с2=1.

При малом различии скоростей потоков наружного и внутреннего контуров на входе в камеру смешения, обусловленном равенством статических и примерным равенством заторможенных давлений в этом сечении, потери на смешение невелики и могут задаваться значением коэффициента _см=0,98...0,99, принимаем _{см =} 0,985.

Для задания простого суживающего сопла принимается _с=1, а полное расширение газа в сопле при сверхкритическом перепаде давлений реализуется при_с=0,1. Принимаем _с1=0,1, _с2=1,

Современные двигатели имеют сложную систему охлаждения горячих частей (первые ступени турбины). Необходимо также производить подогрев элементов входного устройства, поскольку попадание в проточную часть двигателя льда может привести к повреждению лопаток. Для всех этих нужд требуется воздух, отбираемый из-за компрессора или какой-либо его ступени. Отбор сжатого воздуха оценивается относительной величиной Для расчёта принимаем =0,100.

1.1.2 Термогазодинамический расчёт двигателя на ЭВМ

Рисунок 1.1 - Схема двигателя

Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Pуд - удельной тяги, Суд - удельного расхода топлива и расхода воздуха Gв ).

С помощью программы rdd.exe [1] выполняем термогазодинамический расчет ГТД.

Исходными данными для расчета являются параметры, выбранные в предыдущем разделе.

Для авиационного керосина, используемого в качестве топлива: теплотворная способность топлива Нu =43000 кДж/кг, теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания одного килограмма топлива =14,8кг_возд/кг_топл.

Исходными данными для расчета являются следующие величины, определяющие расчетный режим двигателя:

· Gв - величина расхода воздуха через двигатель;

· р_к*, Т*_г - параметры, определяющие термогазодинамический цикл двигателя на расчетном режиме;

· , - КПД компрессора и турбины компрессора;

· ,, - КПД вентилятора, механические КПД двигателя и компрессора;

· - коэффициент полноты сгорания топлива;

Так как основной целью термогазодинамического расчета является определение удельных параметров двигателя Руд и Суд, то данный расчет обычно выполняют для Gв=1 кг/с. При этом вычисляют значения параметров рабочего тела в характерных сечениях по проточной части двигателя. Эти данные используют при согласовании параметров компрессора и турбины и при общей компоновке проточной части двигателя.

В ходе термогазодинамического расчёта были получены наиболее важные параметры, которые определяют весь дальнейший процесс газодинамического проектирования двигателя. При значениях _к*=15,6 ,Т_г*=1480К и ^*_КII=^*_{вІІ опт} =2,31 удельные параметры двигателя следующие:

-

- .

Определили полные давление и температуру в характерных сечениях, а также параметры основных узлов, получили исходные данные для дальнейшего газодинамического расчёта двигателя.

1.2 Согласование параметров компрессора и турбины

1.2.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования

Расчет выполняем по методике [2] с использованием программы SLRDD.exe.

Согласование работы турбины и компрессора является наиболее важным этапом проектирования двигателя. Целью согласования является распределение работы между каскадами и ступенями компрессора, ступенями турбины, определение основных размеров двигателя. В ходе выполнения расчёта необходимо соблюдать основные ограничения, обеспечивающие надёжную и экономичную работу. Среди них: относительная высота лопаток последних ступеней компрессора и первых ступеней турбины, относительный втулочный диаметр на выходе из компрессора, степень реактивности ступеней компрессора, нагрузка на ступени турбины.

Исходными данными для этих расчетов являются значения заторможенных параметров рабочего тела (воздуха и продуктов сгорания) в характерных (расчетных) сечениях проточной части, основные геометрические (диаметральные) соотношения каскадов лопаточных машин, а также принимаемые значения коэффициентов аэродинамической загрузки компрессорных и турбинных ступеней.

При выборе формы проточной части компрессора низкого давления с постоянным наружным диаметром Dк=const следует учитывать её относительно невысокий энергообмен в ступенях и возможность реализации низкого значения относительного втулочного диаметра на выходе из КНД. Следовательно, выбираем форму проточной части компрессора низкого давления с Dк=const.

При выборе формы проточных частей компрессоров высокого давления сDк=соnst, следует учитывать рост Dср вдоль проточной части, что приводит к увеличению напорности компрессора. При этом повышаются технологические характеристики, и эксплуатационные преимущества такой формы проточной части компрессора. Следовательно, выбираем форму проточных частей компрессоров сDк=соnst.

Форма проточной части турбины выбирается из конструктивных соображений. Значение среднего коэффициента нагрузки в турбине не должно превышать величины =1.8.

Для использования ПЭВМ при выполнении этого этапа проектирования на кафедре разработан комплект программ, позволяющий осуществить формирование облика ГТД различных типов и схем. Используем программу расчёта двухзального ( ТРДД-2 ). Файлы программ формирования облика ТРДД-2:

rdd.dat - файл исходных данных;

rdd.exe - исполнимый файл;

rdd.rez - файл результатов теплового расчета ТРДДсм ;

srdd.dat - файл передачи данных теплового расчета;

slrd2.exe - исполнимый файл;

slrd2.rez - файл результатов программы формирования облика ТРДД-2.

Для возможности просмотра графического изображения получаемой проточной части ГТД в комплект введена и программа графического сопровождения fogt.exe.

Результаты счета заносятся в файл slrd2.rez и в файл исходных данных fogtd.dat программы графического сопровождения fogt.exe .

В качестве расчетных сечений при увязке параметров приняты:

1)входное сечение вентилятора (в-в), определяющее габариты двигателя и частоту вращения ротора;

2)входное сечение КНД и КВД

3) выходное сечение компрессора (к-к), определяющее ограничения по относительному диаметру втулки и углу последней ступени ();

4) выходное сечение турбины (т-т), определяющее средний коэффициент нагрузки ступеней турбины вентилятора, величину скорости на выходе, относительную длину лопаток, величину напряжений в лопатках;

5) выходное сечение каскада турбины ТВД, определяющее аналогичные параметры, что и в сечении т-т.

В расчете предполагается осевое течение во всех расчетных сечениях и равенство расходов воздуха и газа во внутреннем контуре, т.е. .

Для упрощения перехода к следующим этапам расчета двигателя, дополнительно определяются КПД и параметры на входе для каждого каскада компрессора.

Исходные данные для выполнения формирования облика двигателя на ЭВМ, представлены в таблице 1.3.

1.2.2 Результаты расчёта и формирование облика двигателя

Формирование облика (проточной части) ГТД является одним из наиболее важных начальных этапов проектирования ГТД, непосредственно следующим за выполнением теплового расчета и предшествующим газодинамическим расчетам элементов проточной части (каскадов компрессоров и турбин). При выполнении расчетов по формированию облика ГТД определяются: форма проточной части, частоты вращения роторов и число ступеней каскадов лопаточных машин.

На рисунке 1.2 показана схема проточной части двигателя, полученная в результате выполнения согласования.

Рисунок 1.2 - Схема проточной части двигателя

Вывод

Таким образом, выполнена основная задача этапа согласования - формирование облика двигателя. Были получены примерные геометрические размеры и основные газодинамические параметры по сечениям.

Вентилятор, состоит из двух трансзвуковых ступеней, малонагруженный (zc =0.227), имеет значения=0.87.

Компрессор высокого давления состоит из восьми ступеней, средненагруженный (zc =0.2595), имеет значение=0.8566.

Относительный диаметр втулки на выходе из последней ступени КВД вт =0.9181, что не превышает допустимого, вт =0.94.

Турбина высокого давления, одноступенчатая, высоконагруженная (Mz=1.6098), имеет значение =0,8620, обеспечивается условие (h/D)г=0,0834>0,065.

Турбина вентилятора, одноступенчатая, средненагруженная (Mz=1.423), имеет значение=0.88, (h/D)т=0.1905<0.25.

По результатам расчета можно судить о том, что полученные параметры лежат в пределах допустимых значений по опыту предыдущих конструкций двигателей-аналогов.

1.3. Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

Расчет выполняем по методике [3].

Расчет и графическое представление результатов расчета проводятся на ЭВМ с помощью подпрограмм GDRGT и GFT.

В качестве исходных данных для расчета используются значения параметров, полученные в тепловом расчете и при формировании облика двигателя. Остальные параметры выбираются.

Для расчета необходимы такие исходные данные:

-- расход газа, .;

-- температура за камерой сгорания, .

-- полное давление за камерой сгорания, .

-- температура охлаждающего воздуха, .

,

где -- относительный радиальный зазор в горячем состоянии.для рабочих венцов с бандажными полками.

-- отношение скорости воздуха на выходе из отверстий к средней скорости газа в этом же сечении.лежит в пределах . Принимаем.

-- отношение средней скорости газа в сечении выпуска охлаждающего воздуха к скорости газа за решеткой.лежит в пределах .

-- относительная высота щели выпуска охлаждающего воздуха.

,

гдеh_щ-- высота щели; h_п -- высота перемычки. . Принимаем= 0.8.

--относительная толщина кромки охлаждаемой лопатки, где

-- диаметр выходной кромки лопатки, -- “горло” межлопаточного канала. . Принимаем =0.05.

-- относительная толщина выходной кромки охлаждаемой лопатки.. Принимаем=0.10

-- мощность каждой ступени турбины, .

кВт;

кВт;

-- частота вращения рабочего колеса ступени,.Частоты вращения роторов КНД и КВД (берутся из газодинамического расчета компрессора, расположенного в курсовом проекте по ТРЛМ):

; .

-- термодинамическая степень реактивности каждой ступени лежит в пределах.

- средний диаметр лопаток соплового аппарата на выходе,.

-- средний диаметр лопаток рабочего колеса на выходе, .

-- высота лопатки СА на выходе, .

-- высота лопатки РК на выходе, .

Геометрические параметры (средние диаметры рабочих колес и высоты их лопаток) определяем по данным согласования компрессоров и турбин (раздел 1.2).

-- относительная толщина профиля лопатки СА на среднем диаметре.

-- относительная толщина профиля лопатки РК на среднем диаметре.

Для охлаждаемых лопаточных венцов эти величины выбирают большими в зависимости от способа охлаждения и количества охлаждающего воздуха:

; .

-- относительный расход охлаждающего воздуха через отверстия в области входной части профиля лопатки СА.

-- относительный расход воздуха через щели в области выходной кромки лопатки СА.

Далее представлены на рисунках 1.3-1.4 графики изменения параметров по ступеням (, , , , , и , и , и ).

Рисунок 1.3 -- Распределение, , , и по ступеням турбины.

Рисунок 1.4 --Распределение ,, , , и по ступеням турбины.

Рисунок 1.5 --Схема проточной части турбины.

Вывод

В результате газодинамического расчета на ЭВМ получены параметры, которые соответствуют требованиям, предъявляемым при проектировании осевой турбины. Величина приведённой скорости меньше 1.0…1.05, что снижает уровень волновых потерь. Сумма углов на входе в РК и на выходе из РК должно быть больше 60 град, что выполняется. Характерное изменение основных параметров(, и , и ) вдоль проточной части соответствует типовому характеру для газовых осевых турбин. Степень реактивности ступеней турбины во втулочных сечениях имеет положительные значения.

1.4 Профилирование лопаток РК первой ступени турбины на ЭВМ

Расчет выполняем по методике [4]

Этапом проектирования турбины, следующим за расчетом на среднем (геометрическом) радиусе, является расчет и построение решеток профилей турбины по радиусу. При правильном выполнении этих двух этапов обеспечиваются требуемые параметры турбины.

При учебном проектировании расчет решеток рабочего колеса и их лопаток проводят на трех характерных радиусах.

Исходными данными для профилирования рабочей лопатки турбины являются газодинамические и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе, получаемые в результате газодинамического расчета турбины. Далее по выбранному закону крутки потока и по соответствующим формулам рассчитываются все параметры на трех сечениях.

Реальное течение воздуха в турбины является пространственным, периодически неустановившимся течением вязкого сжимаемого газа, математическое исследование которого в строгой постановке задачи в настоящее время практически невозможно. Для получения инженерных результатов реальное течение обычно рассматривается как установившееся, осесимметричное, при постоянстве гидравлических потерь по радиусу.

1.4.1 Выбор и обоснование закона профилирования

Для расчета треугольников скоростей в межвенцовых зазорах у корня и у периферии лопаток необходимо выбрать закон изменения параметров потока по радиусу.

Этот закон выражается условием радиального равновесия, полученным в предположении, что поток в межвенцовых зазорах осесимметричен и линии тока располагаются по коаксиальным цилиндрическим поверхностям. Примем закон закрутки.

и .

В нашем случае, у этого закона есть ряд преимуществ:

1. Угол поворота потока во втулочных сечениях при прочих равных условиях на среднем радиусе меньше чем при законе закрутки .

2. Применение этого закона значительно упрощает технологию изготовления лопаток СА и РК, позволяет создать хорошую конструктивную базу для их монтажа в статоре и роторе.

3. При, лопатки СА и РК первой ступени турбины являются некручеными и имеют почти постоянный профиль по высоте, что способствует организации внутреннего охлаждения.

1.4.2 Расчёт параметров потока по радиусу

Исходные данные газодинамического расчета ступени турбины размещаются в файле исходных данных oct. dat (таблица 1.7). Результаты расчета, получаемые по программе oct.exe, заносятся в файл oct.rez (таблица 1.8). Также по этой программы построены графики , , Lc, Lw,, по высоте лопатки (рисунок1.8-1.10) и планы скоростей (рисунок1.11-1.12).

Рисунок1.8- График изменения и по высоте лопатки на входе и выходе из рабочего колеса

Рисунок1.9- График изменения Lc и Lw по высоте лопатки

на входе и выходе из рабочего колеса.

Рисунок1.11- Треугольники скоростей в 1,2 и 3 сечениях лопатки рабочего колеса

1.4.3 Расчёт решеток профилей рабочего колеса

Данные построения содержатся в файле gfrt.dat (таблица 1.9), построение профилей осуществляется с помощью графической программы gfrt.exe

Полученные решетки профилей РК турбины изображены на рисунках 1.13-1.17

Рисунок 1.13- Решетка профилей на радиусе =1

Рисунок 1.14-Решетка профилей на радиусе =0,96

Вывод

В данном разделе были получены решетки профилей лопаток первой ступени рабочего колеса турбины в пяти сечениях по высоте лопатки.

Во втулочном сечении скорость , однакоб₂=48,76<55град и ?в=123,4>120град, т.е. имеется местная диффузорность канала, но т.к. отклонения не превышают 5%, то профиль не требует корректировки.

Полученные профили лопаток имеют довольно большую относительную толщину (=0,264). Это связано с тем, что лопатка охлаждаемая, так как работает при высоких температурах. Наличие в лопатке охлаждающих каналов и вызвало увеличение относительной толщины профиля по сравнению с неохлаждаемыми лопатками.

Выводы

Результатом выполнения расчетно-теоретической части данной работы является термогазодинамический расчет двигателя тягой Р=26630 Н, согласование параметров компрессора и турбины, расчет осевого компрессора, расчет турбины и построение решеток профилей лопаток рабочего колеса первой ступени турбины.

В ходе проведения расчетов были получены следующие параметры:

- температура газа - Т_г^* = 1480 К;

- Удельная тяга двигателя - Н·с/кг;

- Удельный расход топлива - ;

- Расход воздуха на входе в компрессор - G_в = 49,41кг/с

При расчете турбины окончательно определили размеры проточной части, а также коэффициенты загрузки турбины.

Были построены треугольники скоростей и решетки профилей лопаток первой ступени рабочего колеса турбины в пяти сечениях по высоте лопатки.

В результате профилирования обеспечиваются расчётные параметры потока на входе и выходе из решётки, уменьшается возможность отрыва потока от поверхности профиля, а форма лопатки удовлетворяет требованиям прочности и технологичности. Применение законов ₁=const и ₂=const значительно упрощает технологию изготовления лопаток СА и РК, а также позволяет создать хорошую конструктивную базу для их монтажа в статоре и роторе.

2 Конструкторская часть

2.1. Общие сведения

Двигатель выполнен по двухроторной схеме с осевым десятиступенчатым двухкаскадным компрессором, разделительным корпусом с коробкой приводных агрегатов, кольцевой камерой сгорания, двухступенчатой турбиной, камерой смешения и эжекторным соплом.

Компрессор двигателя - осевой, двухкаскадный, десятиступенчатый, состоит из сверхзвукового двухступенчатого высоконапорного вентилятора и дозвукового восьми ступенчатого КВД.

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

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

Крутящий момент от вала турбины, изготовленного из стали ЭП866-Ш, к валу передается при помощи эвольвентного шлицевого соединения.

Разделительный корпус расположен между вентилятором и компрессором высокого давления (КВД), предназначен для разделения воздушного потока за вентилятором на потоки, поступающие во внутренний и наружный контуры, а также для размещения и крепления приводов агрегатов.

Во внутренней полости разделительного корпуса выполнены фланцы для крепления центрального привода и кронштейна датчиков частоты вращения ротора низкого давления (НД).

Разделительный корпус литой конструкции из магниевого сплава МЛ 10, состоит из двух оболочек и литого кольца, соединенных между собой шестью радиальными ребрами-стойками.

Компрессор высокого давления состоит из статора КВД с РК и НА, ротора КВД, опоры КВД, механизма поворота лопаток ВНА и НА, клапана перепуска, кожухов наружного контура двигателя.

Ротор КВД восьми ступенчатый, стяжной, барабанно-дисковой конструкции. Состоит из восьми рабочих колес, переднего и заднего валов, переднего и заднего лабиринтов, пяти приставок между рабочими колесами 3...8 ступеней. Рабочие колеса 2...8 ступеней, передний и задний валы, задний лабиринт, соединяются между собой при помощи 16 пригонных стяжек, образуя силовую схему ротора.

Клапан перепуска установлен на корпусе компрессора высокого давления и служит для получения приемлемых запасов устойчивости на режимах запуска.

Камера сгорания двигателя, выполненная на базе узла камеры сгорания двигателя ДВ-2.

Камера сгорания - кольцевого типа, состоит из корпуса, диффузора, жаровой трубы, топливного коллектора с форсуночными трубопроводами, форсунок и воспламенителей.

В камере сгорания применены 20 одноканальных форсунок с воздушным распылом топлива.

В системе розжига применены два факельных воспламенителя.

Для воспламенения пускового топлива применены свечи полупроводниковые СП-70 (2 шт.) и агрегаты зажигания ПВФ-11-1 (2 шт.).

Турбина

Турбина состоит из одноступенчатых турбин высокого и низкого давления, а так же опоры турбины .

Турбина высокого давления (ТВД) - охлаждаемая, осевая, реактивная предназначена для преобразования энергии газового потока в механическую энергию вращения ротора ВД и приводных агрегатов.

Ротор ТВД состоит из рабочего колеса, диска лабиринтного, цапфы задней и экрана переднего. Рабочая лопатка ТВД с эффективной высоконапорной системой охлаждения с петлевыми каналами, перфорацией на входной кромке и выпуском охлаждающего воздуха через щель в районе выходной кромки. Такая система охлаждения рабочей лопатки ТВД продиктовала применение лабиринтного диска в системе подвода охлаждающего воздуха. Колесо ротора включает в себя диск и рабочие лопатки, зафиксированные уплотнительным диском. На цапфе задней, имеющей гребешки лабиринтных уплотнений, установлено радиально-торцовое контактное уплотнение и внутреннее кольцо межевального роликоподшипника ТВД. К цапфе задней крепится экран передний для разделения воздушной и масляной полостей. Ротор ТВД соединяется с задним валом КВД стяжными болтами.

Диск ТВД и диск лабиринтный изготавливаются из порошкового сплава ЭП741-НП, диск уплотнительный из сплава ЭК79-ИД, цапфа задняя из сплава ЭИ698-ВД, экран передний из сплава ЭИ961-Ш. Рабочие лопатки ТВД литые, изготавливаются методом ВСНК из сплава ЖС26-ВИ и имеют защитное покрытие газоциркуляционное хромоалитирование внутренней полости пера и проточной части с последующим покрытием СДП2 проточной части.

СтаторТВД состоит из секторов сопловых лопаток, корпуса наружного, приставок над рабочими лопатками и корпуса внутреннего с элементами лабиринтных уплотнений. Сопловые лопатки ТВД охлаждаемые, двухполостные, дефлекторные, с развитым конвективно-пленочным охлаждением, с выпуском охлаждающего воздуха на входную кромку, корыто и спинку. Наружный и внутренний корпуса - сварные, изготавливаются из сплава ЭП648-ВИ, лопатки секторов изготавливаются литьем из сплава ЖС6К и имеют защитное покрытие - АС-1 на проточной части.

Турбина низкого давления (ТНД) - осевая, реактивная, предназначена для преобразования энергии газового потока в механическую энергию вращения вентилятора. Лопатки соплового аппарата ТНД - охлаждаемые с конвективной системой охлаждения с выпуском охлаждающего воздуха через щель в районе выходной кромки. Рабочие лопатки ТНД - неохлаждаемые.

Ротор ТНД состоит из рабочего колеса, лабиринтного кольца и вала ТНД. Колесо ТНД состоит из диска и лопаток, зафиксированных уплотнительным диском. На валу ТНД смонтированы элементы радиально-торцовых контактных уплотнений, наружное кольцо роликоподшипника ТВД и внутреннее кольцо роликоподшипника ТНД. Диск ТНД из сплава ЭП741-НП, диск уплотнительный - из сплава ЭК79-ИД, вал ТНД и лабиринтные кольца из сплава ЭИ698-ВД. Рабочие лопатки ТНД литые, изготавливаются методом ВСНК из сплава ЖС26-ВИ и имеют защитное покрытие ВСДП11.

Статор ТНД состоит из секторов сопловых лопаток, корпуса наружного, проставок над рабочими лопатками и корпуса внутреннего с элементами лабиринтных уплотнений. Наружный и внутренний корпуса - сварные, изготавливаются из сплава ЭП648-ВИ, лопатки секторов изготавливаются литьем из сплава ЖС6У и имеют защитное покрытие - АС-1 на проточной части.

Опора турбины - силовой элемент двигателя, образует проточную часть внутреннего контура двигателя и является общей опорой роторов ТВД и ТНД.

Опора турбины сварной конструкции состоит из корпуса наружного, корпуса силового и корпуса внутреннего, соединенных между собой стойками. Между силовым и внутренним корпусом расположен внутренний кожух, защищающий корпуса и стойки от воздействия газа. Для снижения потерь на выходе обтекатели стоек опоры турбины спрофилированы в спрямляющую решетку. Во внутреннем корпусе установлен корпус опоры подшипника. К корпусу опоры подшипника крепятся элементы радиально - торцевого контактного уплотнения и демпфер с наружным кольцом роликоподшипника ТНД. К заднему фланцу корпуса внутреннего крепится стекатель. Корпус наружный, корпус силовой, корпус внутренний, стойки и корпус опор подшипников опоры турбины образует проточную часть внутреннего контура двигателя изготавливаются из титанового сплава ВТ-20. Внутренний кожух, обтекатель - элементы проточной части - из сплава ЭИ703. Стекательсварной из титанового сплава ВТ-20.

Для контроля состояния турбины в эксплуатации предусмотрены на наружном корпусе ТНД окно осмотра рабочих лопаток ТВД и ТНД с быстросъёмной заглушкой, на переднем корпусе эжекторного сопла имеются 12 фланцев крепления термопар, на кольце заднего пояса подвески двигателя расположен датчик вибраций.

2.2. Расчет на статическую прочность рабочей лопатки первой ступени турбины высокого давления

Расчет на прочность пера лопатки будем проводить с помощью методики указанной в пособии [5].

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;

­ газовые силы, возникшие 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 слабо закрученных рабочих лопаток малы, и ими обычно пренебрегают.

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

При расчете лопаток на прочность принимают следующие допущения:

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 деформации лопатки под действием силы и моментов пренебрегают;

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

температура лопатки турбины изменяется только по длине пера.

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

Расчетный режим - режим максимальной частоты вращения ротора при нулевой скорости и нулевой высоте (Н=0, М=0). Этим условиям соответствует взлетный режим.

2.2.1 Формирование исходных данных

Все величины необходимые для формирования исходных данных берем из газодинамического расчета и профилирования рассматриваемой ступени турбины.

Распределение температуры и предела длительной прочности по высоте лопатки

Знать температуру лопатки турбины в различных ее сечениях необходимо для установления предела длительной прочности.

В связи 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: .

Приближенно можно считать, что на двух третях длины лопатки температура постоянна, а на одной трети (у корня) изменяется по закону кубической параболы:

,

где L - длина профильной части пера лопатки;

Х - расстояние от корневого сечения лопатки до расчетного (Х<L/3).

Разбиваем перо лопатки на 11 сечений.

Температуру лопатки на среднем радиусе берем из газодинамического расчета турбины на среднем радиусе tлс=701 (?С).

Температура лопатки в корневом сечении составляет tлк=tлс-100?С =701-100=601(?С).

Для каждого сечения лопатки определяем температуру, а затем предел длительной прочности в каждом сечении. Результаты заносим в таблицу 2.1.

Рисунок2.1-Распределение температуры по высоте лопатки

Определение величины интенсивности газовых сил

а) в окружном направлении:

,

где - радиус сечения; - число лопаток, равное 90; - плотность газа; и - осевая составляющая скорости газа перед и за лопаткой равные соответственно 196 и 206 м/с; W1U, W2U - окружные составляющие относительной скорости газа перед и за лопаткой равные соответственно 179,4 и 625 м/с;

;

б) в осевом направлении:

,

где Р1, Р2 - давление газа перед и за лопаткой равные соответственно 0,715·10⁶ и 0,402·10⁶ Па ;

,

.

Выбор необходимых геометрических характеристик профиля

Рисунок2.2 - Расчетная схема расчета на статическую прочность пера лопатки турбины

Хорда профиля соответственно в корневом, среднем и периферийном сечениях:

максимальная толщина профиля в корневом, среднем и периферийном сечениях:

максимальная стрела прогиба средней линии профиля в соответствующих сечениях:

угол установки профиля в соответствующих сечениях:

2.2.2 Статический расчет лопатки турбины на ЭВМ

Расчет лопатки турбины на прочность выполняем с помощью программы STATLOP.EXE, результаты занесены в файл RSL.REZ.

Исходные данные вводим в диалоговом режиме:

1. Марка используемого материала: ЖС26-ВИ.

2. Предел длительной прочности.

3. Плотность материала: .

4. Объем бандажной полки: .

5. Вынос центра тяжести бандажной полки в окружном направлении: .

6. Вынос центра тяжести бандажной полки в осевом направлении: .

7. Относительный вынос центра тяжести периферийного сечения пера в окружном направлении: .

8. Относительный вынос центра тяжести периферийного сечения пера в осевом направлении: .

9. Радиус корневого сечения: .

10. Радиус периферийного сечения: .

11. Длина пера лопатки: .

12. Частота вращения: .

13. Интенсивность газовых сил:

14. ,,;

15. Геометрия профиля.

Рисунок 2.4 - Распределение суммарных напряжений по высоте лопатки

Рисунок 2.5 - Распределение коэффициентов запаса прочности по высоте лопатки

Вывод

В результате статического расчета лопатки на прочность были получены значения изгибных напряжений, растяжения, и суммарных эквивалентных напряжений.

Наиболее нагружено корневое сечение входной кромки лопатки (уУА=349,53 МПа). При использовании сплава ЖС26-ВИ минимальное значение коэффициента запаса составило К=2,556, во2-ом сечении на входной кромке лопатки. Лопатка удовлетворяет нормам прочности.

2.3 Расчет на прочность диска турбины

Расчет на прочность диска проводим с помощью методики указанной в пособии [6].

Общие сведения:

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

Диски находятся под воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при вращении от массы рабочих лопаток и собственной массы дисков. Эти силы вызывают в дисках растягивающие напряжения.

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 лопатки самих дисков, под действием гироскопических моментов, возникающих при эволюциях самолета.

Из перечисленных напряжений наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил собственной массы диска и лопаточного венца. 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.

Упрощения в конструкции диска и допущения, принимаемые при расчете:

Для расчета поводим некоторые видоизменения формы диска, для возможности и удобства расчета, при этом соблюдая постоянство его массы.

При расчете принимаем следующие допущения:

­ диск считается симметричным относительно серединной плоскости, перпендикулярной оси вращения;

­ диск находится в плосконапряженном состоянии;

­ напряжения на любом радиусе не меняются по толщине;

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

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

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

2.3.1 Основные расчетные уравнения для определения упругих напряжений в диске от центробежных сил

Для расчета диска на прочность используем два дифференциальных уравнения:

,

где и - радиальные и окружные нормальные напряжения; - текущие значения толщины и радиуса диска; - угловая скорость вращения диска; - плотность материала диска; - модуль упругости материала диска; - коэффициент Пуассона; - коэффициент линейного расширения материала диска; - температура элемента диска на радиусе.

Точные решения дифференциальных уравнений могут быть получены только для ограниченного числа профилей. Применяем приближенный метод определения напряжений в диске - метод конечных разностей. Расчет диска этим методом основан на приближенном решении системы дифференциальных уравнений путем замены входящих в них дифференциалов конечными разностями. Для расчета диск разбивается на сечения. Расчетная схема показана на рисунке2.6.

Рисунок 2.6-- Расчетная схема диска турбины

При выборе расчетных сечений соблюдались следующие условия:

,.

2.3.2 Определение температуры диска

Сплав: ЭП-741-НП; =8400кг/м3; tлк =601?C;

При расчете данного диска необходимо учитывать распределение температуры по радиусу и ее влияние на упругие свойства, прочность материала. Изменение температуры по радиусу зависит от интенсивности охлаждения диска, коэффициента теплопроводности материала диска, конструктивных особенностей диска.

Температура диска на наружном диаметре tк определяется через температуру в корневом сечении лопатки и тепловое сопротивление в замке

.

Величина зависит от конструкции замка и для "елочных" замков может быть принята равной 100.

?С.

Для дисков с центральным отверстием температура диска в расчетном сечении определяется по формуле:

,

где tR -температура на расчетном радиусе;

t0 - температура диска на радиусеR0;

tк - температура диска на наружном диаметре;

R - расчетный радиус;

R0 -радиус центрального отверстия;

RК - наружный радиус диска;

Принимая перепад температуры на диске =100?C, получим формулу для расчета температур в сечениях диска:

.

Результаты расчета заносим в таблицу 2.3.

По полученным температурам в сечениях диска необходимо определить модуль упругости, коэффициент температурного расширения и предел длительной прочности.

Таблица 2.3-- Распределение температуры, по высоте диска

Номер сечения	Rn,мм	bn,м	T, C	E·10^5, МПа	б·10^-5, 1/К	удл,Мпа
1-1	0,04950	0,0560	401	1,900	0,615	1193
2-2	0,05350	0,0560	401,08	1,900	0,615	1193
3-3	0,05650	0,0560	401,24	1,900	0,616	1193
4-4	0,05925	0,0560	401,48	1,899	0,616	1190
5-5	0,06225	0,0500	401,82	1,899	0,617	1190
6-6	0,06475	0,0450	402,19	1,898	0,618	1188
7-7	0,06725	0,0400	402,59	1,897	0,619	1188
8-8	0,06975	0,0350	403,1	1,896	0,620	1188
9-9	0,07225	0,0300	403,65	1,895	0,622	1185
10-10	0,07425	0,0260	404,11	1,894	0,623	1185
11-11	0,07625	0,0220	404,66	1,893	0,624	1182
12-12	0,08200	0,0220	406,38	1,892	0,628	1177
13-13	0,08900	0,0220	408,95	1,891	0,634	1174
14-14	0,08900	0,0390	408,95	1,891	0,634	1174
15-15	0,09500	0,0390	411,5	1,889	0,641	1171
16-16	0,10100	0,0390	414,52	1,887	0,648	1166
17-17	0,10700	0,0390	417,85	1,883	0,656	1153
18-18	0,10700	0,0170	417,85	1,883	0,656	1153
19-19	0,12263	0,0150	428,24	1,872	0,681	1113
20-20	0,13827	0,0130	441,20	1,860	0,713	1058
21-21	0,15000	0,0115	452,49	1,849	0,740	1015
22-22	0,16350	0,0115	467,25	1,832	0,776	959
23-23	0,16350	0,0240	467,25	1,832	0,776	959
24-24	0,18955	0,0240	501	1,822	0,805	895

2.3.3 Формирование исходных данных

1. Частота вращения диска =18005 об/мин.

2. Геометрические размеры диска в расчетных сечениях (указаны на рисунке2.6).

3. Характеристики конструкционного материала ЭП-741-НП:

­ плотность ;

­ коэффициент Пуассона .

4. Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме =285,05 (МПа).

5. Площадь корневого сечения лопатки F_к = 0,738·10^-4 м².

6. Число лопаток на рабочем колесе z=90.

7. Напряжения от центробежных сил лопаток и замковой части обода может быть определено по формуле:

,

=189,65МПа

2.3.4 Расчёт на прочность диска турбины на ЭВМ

Вычисления выполняем в программе DISK_EPF. exe.

Результаты расчета приведены в таблице 2.4.

Таблица 2.4-- Результаты расчета на прочность диска турбины

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

DP= 0 DT= 1

Частота вращения = 18005.0 об/мин

Количество расчетных сечений = 24

Количество скачков на контуре = 3

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

Коэффициент Пуассона = .30

R( 1)= .0495 R( 2)= .0535 R( 3)= .0565 R( 4)= .0593

R( 5)= .0622 R( 6)= .0648 R( 7)= .0672 R( 8)= .0698

R( 9)= .0723 R(10)= .0742 R(11)= .0763 R(12)= .0820

R(13)= .0890 R(14)= .0890 R(15)= .0950 R(16)= .1010

R(17)= .1070 R(18)= .1070 R(19)= .1226 R(20)= .1383

R(21)= .1500 R(22)= .1635 R(23)= .1635 R(24)= .1895

B( 1)= .0560 B( 2)= .0560 B( 3)= .0560 B( 4)= .0560

B( 5)= .0500 B( 6)= .0450 B( 7)= .0400 B( 8)= .0350

Продолжение таблицы 2.4

B( 9)= .0300 B(10)= .0260 B(11)= .0220 B(12)= .0220

B(13)= .0220 B(14)= .0390 B(15)= .0390 B(16)= .0390

B(17)= .0390 B(18)= .0170 B(19)= .0150 B(20)= .0130

B(21)= .0115 B(22)= .0115 B(23)= .0240 B(24)= .0240

NRS(Z)= 13 16 20

Плотность материала = 8400.00

T( 1)= 401.00 T( 2)= 401.10 T( 3)= 401.20 T( 4)= 401.40

T( 5)= 401.80 T( 6)= 402.20 T( 7)= 402.60 T( 8)= 403.10

T( 9)= 403.60 T(10)= 404.10 T(11)= 404.60 T(12)= 406.40

T(13)= 408.90 T(14)= 408.90 T(15)= 411.50 T(16)= 414.50

T(17)= 417.80 T(18)= 417.80 T(19)= 428.20 T(20)= 441.20

T(21)= 452.50 T(22)= 467.20 T(23)= 467.20 T(24)= 501.00

E( 1)= 190000.0 E( 2)= 190000.0 E( 3)= 190000.0 E( 4)= 189900.0

E( 5)= 189900.0 E( 6)= 189800.0 E( 7)= 189700.0 E( 8)= 189600.0

E( 9)= 189500.0 E(10)= 189400.0 E(11)= 189300.0 E(12)= 189200.0

E(13)= 189100.0 E(14)= 189100.0 E(15)= 188900.0 E(16)= 188700.0

E(17)= 188300.0 E(18)= 188300.0 E(19)= 187200.0 E(20)= 186000.0

E(21)= 184900.0 E(22)= 183200.0 E(23)= 183200.0 E(24)= 182200.0

AL(K)= 6.150000E-06 6.150000E-066.150000E-06 6.160000E-06

6.170000E-06 6.180000E-06 6.190000E-06 6.200000E-06

6.220000E-06 6.230000E-06 6.240000E-06 6.280000E-06

6.340000E-06 6.340000E-06 6.410000E-06 6.480000E-06

6.560000E-06 6.560000E-06 6.810000E-06 7.130000E-06

7.400000E-06 7.760000E-06 7.760000E-06 8.050000E-06

SDL( 1)= 1193.00 SDL( 2)= 1193.00 SDL( 3)= 1193.00

SDL( 4)= 1190.00 SDL( 5)= 1190.00 SDL( 6)= 1188.00

SDL( 7)= 1188.00 SDL( 8)= 1188.00 SDL( 9)= 1185.00

SDL(10)= 1185.00 SDL(11)= 1182.00 SDL(12)= 1177.00

SDL(13)= 1174.00 SDL(14)= 1174.00 SDL(15)= 1171.00

SDL(16)= 1166.00 SDL(17)= 1153.00 SDL(18)= 1153.00

SDL(19)= 1113.00 SDL(20)= 1058.00 SDL(21)= 1015.00

SDL(22)= 959.00 SDL(23)= 959.00 SDL(24)= 895.00

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

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

1 .0495 .0560 .00 997.40 997.40 1.2

2 .0535 .0560 74.45 914.84 879.98 1.4

3 .0565 .0560 116.64 866.12 814.09 1.5

4 .0593 .0560 148.37 826.78 763.49 1.6

5 .0622 .0500 193.17 794.34 717.52 1.7

6 .0648 .0450 231.89 772.95 687.01 1.7

7 .0672 .0400 273.62 756.70 663.64 1.8

8 .0698 .0350 320.67 745.77 647.96 1.8

9 .0723 .0300 376.42 740.22 641.08 1.8

10 .0742 .0260 432.30 742.21 645.68 1.8

11 .0763 .0220 502.66 750.79 662.54 1.8

12 .0820 .0220 507.79 722.48 642.62 1.8

13 .0890 .0220 508.24 690.88 620.07 1.9

14 .0890 .0390 286.70 624.42 541.36 2.2

15 .0950 .0390 292.98 587.57 508.86 2.3

16 .1010 .0390 294.03 554.06 480.13 2.4

17 .1070 .0390 290.84 521.71 452.81 2.5

18 .1070 .0170 667.23 634.62 651.54 1.8

19 .1226 .0150 687.37 611.41 652.72 1.7

20 .1383 .0130 708.41 584.86 655.43 1.6

21 .1500 .0115 729.18 564.91 662.50 1.5

22 .1635 .0115 651.20 506.58 592.28 1.6

23 .1635 .0240 312.03 404.83 367.33 2.6

24 .1895 .0240 189.65 272.75 242.14 3.7

Вывод

В этом разделе был произведен расчет на прочность диска турбины с учетом изменение температуры. В результате расчета получены распределения напряжений и коэффициента запаса прочности по высоте диска.

Все коэффициенты запаса удовлетворяют требованиям по прочности, предъявляемым к дискам турбин.