Разработка конструкции компрессора высокого давления ТРДДФсм для легкого фронтового истребителя на базе существующего ТРДДФсм РД-33

Содержание Введение

1 Конструкторская часть

1.1 Основные сведения о двигателе и краткое описание

1.2 Термогазодинамический расчет двигателя

1.3 Согласование параметров компрессора и турбины

1.4 Расчет на прочность лопатки первой ступени КВД

1.5 Расчет на прочность диска компрессора

1.6 Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора и построение частотной диаграммы

2 Технологическая часть

2.1 Анализ рабочего чертежа детали

2.2 Определение и обоснование вида начальной заготовки, метода и оборудования для её изготовления

2.3 Расчет и оптимизация потребного количества операций формообразования элементарных цилиндрических и плоских поверхностей-представителей вала-шестерни

2.4 Определение качественных и количественных показателей технологичности вала-шестерни

2.4.1 Качественная оценка

2.4.1.1 Технологичность по механической обработке

2.4.1.2 Технологичность по простановке размеров

2.4.1.3 Технологичность относительно потребности в специальных инструментах и технологической оснастке

2.4.1.4 Технологичность по материалу

2.4.2 Количественная оценка

2.5 Разработка и обоснование рациональной последовательности формообразующих операций технологического процесса изготовления вала-шестерни

2.6 Разработка и мотивирование этапов, комплектов технологических баз, схем базирования вала-шестерни и вариантов методов формообразовния основных поверхностей-представителей

2.7 Обоснование, выполнения и утверждения плана технологического изготовления вала-шестерни

2.8 Расчет припусков на обработку и операционных размеров-диаметров цилиндрических наружных и внутренних поверхностей вала-шестерни нормативным методом

2.9 Расчет припусков на обработку и операционных размеров-диаметров цилиндрических наружных и внутренних поверхностей вала-шестерни расчетно-аналитическим методом

2.10 Разработка, выполнение и анализ размерной схемы формообразования и схем размерных цепей плоских торцевых поверхностей вала-шестерни

2.11 Расчеты припусков на обработку и операционных размеров-координат плоских торцевых поверхностей вала-шестерни расчетно-аналитическим методом

2.12 Расчеты и оптимизация припусков на обработку операционных размеров-координат плоских торцевых поверхностей с использованием прикладной теории графов размерных цепе

2.13 Проектирование и выполнение чертежа заготовки вала-шестрни

2.14 Формирование и оформление окончательного плана маршрутно-операционного технологического процесса

2.15 Расчет режимов резания для операций-представителей

2.15.1 Операция 050 токарная

2.15.2 Операция 140 шлифовальная

2.15.3 Операция 200 сверлильная

2.15.4 Операция 180 фрезерная

2.15.5 Операция 150 зубофрезерная

2.15.6 Операция 170 протяжная

3 Охрана труда

3.1 Выявление и анализ опасных и вредных производственных факторов, действующих в рабочей зоне на специализированном участке по производству деталей типа вал-шестерня

3.1.1 Краткое описание прототипа объекта проектирования

3.1.2 Выявление опасных и вредных производственных факторов, действующих в рабочей зоне проектируемого объекта

3.1.3 Характеристика источников опасных и вредных производственных факторов

3.1.4 Анализ возможных последствий воздействия негативных факторов на работающих

3.2 Разработка мероприятий по предотвращению возможного воздействия опасных и вредных производственных на работающих

3.2.1 Обоснование возможностей устранения из состава проектируемого объекта источников опасных и вредных производственных факторов

3.2.2 Анализ возможных методов и устройств ослабления воздействия на работающих опасных и вредных производственных факторов

3.2.3 Обоснование и расчет наиболее целесообразных технических систем и устройств защиты работающих от воздействия опасных и вредных производственных факторов

3.3 Обеспечение экологической безопасности функционирования проектируемого объекта при воздействии опасных и вредных производственных факторов Заключение.

Введение

В процессе развития человеческого общества, его научной мысли возникает необходимость в изготовлении новых видов продукции, а также всегда актуальным является повышение производительности и повышение степени автоматизации при производстве уже выпускаемых изделий, что позволяет уменьшить затраты труда. Указанные задачи могут быть выполнены только посредством применения новых технологических процессов и нового оборудования, необходимого для их выполнения. Это и является основным направлением развития технологии машиностроения.

Технология машиностроения является комплексной инженерной и научной дисциплиной, которая, являясь прикладной наукой, тем не менее, имеет большую теоретическую основу. Данная дисциплина рассматривает вопросы жесткости технологической системы и точности процессов обработки, рассеяния размеров обрабатываемых заготовок, погрешностей оборудования и технологической оснастки, влияния механической обработки на физико-механические свойства деталей, назначения припусков на механическую обработку и режимов резания, теории базирования, технологической наследственности т.д.

Производство различных объектов народного хозяйства имеет свои особенности. Для технологии авиадвигателестроения характерны высокие требования к точности и качеству поверхностей, ограничения по весу, низкая жесткость деталей. Узлы и агрегаты авиационного двигателя работают в условиях высоких температур, воспринимают большие нагрузки. В силу этого, для их изготовления необходимо применение высокопрочных, жаростойких, способных работать в агрессивных средах, жаропрочных материалов. Металлы и сплавы, отвечающие указанным требованиям, обладают низким коэффициентом обрабатываемости, некоторые из них не могут быть подвергнуты лезвийной обработке, что требует инновационного подхода к разработке технологических процессов. Эти и другие факторы характеризуют авиадвигателестроение как наиболее высокотехнологичную и наукоемкую отрасль машиностроения.

Выпуску деталей, узлов и агрегатов авиационного двигателя предшествует трудоемкий этап технологической подготовки производства, включающий в себя конструкторскую, технологическую и организационную подготовку. На этом этапе изделие проходит различные стадии от освоения его опытного образца до серийного производства на конкретном действующем предприятии.

Технологическая часть работы посвящена конструкторско-технологическим расчетам маршрутно-операционного технологического процесса изготовления вала-шестерни, грамотное выполнение которых позволяет обеспечить выпуск качественной продукции с минимальными затратами материальных ресурсов.

В настоящее время интенсивность развития авиационной техники довольно высока. Это обусловлено потребностями мирового авиарынка и высоким уровнем конкуренции между фирмами-производителями. На сегодняшний день актуальными являются существовавшие ранее промышленно-производственные и материальные связи Украины со странами бывшего СССР. В частности ведется активное сотрудничество ведущих украинских предприятий в области авиадвигателестроения и агрегатостроения с конструкторскими бюро, опытными и серийными предприятиями Российской Федерации. Поэтому нам необходимы разработки по созданию дешевых и эффективных двигателей для самолетов пассажирского, транспортного и военного назначения, соответствующих европейским и мировым стандартам.

Темой конструкторской части работы является разработка конструкции компрессора высокого давления ТРДДФсм для легкого фронтового истребителя на базе существующего ТРДДФсм — РД-33. Выбор этого двигателя в качестве прототипа связан с тем, что он может обеспечить необходимые параметры по расходу топлива, шумности и тяговооруженности.

1 Конструкторская часть

1.1 Основные сведения о двигателе и краткое описание

В качестве прототипа двигателя принят ТРДДФсм РД-33 — двухвальный турбореактивный двухконтурный двигатель с форсажной камерой со смешением потоков. Особенность двухвальной схемы — разделение ротора компрессора на два самостоятельных ротора, каждый из которых приводится во вращение своей турбиной.

Конструкция двигателя выполнена с учетом обеспечения принципа модульной (блочной) сборки. Двигатель разделён на восемь основных модулей: вентилятор, центральный привод, газогенератор (компрессор высокого давления, камера сгорания и турбина высокого давления), статор турбины низкого давления, ротор турбины низкого давления, корпус задней опоры двигателя, форсажная камера и реактивное сопло, коробка двигательных агрегатов.

Рисунок 1.1.1 — Модули двигателя двигателя:

1 — вентилятор; 2 — центральный привод; 3 — коробка двигательных агрегатов; 4 — газогенератор; 5 — сопловой аппарат турбины низкого давления;

6 — ротор турбины низкого давления; 7 — задняя опора двигателя;

8 — форсажная камера и сопло

Модульность конструкции двигателя обеспечивает возможность восстановления его эксплуатационных качеств заменой узлов в условиях эксплуатации, а высокая контролепригодность способствует переходу к обслуживанию по состоянию.

По типу конструктивно-компоновочной схемы двигатель относится к двухроторным ТРДДФ со смешением потоков I и II контуров и общей форсажной камерой (рисунок 1.1.2). Входное устройство — сверхзвуковое, регулируемое, выполнено в виде плоского подкрыльевого воздухозаборника. Компрессор двигателя — осевой, тринадцатиступенчатый, включает в себя четырехступенчатый вентилятор 2 и девятиступенчатый компрессор высокого давления 4. Камера сгорания 5 кольцевая прямоточная, турбина двигателя 6 — осевая, реактивная, двухступенчатая. Первая ступень приводит во вращение КВД, вторая — вентилятор. Форсажная камера 9 — прямоточная, одноконтурная, реактивное сопло 10 сверхзвуковое (типа Лаваля) с независимо регулируемым горлом и выходным сечением.

Рисунок 1.1.2 — Конструктивно компоновочная схема двигателя

Входное устройство двигателя сверхзвуковое, регулируемое, выполнено в виде плоского подкрыльевого воздухозаборника.

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

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

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

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

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

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

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

Статическая балансировка ротора вентилятора осуществляется подбором рабочих лопаток в комплекте рабочего колеса по массе.

Динамическая балансировка проводится установкой балансировочных грузов в обод диска четвертой ступени и подбором массы болтов (за счет ысоты головки), устанавливаемых в обод первого диска.

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

Разделительный корпус включает в себя: заднюю опору вентилятора, переднюю опору компрессора высокого давления, центральный привод. Корпус сварной конструкции состоит из наружной оболочки, рассекателя, внутренней оболочки и десяти стоек.

Статор КВД состоит из отдельных кольцевых корпусов заднего корпуса, лопаток входного направляющего аппарата (ВНА), внутренней обоймы ВНА и внутренних обойм поворотных направляющих аппаратов (НА) первой и второй

ступеней, НА третьей, четвертой, пятой, шестой, седьмой, восьмой ступеней и спрямляющего аппарата (СпА). Передним фланцем статор КВД крепится к рассекателю разделительного корпуса, заднимфланцем — к корпусу камеры сгорания.

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

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

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

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

Конструкционные материалы.

В конструкции компрессора широкое применение получили титановые сплавы, имеющие высокую прочность и малую массу

(? = 4500 кг/м3).

Рабочие лопатки, диски рабочих колес, лопатки направляющих аппаратов вентилятора, лопатки направляющих аппаратов первой и второй ступеней, рабочие лопатки первой, второй и третьей ступеней компрессора высокого давления изготовлены из титанового сплава ВТ9; передний корпус компрессора, корпус четвертой ступени вентилятора — из титанового сплава ВТ20; корпуса направляющих аппаратов первой, второй и третьей ступеней — из титанового сплава BT5-I; детали разделительного корпуса — из титановых сплавов ВТ20,

ВТ25, ОТ4−1; диски первой — седьмой ступеней компрессора высокого давления — из титанового сплава ВТ25.

По мере роста температуры по проточной части компрессора титановые сплавы заменяются сталью и сплавами на никелевой основе.

Рабочие лопатки четвёртой — восьмой ступеней и лопатки направляющих аппаратов третьей — шестой ступеней КВД изготовлены из сплава ЭП866, рабочие лопатки девятой ступени и лопатки направляющих аппаратов седьмой и восьмой ступеней — из сплава ЭП718НД, диски рабочих колее восьмой и девятой ступеней — из сплава ЭП742. Лопатки спрямляющего аппарата последней

ступени КВД изготовлены из жаропрочного сплава ЭП648. Вал КВД изготовлен из сплава ЭП741НП методом порошковой металлургии.

Камера сгорания предназначена для осуществления подвода тепла к рабочему телу (воздуху) путем сжигания в ней топлива.

Камера сгорания — кольцевая. Конструктивно она состоит из следующих основных узлов: корпуса (включающего в себя наружную и внутреннюю оболочки), жаровой трубы, топливного коллектора с двадцатью четырьмя форсунками и двух пусковых устройств.

Корпус камеры сгорания сварной конструкции состоит из литого диффузора, наружной и внутренней оболочек, заднего наружного и заднего внутреннего фланцев. Передним фланцем, выполненным на диффузоре, корпус закреплён к статору КВД, задним наружным и задним внутренним к наружному и внутреннему корпусам соплового аппарата турбины высокого давления.

Турбина двигателя — двухступенчатая: первая ступень приводит во вращение ротор компрессора высокого давления, вторая ступень — вентилятор.

Турбина представляет собой лопаточную машину, в которой тепловая энергия и энергия давления газов преобразуются в механическую работу.

Для обеспечения надежной работы турбины в условиях высоких температур предусматриваются охлаждение и теплозащита основных элементов турбины воздухом, отбираемым за пятой ступенью компрессора высокого давления, за компрессором высокого давления и из второго контура.

Статор ТВД состоит из наружного корпуса, девяти блоков сопловых аппаратов, внутреннего корпуса, сильфонной перегородки, верхнего и нижнего козырька.

Статор турбины сильфонной перегородкой крепится к оболочке камеры сгорания, внутренним корпусом — к внутренней оболочке камеры сгорания, а верхним и нижним козырьком телескопически стыкуется с жаровой трубой.

Наружный корпус представляет собой точёную оболочку с отверстиями для крепления сопловых лопаток и прохода воздуха, охлаждающего сопловые лопатки. К наружному корпусу с помощью болтов закреплены наружные полки сопловых аппаратов. Болтами крепления сопловых аппаратов в передней части наружного корпуса закреплен козырек, в задней части — сильфонная перегородка.

Ротор ТВД состоит из диска, рабочих лопаток, демпферов, покрывного диска, фиксирующего кольца и лабиринтного кольца.

Диск турбины торцевыми шлицами крепят к валу с помощью стяжных болтов. Осевые усилия от ротора турбины передаются стяжными болтами, крутящий момент — торцевыми шлицами. На ободе диска выполнены пазы типа «елочка» для установки лопаток. На дне пазов имеются выборки и радиальные отверстия для подвода охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам.

Динамическая балансировка ротора турбины высокого давления осуществляется постановкой балансированных грузиков.

Основным элементом уплотнения являются графитовые разрезные кольца.

Статор ТНД состоит из наружного корпуса пятидесяти трёх сопловых лопаток, корпуса, лабиринтов, сотовой вставки, компенсационной обоймы.

Сопловые лопатки спаяны между собой и с двумя наружными и внутренними кольцами в единый паяный узел.

Лопатки — полые, во внутренние полости каждой лопатки установлен дефлектор.

Ротор ТНД состоит из диска, вала, девяносто четырёх рабочих лопаток, лабиринта.

Диск — штампованный. На диске имеется фланец, которым его крепят к валу двадцатью призонными болтам. На ободе выполнены пазы «елочного» типа для крепления лопаток и наклонные радиальные отверстия, по которым подводится воздух, охлаждающий рабочие лопатки.

Вал — штампованный. На конце вала нарезана резьба, на которую наворачивается гайка, стягивающая ротор вентилятора и ТНД, и эвольвентные шлицы для передачи крутящего момента к ротору вентилятора. На валу имеются фланцы для крепления диска ТНД и крепления тонкостенного стакана радиально-торцевого графитового уплотнения. По внутреннему диаметру вала монтируется наружная обойма роликового подшипника ТНД, заглушка и распорная втулка. Весь пакет затянут гайкой.

Динамическая балансировка ротора турбины низкого давления осуществляется постановкой грузиков.

Задний корпус — силовой узел, воспринимающий усилия от опор турбины низкого и высокого давления. Он состоят из наружного корпуса, внутреннего корпуса, корпуса опоры, семи силовых стоек, корпуса лабиринта и обтекателей.

Конструкционные материалы.

Детали турбины работают в тяжелых условиях. Они нагружены высокими напряжениями от действия газового потока, подвержены неравномерному нагреву, вызывающему температурные напряжения. Детали ротора, кроме этого, нагружаются значительными центробежными силами.

Рабочие лопатки турбины изготовлены литьем из высокопрочных жаропрочных сплавов на никелевой основе: первой ступени — ЖC26-НК, второй ступени — ЖС6К-ВИ.

Сопловые лопатки первой и второй ступеней отлиты из сплава ЖС6К-ВИ.

Диск первой ступени турбины и покрывной диск изготовлены из жаропрочного сплава ЭП-74Ш, диск второй ступени — из хромоникельмарганцовистой жаропрочной стали ЭИ-698ВД.

Задний корпус опор турбины изготовлен из титанового сплава ВТ20, кроме обтекателей, размещенных в проточной части, изготовленных из жаропрочного сплава ЭП-742.

Выходное устройство двигателя состоит из форсажной камеры и реактивного сопла.

Форсажная камера — одноконтурная, общая для первого и второго контуров с предварительным смешением потоков в смесителе.

Форсажная камера состоит из смесителя, диффузора, стабилизаторов пламени, топливораспыливающих устройств и камеры горения. Передним фланцем наружного корпуса смесителя форсажная камера закреплена к фланцу корпуса второго контура. К заднему фланцу камеры горения крепятся створки реактивного сопла.

Реактивное сопло (PC) обеспечивает преобразование тепловой и потенциальной энергии газов в кинетическую с минимальными потерями на всех режимах работы двигателя. По конструктивному исполнению реактивное сопло — сверхзвуковое, типа Лаваля, двухрядное, всережимное с регулируемой площадью критического и выходного сечений.

Регулирование площади критического сечения сопла позволяет поддерживать неизменным режим работы турбокомпрессорной части двигателя на форсажном режиме, получать наиболее экономичные дроссельные режимы при работе на форсаже и без форсажа, облегчать запуск двигателя.

Конструктивно сопло состоит из наружных и внутренних створок в дозвуковой и сверхзвуковой частях сопла, системы синхронизации и силового привода.

Створки образуют проточную часть и внешний профиль РС.

Конструкционные материалы.

Для получения минимальной массы конструкции выходного устройства детали, подверженные ограниченному нагреву, изготовлены из титановых сплавов.

Из сплава BТ20 выполнены оболочки смесителя, диффузора и камеры горения форсажной камеры.

Стабилизаторы и распылители форсажной камеры изготовлены из сплава ВХ-4Л.

Тепловые экраны камеры горения выполнены из жаропрочного сплава ЭП-99.

Наружные створки реактивного сопла изготовлены из титанового сплава ВТ20, внутренние большие створки и экран на малых створках — из жаропрочного сплава ЖС3-ДК, малые створки и балки — из сплава ВХ-4Л.

1.2 Термогазодинамический расчет двигателя

компрессор двигатель вал шестерня Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Руд — удельной тяги, Суд — удельного расхода топлива).

С помощью программы rdd. exe выполняем термогазодинамический расчет ГТД с использованием ЭВМ.

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

· Gв — величина расхода воздуха через двигатель;

· ?к1*, Т*г — параметры, определяющие термогазодинамический цикл двигателя на расчетном режиме;

· І,, , — КПД компрессора, турбин компрессора и вентилятора;

· - механический КПД двигателя;

· - коэффициент полноты сгорания топлива;

·, ?с — коэффициенты восстановления полного давления в элементах проточной части двигателя.

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 тракту двигателя. Эти данные используют при согласовании параметров компрессора и турбины и при общей компоновке проточной части двигателя.

В табл. 1.2.1 представлены данные, необходимые для термогазодинамического расчета двухконтурного двигателя, имеющего камеру смешения.

Таблица 2.1 — Результаты термогазодинамического расчёта ТГДР ТРДД NT= 4 1 1 1 1 ДАТА 21. 11. 11

ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТРДДФ

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: GB= 1.00 ТФ= 2050. DGO= .100

H= .00 MH= .000 NB1= .872 NB2= .870 LBO=1.000 NTB= .875 ПСО=1.000

SBO= .970 SBK= .990 SK= .951 S2= .985 SCM= .990 SФ= .931 SФН= .980

NГ= .985 NФ= .950 NMBД= .980 NMB= .995 FI= .985 FI2=1.000 ПСО2=1.000

SB= .970 TH= 288.15 THO=288.15 PH=101 325. PHO=101 325. PB= 98 285. VH= .0

СХЕМА ПЕЧАТИ: RYФ RФ CYФ QTФ AKФ FKФ FCФ CCФ

GTФ ПСФ SCФ LCФ РФ РСФО СРФ KГФ

RY R CY QT AKC FKP FC CC

GT ПС SC LC РФН PCO CPГ KГ

RO TKB1 TK2 TK TTBД TT PK2 P2

NKBД NTBД PKB1 PBBД PK PГ PTBД PT

ПiВ2 ПiB1 ПiKBД LB2 LB1 LKBД LTBД LTB

ПТВД ПТВ ПТО TCM PCM PC РСФ

M= .490 ТГ=1635.0 ПK1=21.300 ПВ20= 3.751 NK1= .836 ТФ=2050.0

.113E+04 .113E+04 .172 .541E-01 1.25 .361E-02 .361E-02 800.

195. 3.30 .981 .985 .334E+06 .328E+06 .137E+04 1.27

760. 760. .757E-01 .238E-01 2.55 .225E-02 .225E-02 561.

57.6 3.47 .980 .985 .352E+06 .345E+06 .126E+04 1.29

1.49 439. 439. 765. .134E+04 .116E+04 .369E+06 .363E+06

.860 .873 .370E+06 .366E+06 .209E+07 .199E+07 .713E+06 .363E+06

3.75 3.77 5.71 .153E+06 .153E+06 .331E+06 .376E+06 .229E+06

2.79 1.97 5.49 988. .359E+06 .190E+06 .185E+06

Параметры Руд=760 Н*с/кг и Суд=0,0757 кг/Н*ч соответствуют современному уровню значений для ТРДДФсм с малой степенью двухконтурности-m. Получено распределение Т* и Р* в характерных сечениях проточной части.

1.3 Согласование параметров компрессора и турбины 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 условия, обеспечивающие надёжную и экономичную работу. Среди них: 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 и принимаемые значения коэффициентов аэродинамической загрузки компрессорных и турбинных ступеней.

После термогазодинамического расчета двигателя известны его основные параметры (удельная тяга, удельный расход топлива). Предварительно были выбраны параметры термогазодинамического цикла двигателя (температура газа перед турбиной — Тг*, общая степень повышения полного давления в компрессоре внутреннего кнтура-к1*). Выбраны КПД компрессора и турбины, а также коэффициенты потерь в других элементах двигателя. Согласование выполняют на базе термогазодинамического расчета (см. таблицу 1.2.1).

При выборе формы проточной части компрессора с постоянным наружным диаметром Dk=const следует учитывать её эксплуатационные и технологические преимущества, а также относительно высокий энергообмен в ступенях. Следовательно, выбираем форму проточной части компрессора с Dk=const.

Форма проточной части турбины выбирается из конструктивных соображений, а также требований аэродинамики. При постоянном наружном диаметре проточной части турбины возможно получение лопаток большой высоты на последних ступенях. В выборе формы необходимо учесть, что при повышении Dср резко возрастают окружные скорости на периферии лопаток, а значит и напряжения на лопатках ступени. При Dср=const угол раскрытия проточной части турбины уменьшается, что способствует безотрывному течению потока по тракту турбины и повышению КПД. Таким образом, выбираем форму проточной части турбины с постоянным средним диаметром Dср=const.

Значение среднего коэффициента нагрузки в турбине не должно превышать величины =1.8 для обеспечения осевого выхода потока.

В записке результаты согласования компрессора и турбины представлены в табл. 1.3.1.

При выполнении расчетов по формированию облика ГТД определяются: форма проточной части, частоты вращения роторов и число ступеней каскадов лопаточных машин.

Графическое изображение проточной части газогенератора ТРДДсм (выполненного по схеме ТРДДсм-2), приведено на рис. 1.3.1.

Рисунок 1.3.1 — Схема проточной части двигателя Таблица 1.3.1 — Результаты согласования компрессора и турбины Формирование облика ГГ и ТВК ТРДД-2 (КВД — ОК или ОЦК)

Исходные данные:

Руд = 760.3 Суд = .0757 КПДк= .8599 КПДтк= .8730

Lк = 331 400. Lтк*= 375 800. Lтв*= 229 100. КПДтв= .8750

Lв2 = 153 000. Lв1 = 153 000. КПД2= .8700 КПД1 = .8720

Cpг =1265.0 Kг =1.2940 Cpв =1008.0 Kв =1.3980

Р = 86 440. Gво = 76.43 Gв1 = 51.29

do = .300 Dсртв/Dк = .900

doво= .780

Dствд/Dко=1.100

Lв1/Lв2=1.000

Lок/Lкв=1.000 КПДок* = .857

Spквк = .990 Sрт = .970

Uк = 460.0 Uквд = 450.0

Результаты pасчета:

* ВЕНТ * Кф = 2 Zк = 4.

Lк*= 153 000. Пiк*= 3.751 КПД*= .8700 Uк = 460.0

Dк = .7051 dob = .3000 dok = .6615 Hzc= .2066

nв =12 460.

* ОК ВД * Кф = 1 Zк = 9.

Lк*= 331 400. Пiк*= 5.713 КПД*= .8574 Uк = 450.0

Dк = .5788 dob = .7800 dok = .9153 Hzc= .1818

nвд =13 660.

* ТВД * Кф = 1 Zт = 1.

Lт*= 375 800. Пiт*= 2.791 КПД*= .8730 (h/D)г= .0669

Uср= 495.0 Mz =1.5337 Dcр = .6367 (h/D)т= .1247

Sр = 305.6 Tw* =1434.8

* ТВ * Кф = 2 Zт = 1. Iред = 1.00

Lт*= 229 100. Пiт*= 1.966 КПД*= .8750 (h/D)г= .1294

Uср= 414.0 Mz = 1.337 Dcр = .6346 (h/D)т= .1789

Sр = 306.6 Tw* =1224.7 nтв =12 460.

СечениеПаpаметp: T*: P*: C: C/акp: F

: K: Па: м/с: —-: кв. м

в — в 288. 98 290. 230.0 .7407 .3553

к в1 — к в1 439. 369 640. 170.0 .4436 .1665

в квд — в квд 439. 366 399. 190.0 .4958 .1030

к — к 765. 2 093 000. 130.0 .2569 .0426

г — г 1635. 1 991 000. 129.7 .1781 .0947

т твд — т твд 1338. 713 400. 180.0 .2732 .1588

г тв — г тв 1338. 691 998. 180.0 .2732 .1637

т — т 1157. 362 800. 220.0 .3591 .2263

Dн1 Dcp1 Dвт1 Dн2 Dcp2 Dвт2 Zст

ВЕНТ .7051 .5205 .2115 .6140 .5205 .4062 4.

ОK ВД .5788 .5150 .4515 .5788 .5548 .5298 9.

TBД .7161 .6711 .6262 .7161 .6367 .5573 1.

TВ .7167 .6346 .5525 .7481 .6346 .5211 1.

При согласовании сформировали облик ТРДДФсм. Получили 4-х ступенчатый вентилятор с Н_zc=0,2066 и ?*_кв=0,87. Частота вращения n=12 460 об/мин.

Компрессор высокого давления, 9-ступенчатый Н_zc=0,1818, ?*_к=0,8574, n=13 660 об/мин.

Турбина высокого давления, одноступенчатая, М_z=1,5337 и ?*=0,873.

Турбина вентилятора, одноступенчатая, М_z=1,337 и ?*=0,875.

ТВД и ТВ-высоконагруженные.

1.4 Расчет на прочность лопатки первой ступени КВД Рабочие лопатки осевого компрессора являются весьма ответственными деталями газотурбинного двигателя, от надежной работы которых зависит надежность работы двигателя в целом.

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

Расчет на прочность пера лопатки выполняем, учитывая воздействие только статических нагрузок. К ним относятся центробежные силы масс лопаток, которые появляются при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании газом профиля пера лопатки и в связи с наличием разности давлений газа перед и за лопаткой. Центробежные силы вызывают деформации растяжения, изгиба и кручения, газовые — деформации изгиба и кручения. Напряжения кручения от центробежных, газовых сил слабозакрученных рабочих лопаток компрессора малы, и ими пренебрегаем. Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными. Напряжения изгиба обычно меньше напряжений растяжения, причем при необходимости для уменьшения изгибающих напряжений в лопатке от газовых сил ее проектируют так, чтобы возникающие изгибающие моменты от центробежных сил были противоположны по знаку моментам от газовых сил и, следовательно, уменьшали последние.

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, напряжения в пере лопатки не превышают предел пропорциональности.

Целю расчета на прочность рабочей лопатки первой ступени компрессора является 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 9828 об/мин.

Исходные данные

1. Материал лопатки: ВТ9

2. Длина лопатки L=0,064 м;

3. Радиус корневого сечения R_к =0,2255 м;

4. Радиус периферийного сечения R_п=0,2895 м;

5. Объем бандажной полки =0 м;

6. Хорда профиля сечения пера b

— в корневом сечении b_k=0,04 м;

— в среднем сечении b_cp=0,04 м;

— в периферийном сечении b_п=0,04 м;

7. Максимальная толщина профиля в сечениях:

— в корневом сечении =0,0035 м;

— в среднем сечении =0,0025 м;

— в периферийном сечении =0,0015 м;

8. Максимальная стрела прогиба средних линий профиля в сечениях:

— в корневом сечении =0,0033 м;

— в среднем сечении =0,0024 м;

— в периферийном сечении =0,0012 м;

9. Угол установки профиля в сечениях:

— в корневом сечении =1,11 рад;

— в среднем сечении =0,91 рад;

— в периферийном сечении =0,75 рад;

10. Интенсивность газовых сил на среднем радиусе в плоскости вращения:

;

11. Интенсивность газовых сил в осевой плоскости:

;

Где — радиус сечения; - число лопаток; - плотность газа; и — осевая составляющая скорости газа перед и за лопаткой; W_1U, W_2U — окружные составляющие относительной скорости газа перед и за лопаткой; Р₁, Р₂ — давление газа перед и за лопаткой; - длина лопатки.

Н/м; Н/м; Н/м;

12. Частота вращения рабочего колеса =13 660 об/мин;

13. Плотность материала лопатки =4500 кг/м;

14. Предел длительной прочности =950 МПа;

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

Расчет рабочих лопаток на растяжение от центробежных сил.

Напряжение растяжения в расчетном сечении Fп пера лопатки определяется по формуле:

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

Определение напряжений изгиба.

Напряжения изгиба в каждой точке расчетного сечения определяются по формуле:

В целях упрощения расчета значения изгибающих моментов и моментов сопротивления берут без учета знаков (по модулю). Напряжение изгиба от газовых сил, как правило, определяют в трех точках, наиболее удаленных от осей и, относительно которых моменты инерции сечения лопатки соответственно максимальный и минимальный (на рисунке это точки А, В и С).

Рисунок 1.4.1 — Определению изгибных напряжений в лопатке.

где u, a — расчётные оси; _ угол между главными осями сечения и расчётными осями.

Так в точке А:

в точке В:

в точке С:

Вместе с тем знак при определении напряжения изгиба характеризует вид деформации волокон лопатки. Так, если волокна лопатки растянуты, то напряжение изгиба имеет знак «+», если же они сжаты, то «-». Заметим, что от действия газовых нагрузок на кромках профиля (в точках, А и В) всегда возникают напряжения растяжения, а на спинке профиля (в точке С) — напряжения сжатия.

Определение запасов прочности лопаток.

При определении запасов прочности следует учитывать напряжения, как растяжения, так и изгиба лопатки. Суммарное напряжение в каждой точке расчетного сечения профильной части лопатки:

.

Для компрессорных лопаток запас прочности определяют по формуле:

где длит — предел длительной прочности 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. Вычисления выполняем с помощью программы Statlop.exe.

Таблица 1.4.1 — Результаты машинного счёта РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ)

————————————————————————————————————-;

ВЫПОЛНИЛ: timoshenko

УЗЕЛ ДВИГАТЕЛЯ: компрессор МАТЕРИАЛ: BT-9

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

GT= 1.0 CL= 6.40 0000E-02 RK= 2.25 5000E-01 RP= 2.89 5000E-01

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

EN= 14 800.000000 AA= 0.00E+00 AU= 0.00E+00 PU= 490.0

PAK= 570.0 PAP= 800.0 RO= 4500.0

B= 4.00E-02 4.00E-02 4.00E-02

D= 3.50 0000E-03 2.50 0000E-03 1.50 0000E-03

AP= 3.30 0000E-03 2.40 0000E-03 1.20 0000E-03

AL= 1.140 000 9.10 0000E-01 7.50 0000E-01

SPT= 950.0 950.0 950.0 950.0

950.0 950.0 950.0 950.0

950.0 950.0 950.0

Результаты расчета на прочноcть пера лопатки

N X F Jmin Spakt SизгA SизгB SизгC

m m² m⁴ МПа МПа МПа МПа

1 .0 .970E-04 .133E-09 125.131 27.315 31.704 -28.103

2 .640 .915E-04 .992E-10 116.416 27.636 31.035 -27.520

3 .1 280 .859E-04 .831E-10 107.141 25.659 28.303 -25.258

4 .1 920 .804E-04 .702E-10 97.250 22.884 24.892 -22.387

5 .2 560 .748E-04 .592E-10 86.672 19.587 21.057 -19.112

6 .3 200 .693E-04 .492E-10 75.313 15.931 16.952 -15.558

7 .3 840 .638E-04 .402E-10 63.046 12.062 12.716 -11.833

8 .4 480 .582E-04 .317E-10 49.696 8.150 8.519 -8.071

9 .5 120 .527E-04 .238E-10 35.015 4.450 4.615 -4.482

10 .5 760 .471E-04 .162E-10 18.636 1.414 1.455 -1.466

11 .6 400 .416E-04 .908E-11 .000 .000 .000 .000

N SсумA SсумB SсумC Ka Kb Kc

[МПa] [МПa] [МПa]

1 152.446 156.835 97.027 6.232 6.057 9.791

2 144.053 147.451 88.897 6.595 6.443 10.687

3 132.800 135.444 81.883 7.154 7.014 11.602

4 120.134 122.142 74.863 7.908 7.778 12.690

5 106.259 107.729 67.560 8.940 8.818 14.062

6 91.244 92.264 59.755 10.412 10.297 15.898

7 75.107 75.761 51.213 12.649 12.539 18.550

8 57.846 58.215 41.625 16.423 16.319 22.823

9 39.465 39.630 30.533 24.072 23.972 31.114

10 20.050 20.092 17.171 47.382 47.283 55.326

Рисунок 1.4.2 — Изменение напряжений по высоте лопатки Рисунок 1.4.3 — Изменение коэффициентов запаса прочности по высоте лопатки Вывод: Произведен расчет на статическую прочность пера рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления. В качестве материала был использован титановый сплав ВТ-9. Полученные значения запасов во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности. Минимальное значение было получено в сечении 1−1 в точке В и равно 6,057. Это значение больше минимально допустимого 1,5.

1.5 Расчет на прочность диска компрессора Общие сведения:

Диски компрессора — это наиболее ответственные элементы конструкции газотурбинных двигателей. От совершенства конструкции дисков зависит надёжность, легкость и надежная работа авиационных двигателей в целом.

Нагрузки, действующие на диск.

В общем, случаи в диске возникают следующие виды напряжений:

? растяжения от центробежных сил и температурных нагрузок;

? кручения, если диск передаёт крутящий момент;

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

Допущения, принимаемые при расчете.

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 компрессора на прочность от действия центробежных сил масс лопаточного венца и диска, методом конечных разностей.

Метод конечных разностей основан на приближенном расчете дифференциальных уравнений (1.5.1) и (1.5.2):

(1.5.1)

(1.5.2)

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:

,

, ,

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

Окончательные расчетные формулы:

,

где, ,

.

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

,

,

.

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:

, (1.5.7)

где _R`n1 и _Tn1 _ радиальные и окружные напряжения в диске на радиусе R_n после скачка в толщине диска;

₀ _ напряжение в центре диска.

Коэффициенты A^/_n, B^/_n, N^/_n и Q^/_n находятся по формулам:

;, , (1.5.8)

(1.5.9)

где b^/_n, b_n _ толщина диска на радиусе R_n до и после скачка в диске.

Значения коэффициентов А₀, В₀, N₀, Q₀ равны:

А₀ = 0, В₀ = 0, N₀ = 1, Q₀ = 0.

При разбивании диска на расчетные сечения должны выполнятся следующее условия:

? отношения радиусов: ;

? отношения толщин: .

? Для первых трех ступеней диска с центральным отверстием:

В качестве нагружающего фактора рассматривается нагрузка от лопаточного венца и замочной части, которая учитывается величиной _Rn:

(1.5.10)

где z — число лопаток;

_Rk _ 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 ВТ-8);

f — площадь радиального сечения разрезной части обода;

R_f— радиус центра тяжести площади f;

R_k — наружный радиус неразрезанного обода диска;

b_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.

Исходные данные:

? материал диска — титановый сплав ВТ-9;

? плотность материала = 4500 кг/м³;

? предел длительной прочности _длит = 950МПа;

? частота вращения n = 13 660 об/мин;

? коэффициент Пуассона = 0,3;

? площадь корневого сечения лопатки F_k = 0,9710^-4 м²;

? число лопаток на рабочем колесе z = 43;

? площадь радиального сечения разрезной части обода диска

f = 0,1 815 м²;

? радиус центра тяжести радиального сечения разрезной части обода диска R_f = 0,2205 м;

Геометрические параметры диска в расчетных сечениях приведены в таблице Рисунок 1.5.1 — Расчетная схема диска Таблица 1.5.1 — Геометрические параметры сечений.

Запас прочности находим по формуле: .

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

.

Расчет на прочность диска компрессора выполнен с помощью ЭВМ по программе diskop.exe. Ниже приведены результаты расчетов:

Таблица 1.5.2 — Результаты машинного счета РАCЧЕТ НА ПРОЧНОCТЬ ДИCКОВ

КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН

********************************************************************************

ВЫПОЛНИЛ (А): Timoshenko

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

K= 16 Z= 1 DP= 0 DT= 0 NR= 13 660.000000 S

RL= 23.180 000

AZ= 0.00E+00 BZ= 0.00E+00 NZ= 1 QZ= 0.00E+00 MU=

3.00E-01

ZAPR= 1.500 000

R (K)= 1.25 0000E-01 1.30 0000E-01 1.35 0000E-01 1.38 0000E-01

1.41 0000E-01 1.43 0000E-01 1.45 0000E-01 1.46 0000E-01

1.47 0000E-01 1.48 0000E-01 1.49 0000E-01 1.80 0000E-01

1.95 0000E-01 2.10 0000E-01 2.10 0000E-01 2.15 5000E-01

B (K)= 3.10 0000E-02 3.10 0000E-02 3.10 0000E-02 2.59 7000E-02

2.9 3000E-02 1.75 7000E-02 1.42 2000E-02 1.25 4000E-02

1.8 6000E-02 9.18 0000E-03 7.51 0000E-03 7.00E-03

7.00E-03 7.00E-03 3.30 0000E-02 3.30 0000E-02

NRS (Z)= 14

PL= 4500.0

SDC= 950.0

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

1 .1250 .3100E-01 .0000 .0000 488.0 488.0 1.947

2 .1300 .3100E-01 .5588 13.65 466.7 460.1 2.065

3 .1350 .3100E-01 .5807 24.98 447.5 435.5 2.181

4 .1380 .2597E-01 .3298 34.65 438.2 421.9 2.252

5 .1410 .2093E-01 .2775 46.29 430.3 409.1 2.322

6 .1430 .1757E-01 .1546 56.55 426.3 401.0 2.369

7 .1450 .1422E-01 .1294 69.85 423.5 393.3 2.416

8 .1460 .1254E-01 .5504E-01 79.20 423.2 389.6 2.438

9 .1470 .1086E-01 .4846E-01 90.82 423.6 386.3 2.459

10 .1480 .9180E-02 .4179E-01 105.8 425.1 383.3 2.478

11 .1490 .7510E-02 .3504E-01 125.8 428.3 381.3 2.491

12 .1800 .7000E-02 1.046 150.3 353.9 307.6 3.088

13 .1950 .7000E-02 .5567 141.4 329.1 286.0 3.322

14 .2100 .7000E-02 .6012 127.9 306.3 266.5 3.565

15 .2100 .3300E-01 .0000 27.12 276.1 263.6 3.604

16 .2155 .3300E-01 1.092 22.87 266.3 255.7 3.716

Рисунок 1.5.2 — Распределение напряжений по радиусу диска Рисунок 1.5.3 — Изменение коэффициента запаса прочности по радиусу диска.

Вывод: Произведен расчет статической прочности диска первой ступени компрессора высокого давления. Из полученных результатов следует, что значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности. Минимальное значение было получено в сечении 1−1 равно 1,947 и являеться большим минимально допустимого.

1.6 Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора и построение частотной диаграммы Цель расчета — определение частоты собственных колебаний рабочей лопатки осевого компрессора, и анализ частотной диаграммы для проверки отсутствия резонансных режимов в рабочей области частот вращения.

Вращение лопатки совместно с диском, на котором она закреплена, оказывает влияние на ее колебания, так как центробежная сила стремиться вернуть колеблющуюся лопатку в положение равновесия. Действие центробежной силы лопатки приводит к тому же результату, что и увеличение ее жесткости, потому частота собственных колебаний вращающейся лопатки (так называемая динамическая частота) повышается с увеличением частоты вращения ротора.

Динамическую частоту собственных колебаний вращающейся лопатки вычисляем по формуле:

где n_c — частота вращения ротора, об/с;

B — коэффициент пропорциональности, зависящий от геометрии лопатки и формы упругой линии, который можно рассчитать по следующей формуле:

f_c — частота собственных изгибных колебаний лопатки по 1й форме, определенная энергетическим методом Релея, который основан на законе сохранения энергии свободноколеблющейся упругой системы, рассчитанная по формуле:

Для вычисления значения по данным формулам воспользуемся кафедральной программой DinLop.exe.

Исходные данные:

Материал лопатки: ВТ-9;

Модуль упругости материала в рабочих условиях: 1,2•10⁵ МПа;

Плотность материала: 4500 кг/м³;

Объем бандажной полки: 0;

Расстояние от центра тяжести бандажной полки до оси вращения: 0;

Расстояние от центра тяжести бандажной полки до корневого сечения лопатки: 0;

Радиус корневого сечения: 0,2255 м;

Длина пера лопатки: 0,064 м;

Площади лопатки:

в корневом сечении =0,97 м²;

в среднем сечении =0,693 м²;

в периферийном сечении =0,416 м²;

Минимальные моменты инерции лопатки:

в корневом сечении =0,133•10^-9 м⁴;

в среднем сечении =0,429•10^-10 м⁴;