курсовая работа по дисциплине конструкция ад. Курсовой конструкция. Проект конструкции узла турбины высокого давления
 Скачать 0.92 Mb.
|
Исходные данные для расчёта берём из [1, стр.17-19]:     Z=87       Отсюда получаем    Схема профилей (см. приложение Г) 2.3. Определение геометрических параметров лопатки корневое сечение Расчёт геометрических параметров лопатки на среднем сечении приведён в [1, стр.21]. Результаты расчёта по всем сечениям сведены в табл. 1. Табл. 1. Геометрические параметры лопатки по 5* сечениям.
* – 1-1 – корневое сечение, 5-5 – периферийное сечение.  Рис. 8. Зависимость Сmax от R.  Рис. 9. Зависимость H от R.  Рис. 10. Зависимость b от R.  Рис. 11. Зависимость β от R.  Рис. 12 Зависимость F от R. 2.4. Определение расчётного режима по частоте вращения. В данной работе мы исследуем лопатку только на одном режиме – максимальном. Прочностные расчёты на меньших режимах можно опустить, так как лопатка наиболее нагружена именно на максимальном режиме. Частоту вращения ротора на этом режиме мы берём из задания [1] -  .2.5. Определение рабочей температуры лопатки. Рабочую температуру лопатки мы принимаем из [1, стр.17, согласно рекомендациям [6]] -  .2.6. Выбор материала и его характеристики. Выбор материала и его характеристики согласно [1, стр.15]. Материал - жаропрочный сплав ЭИ-867. Вычислим предел длительной прочности согласно [6, стр.61]. Для этого рассчитаем уровень нагружения  . Затем из графика [6, стр.61] подставив значения Р найдём значения σдл лопатки. для . .2.7. Расчёт напряжений в лопатке. Для расчёта напряжений в лопатке воспользуемся программой «Strong». Сначала зададим исходные данные (см. пункты 2.2. - 2.6.). Кол-во сечений N=5  РА=  Н/м РU=  Н/мR1=320 мм R5=390 мм Табл. 2. Исходные данные.
Табл. 3. Результаты расчета:
 Теперь найдём коэффициенты запаса во всех сечениях, разделив максимальное напряжение на предел длительной прочности.       Отсюда строим графики зависимости напряжений и коэффициента запаса от радиуса лопатки.  Рис.13. Распределение напряжений по радиусу лопатки.  Рис.14. Распределение коэффициента запаса по радиусу лопатки. 2.8. Оценка работоспособности лопатки по условиям прочности. В п. 2.7. мы получили коэффициенты запаса прочности по 5 сечениям. Согласно рекомендациям [3, стр.24] К не может быть меньше 1,8...2. Видно, что самый наименьший коэффициент запаса в корневом сечении, что означает опасность обрыва лопатки именно в этом сечении. Но в целом, лопатка удовлетворяет условиям прочности и корректировки её геометрии не требуется. 3. Расчет диска по разрушающим оборотам. 3.1 Методика расчета диска по разрушающим оборотам. Показателем несущей способности дисков является коэффициент запаса по разрушающей частоте вращения:  ,где разр - разрушающая частота вращения, при достижении которой происходит разрушение диска, - максимальная рабочая частота вращения диска. Расчет коэффициента запаса по разрушающей частоте вращения основан на представлении о том, что при достижении разр на поверхности, по которой происходит разрушение, максимальное напряжение (радиальное или окружное) достигает предела длительной прочности (или предела прочности для «холодных» дисков). Несмотря на то, что это представление характерно для пластичных материалов, получающиеся значения разр хорошо согласуются с экспериментальными данными. Обычно рассматривают два случая разрушения диска: по меридиональному и цилиндрическому сечениям.   Индекс 1 в обозначении Kb1 здесь означает, что коэффициент запаса по разрушающей частоте вращения определен для случая разрушения по меридиональной поверхности. Интеграл, входящий в знаменатель подкоренного выражения, есть геометрический момент инерции половины полного меридионального сечения диска относительно оси вращения:    Индекс 2 в обозначении Kb2 здесь означает, что коэффициент запаса по разрушающей частоте вращения определен для случая разрушения по цилиндрической поверхности. Для различных радиусов цилиндрических сечений значения этого коэффициента различны. Для оценки несущей способности диска необходимо найти наименьшее значение. В конструкциях некоторых дисков компрессоров и турбин выполняются внецентренные отверстия для прохода охлаждающего воздуха или для крепления соседних деталей. Такие отверстия существенно ослабляют несущую способность диска. В этом случае, в формулу должна быть внесена поправка, учитывающая уменьшение площади цилиндрического сечения, где расположены отверстия:  ,где Z0 – число отверстий, d – их диаметр, R0 – радиус цилиндрического сечения, в котором расположены отверстия. Значение коэффициента запаса по разрушающей частоте вращения Kb1 должно быть не менее 1,4 … 1,6 , Kb2 - не менее 1,35…1,6. Следует отметить, что в коэффициентах запаса по разрушающей частоте вращения не учитываются температурные напряжения; влияние нагрева учитывается только через зависимость предела длительной прочности материала от температуры. Не учитываются и напряжения, связанные с изгибом диска. Поэтому оценка прочности диска по критерию несущей способности используется главным образом как предварительная. 3.2. Выбор материала диска и обоснование. Основные характеристики материала. Первоначально определим поле температур диска. Так как Тг=1137К, то примем Тступ=550К, а Тоб=750К. Характер изменения Тдиска в зависимости от радиуса – прямая. Так как мы имеем высокую температуру газа в турбине, то для получения удовлетворительных запасов прочности в диске необходим жаростойкий материал. Поэтому в качестве материала диска примем ЭП-437БУ-ВД.  3.3. Определение основных размеров диска. Схематизация диска. В качестве прототипа примем диск 1 ступени турбины высокого давления Д-30 ЭУ. Затем изменим его размеры исходя из размеров своей проточной части и ширины профиля решётки. Также схематизируем диск, сделав его симметричным и убрав лишние фланцы, выступы и т.д., упростив скругления. Выберем 10 характерных сечений и построим таблицу геометрических параметров. Табл. 4. Геометрические параметры диска
|