Компрессор ТВаД на базе Д-136
Задание
. Спроектировать узел компрессора ТВаД для вертолета на
взлетном режиме на высоте H=0 км, при скорости M=0.
Основные исходные данные:
Прототип - Д-136
p*К=18,5 - степень повышения давления в компрессоре;
TГ*=1490 К - температура газа перед турбиной (по
заторможенным
параметрам).
. Выполнить расчеты на прочность:
рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления;
замка рабочей лопатки;
диска первой ступени компрессора высокого давления;
оболочки камеры сгорания
. Выполнить расчет динамической частоты изгибных колебаний
лопаток первой ступени компрессора.
Введение
Среди прочих изделий, выпускаемых предприятиями тяжелого
машиностроения, авиационные газотурбинные двигатели практически не имеют себе
равных по наукоёмкости конструирования, сложности технологических процессов
производства, требовательности к качеству в эксплуатации и обслуживании.
Специфика их применения на летательных аппаратах диктует повышенные требования
к надежности и экономичности конструкций.
Несмотря на многочисленные трудности экономического
характера, Украина по-прежнему входит в число государств - мировых
производителей авиационной техники (в том числе - и авиационных ГТД), что, в
свою очередь, свидетельствует о мощном научно-техническом потенциале нашего
государства.
Надежность силовых установок летательных аппаратов зависит, в
первую очередь, от надежности отдельных деталей, узлов и агрегатов авиационного
ГТД и его функциональных систем.
Данная работа посвящена изучению методики расчета наиболее
нагруженных деталей ступеней роторов компрессора - лопаток и дисков рабочих
колес. Компрессор - это лопаточная машина, предназначенная для сжатия рабочего
тела (атмосферного воздуха) перед подачей его в камеру сгорания. Характеристики
именно этого узла во многом определяют технические и эксплуатационные
характеристики ГТД в целом.
Работа состоит из шести разделов. В первой части работы
представлены основные сведения о двигателе-прототипе и краткое описание
конструкции узла компрессора проектируемого двигателя.
Во втором разделе рассмотрен расчет на прочность пера лопатки
рабочего колеса ступени компрессора. По результатам расчетов построены
графические зависимости, отражающие распределение суммарной нагрузки и
прочностных запасов по сечениям пера лопатки. При этом нагрузка и запасы
прочности оптимально распределены по сечениям в соответствии с методическими
указаниями [1,2].
Третий раздел посвящен расчету на прочность диска рабочего
колеса ступени компрессора. По результатам расчетов построены графические
зависимости, отражающие распределение окружной и радиальной нагрузки, а также
прочностных запасов по сечениям исследуемого диска. При этом нагрузка и запасы
прочности оптимально распределены по сечениям в соответствии с методическими
указаниями [1,3].
В четвертом разделе выполнен прочностной расчет лопаточного
замка - замковой части лопатки и диска рабочего колеса. Рассчитаны основные
напряжения, действующие на лопаточный замок в процессе работы ГТД, а затем
полученные данные будут сопоставлены с допустимыми нагрузками для материалов,
из которых изготовляются детали этого узла [4].
В пятом разделе данной работы выполнен расчет динамики первой
формы колебаний пера рабочей лопатки (наиболее опасной с точки зрения
амплитуды), для которой ранее был выполнен прочностной расчет. По данным
расчета с учетом влияния частот колебаний гармоник возбуждающих сил построена
частотная диаграмма, по которой определены резонансные режимы работы данного
узла ГТД [5].
Шестой раздел посвящен расчету прочности и устойчивости
внутреннего и наружного корпусов камеры сгорания. Определены нагрузки,
действующие на эти детали и запасы устойчивости конструкции [1].
Заключение содержит наиболее важные выводы, полученные в ходе
выполнения расчетов и проведенной работы.
1. Основные сведения о двигателе и краткое
описание конструкции компрессора
компрессор двигатель
лопатка колебание
Двигатель Д-136 является турбовальным двигателем, выполненным по двухвальной схеме. Устанавливается на
вертолет Ми-26.
Компрессор двигателя - осевой, двухкаскадный,
тринадцатиступенчатый, состоит из околозвукового компрессора низкого давления
(КНД) и дозвукового компрессора высокого давления (КВД).
КНД расположен в передней части двигателя за пылезащитным
устройством (ПЗУ) и предназначен для сжатия воздуха, поступившего из ПЗУ в
двигатель.
Дальнейшее сжатие воздуха и подача его в камеру сгорания
происходят в компрессоре высокого давления (КВД) который расположен за
промежуточным корпусом.
Роторы КНД и КВД приводятся во вращение своими турбинами и
связаны между собой только газодинамической связью. Для настройки режима работы
каскада низкого давления двигателя имеется входной направляющий аппарат (ВНА
КНД) с поворотными лопатками.
Для согласования работы каскадов двигателя лопатки ВНА КВД
также выполнены поворотными.
Для обеспечения газодинамической устойчивости двигателя на
запуске и малой частоте вращения роторов КНД и КВД предусмотрены клапаны
перепуска воздуха (КПВ).
Камера сгорания двигателя - кольцевого типа,
прямоточная. Предназначена для превращения химической энергии топлива в тепловую
и подвода тепла к рабочему телу (воздуху).
Камера сгорания расположена между КВД и сопловым аппаратом
турбины высокого давления, состоит из корпуса, диффузора со спрямляющим
аппаратом ступени КВД и жаровой трубы. Камера сгорания диффузором сцентрирована
по рабочему кольцу ступени КВД и соединена передним фланцем корпуса с помощью
болтового соединения. К сопловому аппарату ТВД и статору ТНД камера сгорания
закреплена задним фланцем корпуса с помощью болтового соединения в котором
часть болтов выполнена призонными. Диффузор со спрямляющим аппаратом ступени
КВД установлен в корпусе камеры сгорания и закреплен на его переднем фланце.
Диффузор состоит из наружной и внутренней оболочек, соединенных между собой
спрямляющими лопатками.
Жаровая труба кольцевого типа подвешена в кольцевом канале
корпуса камеры сгорания на полых втулках, окружающих рабочие топливные форсунки
и фиксирующихся по отверстиям в обтекателе. Своим наружным и внутренним
кожухами жаровая труба опирается на сопловой аппарат ТВД.
Турбина двигателя - осевая, реактивная,
четырёхступенчатая. Она служит для преобразования энергии газового потока в
механическую энергию вращения компрессоров двигателя, приводов агрегатов и
трансмиссии вертолёта.
Расположена турбина за камерой сгорания и состоит из
одноступенчатой турбины высокого давления (ТВД), одноступенчатой турбины
низкого давления (ТНД), каждая из которых включает статор и ротор, и
двухступенчатой свободной турбины (СТ), которая состоит из статора, ротора и
корпуса опор ротора свободной турбины.
Выхлопное устройство выполнено в виде
расширяющегося патрубка и служит для снижения скорости газового потока и отвода
его в атмосферу в сторону от оси двигателя. Оно расположено непосредственно за
корпусом опор ротора СТ двигателя и передним фланцем крепится к заднему фланцу
корпуса опор ротора СТ стяжной лентой, затянутой стяжными болтами,
законтренными проволокой. Задним фланцем выхлопное устройство при помощи болтов
крепится к разрезному кольцу, которое опирается на коническую балку и
фиксируется на ней стяжной лентой, затянутой гайкой, законтренной проволокой.
Выхлопное устройство состоит из экрана, конической балки и
внутреннего кожуха, которые соединены между собой стойками. По наружной
поверхности к внутреннему кожуху крепится наружный кожух с выштамповками в
форме чашек.
Трансмиссия. В данном двигателе каждый из каскадов
имеет две опоры - заднюю и переднюю. В роли передней опоры выступает
шарикоподшипник, а роли задней - роликоподшипник (КВД, КНД). На валу же
свободной турбины роль передней опоры играет роликоподшипник, а задней -
шарикоподшипник.
Передняя опора КНД - шариковый, радиально-упорный подшипник с
разрезной внутренней обоймой. Наружная обойма установлена в стакане типа
«беличье колесо», поверх его одет корпус опоры. Между корпусом опоры и упругим
стаканом предусмотрена замкнутая полость. ограниченная маслоуплотнительными
кольцами, которая заполняется маслом, образуя масляный демпфер во время работы
двигателя. Задняя опора каскада низкого давления - роликоподшипник, монтируется
в стакане ТНД.
Передняя опора каскада высокого давления - шариковый,
радиально-упорный подшипник с разрезной внутренней обоймой. Наружная обойма
установлена в стакане типа «беличье колесо», с жестким ограничителем хода
(нелинейно-упругая опора). Задний роликовый подшипник на масляном демпфере.
Задние подшипники каскада НД и ВД сведены в одну смазочную
полость, которая находится за рабочим колесом ТНД.
Передняя опора свободной турбины - роликовый подшипник, а
задняя - шариковый, радиально-упорный подшипник с разрезной внутренней обоймой.
Они также имеют демпфирующие полости.
2. Расчет на прочность рабочей лопатки первой
ступени компрессора высокого давления
Рабочие лопатки осевого компрессора являются весьма
ответственными деталями газотурбинного двигателя, от надежной работы которых
зависит надежность работы двигателя в целом.
2.1
Нагрузки, действующие на лопатки
При работе газотурбинного двигателя на рабочие лопатки
действуют статические, динамические и температурные нагрузки, вызывая сложную
картину напряжений.
Расчет на прочность пера лопатки выполняем, учитывая
воздействие только статических нагрузок. К ним относятся центробежные силы масс
лопаток, которые появляются при вращении ротора, и газовые силы, возникающие
при обтекании газом профиля пера лопатки, и в связи с наличием разности
давлений газа перед и за лопаткой.
Центробежные силы вызывают деформации растяжения, изгиба и
кручения, газовые - деформации изгиба и кручения.
Напряжения кручения от центробежных, газовых сил слабо
закрученных рабочих лопаток компрессора малы, и ими пренебрегаем.
Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее
существенными.
Напряжения изгиба обычно меньше напряжений растяжения, причем
при необходимости для уменьшения изгибающих напряжений в лопатке от газовых сил
ее проектируют так, чтобы возникающие изгибающие моменты от центробежных сил
были противоположны по знаку моментам от газовых сил и, следовательно,
уменьшали последние.
2.2
Допущения, принимаемые при расчете
При расчете лопатки на прочность принимаем следующие
допущения:
- лопатку рассматриваем как консольную балку,
жестко заделанную в ободе диска;
- напряжения определяем по каждому виду
деформации отдельно;
- температуру в рассматриваемом сечении пера
лопатки считаем одинаковой, т.е. температурные напряжения отсутствуют;
- лопатку считаем жесткой, а деформацией лопатки
под действием сил и моментов пренебрегаем;
- предполагаем, что деформации лопатки протекают в
упругой зоне, т.е. напряжения в пере лопатки не превышают предел
пропорциональности.
2.3 Основные расчетные уравнения на растяжение и
изгиб рабочих лопаток и определение запасов прочности
П - периферийное сечение;
С - среднее сечение;
К - корневое сечение.
Рисунок 2.1 - Расчетная схема
Напряжение растяжения в расчетном сечении 
пера лопатки определяется по формуле:
(2.2)
Напряжения изгиба в каждой точке расчетного сечения определяются
по формуле:
(2.3)
В целях упрощения расчета значения изгибающих моментов и моментов
сопротивления берут без учета знаков (по модулю).
в точке В
, (2.5)
в точке С
. (2.6)
Вместе с тем знак при определении напряжения изгиба характеризует
вид деформации волокон лопатки. Так, если волокна лопатки растянуты, то
напряжение изгиба имеет знак «+», если же они сжаты, то «-». Заметим, что от
действия газовых нагрузок на кромках профиля (в точках А и В) всегда возникают
напряжения растяжения, а на спинке профиля (в точке С) - напряжения сжатия.
При определении запасов прочности следует учитывать напряжения как
растяжения, так и изгиба лопатки. Суммарное напряжение в каждой точке
расчетного сечения профильной части лопатки
. (2.7)
Для компрессорных (холодных) лопаток запас статической
прочности в каждой точке расчетного сечения
, (2.8)
где 
- предел прочности.
Для компрессорных лопаток последних ступеней запас прочности
определяют по формуле
, (2.9)
где 
- предел длительной точности материала
лопатки с учетом температуры в данном сечении и длительность работы.
Согласно нормам прочности минимальный запас по статической
прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее
1,5.
2.4
Цель расчета
Цель расчета на прочность лопатки РК первой ступени КВД -
определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по длине пера
лопатки.
В качестве расчетного режима выбираем режим максимальной
частоты вращения ротора и максимального расхода воздуха через двигатель. Этим
условиям соответствует взлетный режим работы двигателя, то есть с частотой
вращения 19718,2 об/мин.
2.5 Исходные данные
1. Материал лопатки: ВТ-3
2. Длина лопатки L=0,0531 м;
. Радиус корневого сечения Rк =0,2003 м;
. Радиус периферийного сечения Rп=0,2534 м;
5. Объем бандажной полки 
=0 м
;
. Хорда профиля сечения пера b:
- в корневом сечении bk=0,0239 м;
- в среднем сечении bcp=0,0239 м;
в периферийном сечении bп=0,0239 м;
7. Максимальная толщина профиля 
в сечениях:
в корневом сечении 
=0,0022 м;
в среднем сечении 
=0,002 м;
в периферийном сечении 
=0,0018 м;
8. Максимальная стрела прогиба средних линий профиля h в
сечениях:
- в корневом сечении 
=0,0021 м;
в среднем сечении 
=0,0019 м;
в периферийном сечении 
=0,0017 м;
. Угол установки профиля 
в сечениях:
в корневом сечении 
=0,9691 рад;
в среднем сечении 
=0,8511 рад;
в периферийном сечении 
=0,6422 рад;
. Интенсивность газовых сил в окружном направлении на
среднем радиусе 
Н/м;
. Интенсивность газовых сил в осевом направлении:
в корневом сечении 
Н/м;
в периферийном сечении 
Н/м;
. Частота вращения рабочего колеса 
=13944 об/мин;
. Плотность материала лопатки 
=4530 кг/м
;
. Предел длительной прочности 
=950 МПа;
Согласно нормам прочности минимальный запас по статической
прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее
1,5.
2.6
Машинный счёт
Расчет проводим по методике [2]. Вычисления выполняем с
помощью программы Statlop.exe.
По результатам расчета построены графики изменения напряжений
в точках А, В, С (рисуноки 2.2 и 2.3) и запасов прочности по высоте пера
лопатки в точках А, В (рисунок 2.4).
Рисунок 2.2 - Изменение изгибных напряжений в точках
А, В, С и напряжение растяжения по высоте пера лопатки
Рисунок 2.3 - Изменение напряжений в точках А, В, С по
высоте пера лопатки
Рисунок 2.4 - Изменение запасов прочности в точках А, В по
высоте пера лопатки
Вывод: Произведен расчет на статическую прочность пера рабочей
лопатки первой ступени компрессора. В качестве материала был использован
титановый сплав ВТ-3. Полученные значения запаса прочности во всех сечениях
удовлетворяют нормам прочности 
.
3. Расчет на прочность диска рабочего колеса компрессора
Диски компрессоров являются весьма ответственными элементами
конструкции газотурбинных двигателей. При вращении ротора диски находятся под
воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при воздействии от массы
рабочих лопаток и собственной массы диска, что вызывает в них растягивающие
напряжения.
Помимо растягивающих напряжений, в дисках могут возникать
напряжения кручения и изгиба. Кручение вызвано передачей диском крутящего
момента. Причиной появления изгибного напряжения может быть разность давлений
на боковых поверхностях диска, действие осевых газовых сил, вибрация лопаток и
самих дисков, а так же действие гироскопического момента при совершении ЛА
различных эволюций.
Наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил.
Напряжения кручения, как правило, незначительны, и поэтому практически не
учитываются. Напряжения изгиба зависят, в первую очередь, от толщины диска и
способа соединения дисков между собой и с валом (и проявляются, как следствие,
в относительно тонких дисках).
Рисунок 3.1 - Расчетная схема диска компрессора
При расчете на прочность принимаются следующие допущения:
диск считается симметричным относительно срединной плоскости,
перпендикулярной к оси вращения;
диск находится в плосконапряженном состоянии;
напряжение на любом радиусе не меняется по толщине;
наличие отверстий и бобышек на полотне диска, отдельных выступов
и проточек не принимается во внимание.
Исходные данные:
материал лопатки - ВТ-3 (
, 
);
число лопаток рабочего колеса 
;
напряжение в корневом сечении пера лопатки 
;
площадь корневого сечения лопатки 
;
площадь радиального сечения разрезной части обода 
;
центр тяжести размерной части обода
Расчет контурной нагрузки:
В данном расчете не будут учитываться температурные напряжения
диска, поскольку диски компрессора работают в значительно меньшем диапазоне
температур, нежели диски турбин, а градиент температуры по радиусу диска -
незначителен.
Геометрические размеры диска в расчетных сечениях и радиусы этих
сечений принимаем согласно расчетной схеме (рисунок 3.1).
Расчет диска на прочность выполнен с помощью кафедральной
программы DISK_112.exe. Результаты расчета заносятся в файл RESULT.dsk
На основании полученных расчетных данных построим графические
зависимости, отображающие распределение радиальной и окружной нагрузки, а также
коэффициента запаса прочности по сечениям исследуемого диска (рисунки 3.2-3.3)
Рисунок 2.2 - Распределение напряжений по сечениям диска
Рисунок 2.3 - Распределение коэффициента запаса прочности по
сечениям
Полученные графические зависимости соответствуют теоретическому
распределению радиального и окружного напряжения. Наличие скачка (резкого
увеличения толщины) на ободе диска отмечено характерными скачками на эпюрах
напряжений. Во всех сечениях диска имеется достаточный запас прочности
(соблюдается условие, согласно которому коэффициент запаса прочности для диска
должен быть не менее 1.5).
4. Расчет на прочность замка лопатки первой
ступени компрессора высокого давления
Одним из основных видов крепления лопаток компрессора
являются замки типа «ласточкин хвост». От осевого перемещения лопатки крепятся
в пазах. Лопатки могут садиться с натягом до 0,05 мм и с зазором (0,03.. 0,06)
мм. Обычно посадку производят с зазором.
4.1 Нагрузки, действующие на замок
Замковое соединение передает на диск нагрузки, действующие на
рабочую лопатку, и нагружает диск центробежной силой собственной массы.
Различие в температуре и коэффициентах линейного расширения материалов
сочленяемых лопаток и дисков, а также неравномерность температуры по радиусу
диска обуславливают появление в ряде случаев значительных термических сил,
сжимающих соединения в тангенциальном направлении. Наибольшую нагрузку для
замкового соединения составляет центробежная сила рабочей лопатки. У
подавляющего большинства выполненных ГТД напряжения растяжения в корневых
сечениях лопаток от центробежных сил собственных масс составляют 60-70%
суммарных напряжений. Поэтому их в основном и принимают во внимание при
конструировании и расчете на прочность замков лопаток.
4.2 Допущения, принимаемые при расчете
Методика упрощенных расчетов замковых соединений предполагает
следующие допущения:
) на замок действует только центробежная сила лопатки;
) центробежные силы пера и хвостовика лопатки направлены по
одному радиусу, проходящему через центр массы хвостовика;
) центробежная сила лопатки распределяется между опорными
площадями замкового соединения равномерно и пропорционально величинам
контактирующих поверхностей;
) диск имеет достаточно большой диаметр, поэтому можно
считать, что замки расположены не по окружности диска, а в одной плоскости.
4.3 Методика расчета
Данный тип замкового соединения отличается высокой
прочностью, конструктивной простотой и хорошей технологичностью.
На замковое соединение действуют центробежная сила от массы
лопатки, изгибающие моменты от газовых сил, температурные и вибрационные
нагрузки.
Но основной нагрузкой, действующей на замок лопатки, является
центробежная сила всей лопатки, включающая в себя центробежные силы от массы
пера и от массы хвостовика:
При расчете трапециевидного замка определяются напряжения смятия
по контактным поверхностям замка лопатки и выступа (перемычки) диска,
напряжения изгиба угла перемычки и напряжения растяжения в выступе диска.
Таблица 4.1 - Геометрия трапециевидного замка
|
a1, мм
|
a2, мм
|
h1, мм
|
h2, мм
|
δ, мм
|
α, град.
|
B, мм
|
Rц.т.х., мм
|
|
4
|
7
|
10
|
6
|
5
|
70
|
23,9
|
175,3
|
) Определение напряжений смятия по контактным поверхностям
Для расчета необходимо определить центробежную силу массы
лопатки (перо + замок):
Центробежная сила от массы пера лопатки определяется по
формуле:
где 
- напряжения растяжения в корневом
сечении пера лопатки от действия центробежных сил;
Fк - площадь корневого сечения пера лопатки.
Центробежная сила от массы хвостовика вычисляется по формуле:
где 
- объём хвостовика;
- плотность материала лопатки;
- расстояние от оси вращения до центра массы хвостовика;
- угловая скорость вращения ротора.
Центробежная сила 
вызывает в контактных поверхностях нормальные силы давления N и касательные силы трения
, где f - коэффициент трения материалов замка
лопатки и диска (принимаем равным 0,3).
Напряжения смятия контактной поверхности:
где Fсм - площадь
поверхности смятия.
Сила N находится из условия равновесия замка
крепления лопатки под действием приложенных к нему сил. Сумма проекций всех сил
на направление действия центробежной силы равна нулю:
Площадь поверхности смятия:
Поскольку для титана допустимые напряжения смятия равны 120-280
МПа, то полученное значение напряжений смятия удовлетворяет нормам прочности.
) Определение напряжений растяжения в выступах обода диска
Определим напряжения растяжения в выступе обода диска.
Выступ обода нагружается суммарной
центробежной силой от двух примыкающих лопаток (по Рц л /2 от
каждой) и центробежной силой от массы выступа Рц в.
Пренебрегая углом развала лопаток и считая, что центробежные
силы от лопаток и выступа параллельны между собой, получим:
где 
- центробежная сила от массы выступа
диска;
ρд - плотность
материала диска;
RB - расстояние
от оси вращения до центра массы выступа.
Поскольку для титана допустимые напряжения растяжения равны
80-160 МПа, то полученное значение напряжения растяжения удовлетворяет нормам
прочности.
3) Определение напряжений изгиба в
выступах обода диска
Напряжения изгиба в клине АВС определяются
по гипотезе ломаных сечений, разработанной проф. А.В. Верховским.
Через точку А основания клина проводится нормаль АВ к
образующей паза. Точка В является пересечением нормали с биссектрисой
угла СНА. Через точку В проводят нормаль к контуру СН. Проведя
из точки В нормаль к линии нормальной силы N, приложенной в середине образующей паза НА, находим в
месте пересечения точку Е и плечо ВЕ. Предполагается, что по
сечениям АВ и ВС напряжения распределены не по линейному, а по
гиперболическому закону. Тогда изгибающий момент относительно точки В определяется
из выражения 
, а максимальные напряжения изгиба
в точках А и С находятся по формуле:
где аk=1,5…2,8 -
коэффициент концентрации.
Поскольку для титана допустимые напряжения изгиба равны
150-330 МПа, то полученное значение напряжения изгиба удовлетворяет нормам
прочности.
Выводы: в результате расчета замка лопатки были получены
напряжение растяжения, смятия и изгибающие напряжения. Окончательная оценка
прочности определяется запасом прочности для каждого вида напряжений отдельно.
Получены коэффициенты запаса прочности:
=3,9;
=1,62;
=2,55;
Полученные в результате расчета запасы прочности гарантируют надежное закрепление лопаток в диске с помощью трапециевидного замка.
5. Расчет динамической частоты первой формы
изгибных колебаний лопатки рабочего колеса компрессора
При работе авиационного газотурбинного двигателя на рабочие
лопатки компрессора действуют периодически изменяющиеся газовые силы, что
связано с неравномерностью газовоздушного потока по окружности в проточной
части двигателя. Эти силы вызывают вынужденные колебания лопаток. При
совпадении частот собственных колебаний лопатки с частотами вынужденных
колебаний наступают резонансные колебания, при которых амплитуда колебаний
резко возрастает, что может привести к разрушению лопатки. Опасных резонансных
колебаний можно избежать путем изменения частоты собственных колебаний лопаток
или частоты и величины возбуждающей силы.
Колебания лопаток могут быть изгибными, крутильными,
изгибно-крутильными и высокочастотными пластиночными. Особенно легко
возбуждаются колебания по основной (первой) изгибной форме.
Целью данного расчета является определение частоты
собственных изгибных колебаний лопатки по первой форме, построение частотной
диаграммы и нахождение резонансных режимов работы двигателя.
Исходные данные:
- плотность материала ;
радиус корневого сечения 
;
длина лопатки 
;
площади сечения пера лопатки
;
;
;
минимальные моменты инерции сечения пера
;
;
;
частота вращения
.
Расчет выполняется с помощью кафедральной программы DINLOP.exe,
результаты расчета заносятся в файл RDL.rez.
Для определения резонансных режимов работы необходимо учесть
частоты колебаний гармоник возбуждающих сил. В нашем случае наибольшее влияние
на возможность возникновения резонансного режима оказывают опорные стойки (8
штук), а так же лопатки ВНА на входе в компрессор высокого давления (75 штук),
и НА за 1-ой ступенью (107 штук). Их влияние описывается уравнением
,
Где 
- порядок гармоник возбуждающих сил;
- частота вращения ротора (об/с).
Вывод: по частотной диаграмме видно, что резонансные режимы работы
лопаток первой ступени находятся за пределами рабочего диапазона частот
вращений ротора. Таким образом, возникновение резонансных колебаний лопаток при
работе компрессора в его рабочем диапазоне невозможно.
Заключение
В данной работе был проведен прочностной расчет наиболее
нагруженных элементов ротора компрессора - рабочих лопаток, дисков рабочих
колес и замковых частей. Расчет был выполнен для элементов первой ступени
компрессора.
Расчет рабочей лопатки на статическую прочность показал, что
ни в одном исследуемом сечении суммарное нагружение не превышает максимально
допустимое напряжение для выбранного материала при заданных условиях работы.
Расчетное распределение нагрузки по сечениям соответствует теоретическому.
На основании прочностного расчета был выполнен расчет
динамики первой формы колебаний рабочих лопаток. Построенная на основании
расчетов частотная диаграмма показала, что резонансные режимы работы лопаток
первой ступени находятся за пределами рабочего диапазона частот вращений ротора
компрессора. Таким образом, возникновение резонансных колебаний при работе
ротора в его рабочем диапазоне невозможно.
При расчете на прочность диска рабочего колеса были получены
графические зависимости, соответствующие теоретическому распределению
радиального и окружного напряжения. Наличие скачка (резкого увеличения толщины)
на ободе диска отметилось характерными скачками на эпюрах напряжений.
Замковая часть рабочего колеса рассчитывалась с учетом
основных нагрузок, действующих на нее в процессе работы. Основной вид
нагружения - центробежные силы - создает напряжения растяжения, смятия и
изгиба. Прочностные расчеты конструктивных элементов первой ступени компрессора
продемонстрировали, что эти элементы имеют запас прочности, соответствующих
общепринятым нормам.
Помимо этого, в работе был выполнен расчет камеры сгорания
проектируемого двигателя. Наружная оболочка камеры сгорания имеет малую
вероятность разрушения от возникающих напряжений растяжения, а внутренняя -
вследствие потери устойчивости. Завышенный коэффициент запаса связан с
небольшим объемом материала узла (добавление материала не приведет к
значительному увеличению массы) и повышенными требованиями к его надежности.
Внутренний кожух камеры сгорания имеет достаточный запас
устойчивости на наиболее протяженном участке. Следовательно, достаточными
запасами устойчивости должны обладать и менее протяженные участки тракта камеры
сгорания. Необходимости в укреплении их оболочек дополнительными ребрами нет с
точки зрения устойчивости конструкции.
Перечень ссылок
1.
Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет
деталей / Г.С. Скубачевский. // М.: «Машиностроение», 1981. - 550 с.
.
Шошин Ю.С. Расчет на прочность рабочих лопаток компрессоров и турбин. Учебное
пособие / Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, Р.Л. Зеленский. // Х.: «ХАИ», 2006. - 28
с.
.
Шошин Ю.С. Расчет на прочность дисков компрессоров и турбин. Учебное пособие /
Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, Р.Л. Зеленский. // Х.: «ХАИ», 2007. - 28 с.
.
Филахтов Ф.М. Расчет замков лопаток. Учебное пособие /
.
Шошин Ю.С. Расчет динамической частоты первой формы колебаний лопатки
компрессора или турбины и построение частотной диаграммы. Учебное пособие /
Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, С.Ю. Шарков. // Х.: «ХАИ», 1992. - 23 с.