Динамика и прочность. Курсовая работа Динамика и прочность энергетических машин
![]()
|
9 Расчёт колебанийРасчета проводится с помощью специального расчетного приложения, которое позволяет оценить динамическое поведения ГТД при колебательных режимах его работы, оценить динамические нагрузки, действующие на конструктивные элементы и узлы (приложение 3). Используя программу расчёта колебаний получаем:
Исходные данные ![]() Рисунок 7 - Продольные колебания ![]() Рисунок 8 - Изгибные колебания ![]() Рисунок 9 - Крутильные колебания 10 Условие устойчивости![]() ![]() Эксплуатационные нагрузки не должны превышать q. ![]() ![]() ![]() 11 Расчет стыкового соединенияКрепление производится с помощью соединения группой болтов. При расчете принимаем следующие допущения: - поверхности стыка остаются плоскими (не деформируются) при всех фазах нагрузки. - поверхности стыка имеют минимум две оси симметрии, а болты расположены симметрично относительно этих осей. - все болты одинаковы и равно затянуты. ![]() Рисунок 10. - Схема расположения болтов в соединении. Принимаем болты без зазора. Прочность обуславливается напряжениями среза и смятия. В стыке на болтовое соединение действуют следующие факторы: -Вес конструкции. ![]() ![]() ![]() Продольные колебания: ![]() ![]() Изгибные колебания: ![]() ![]() Крутильные колебания: ![]() ![]() Вибрационные колебания: ![]() ![]() ![]() ![]() Вибрационные нагрузки учитываются по сумме продольных и поперечных колебаний. -Силы давления. ![]() Принимаем количество болтов ![]() Болт М10-6g±60,58(s18); ГОСТ 7805-70 Для расчета прочности найдем нагрузку при срезе на один болт ![]() ![]() ![]() ![]() Условие нераскрытия стыка: ![]() ![]() Где: ![]() ![]() Где: ![]() ![]() ![]() δ – толщина стенки = 4·10-3 ![]() Где: z – количество болтов Примем z = 30 –количество болтов в стыковом соединении, получим, что нагрузка на один болт равна: ![]() Напряжения смятия болтовых соединений: Площадь болтов: ![]() Напряжение смятия: ![]() Расчет болта на срез: ![]() ![]() Принимаем ![]() 12 Расчёт максимального прогиба последнего диска компрессора![]() Е - модуль упругости b - ширина колеса µ - коэффициент Пуассона ![]() Р1 = Ркс = 2.8 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 13 Расчет критических скоростей ротораНа ротор действует сила упругости вала и центробежная сила. Сила упругости приложенная в геометрическом центре диска ротора, пропорциональна прогибу вала и направлена противоположно прогибу. Коэффициент упругой податливости вала: ![]() ![]() l- длина вала E-модуль упругости J- момент инерции Прогиб вала: ![]() ![]() где: n – число оборотов = 8600 e - величина неточности расположения центра масс диска ротора = 0.001 Зависимость прогиба от частоты вращения ротора, показана на рисунке: ![]() Рисунок 11. – Зависимость прогиба вала ротора от частоты вращения. С возрастанием частоты вращения ротора прогиб увеличивается. Критический режим работы происходит при наступлении критической частоты вращения. ![]() ![]() 14 Расчёт максимального напряжения на диск компрессора.![]() ![]() ![]() ВыводыВ ходе расчётно-графической работы были произведены расчеты ГТУ. Были получены основные термодинамические параметры, на основании которых были получены массогабаритные характеристики. Список литературы: Анурьев В.И. «Справочник конструктора машиностроителя» том 1 М 2006г. Иванов М.Н. «Детали машин» М. 1991г. Балобук Н. Колесников Н. и др «Основы строительной механики ракет» |