Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Пермский государственный технический университет»
Факультет Аэрокосмический_________
Направление 160100 «Авиа- и ракетостроение»_____
Кафедра «Авиационные двигатели»___________
Курсовой проект
по дисциплине
«Конструкция наземных газотурбинных установок»
На тему Проект конструкции узла компрессора_____________
Студент Болотов Борис Павлович (гр. АД-03б)______ (__________)
Состав курсового проекта (работы)
1. Пояснительная записка на стр.
2. Графическая часть на 1 листах.
Пермь 2007
РЕФЕРАТ
Курсовой проект 23 с., 12 рис., 5 табл., 4 источника, 3 прил.
ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ, КОМПРЕССОР, КОНСТРУКЦИЯ КОМПРЕССОРА, РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ КОМПРЕССОРА
Объектом проектирования является осевой компрессор наземной газотурбинной установки.
Цель работы – разработка конструкции компрессора, расчет на прочность и колебания основных элементов компрессора.
В работе проведен сравнительный анализ конструктивных решений компрессоров, выбрана конструктивная схема компрессора, выполнена детальная проработка конструкции. Проведен расчет на прочность рабочей лопатки 1-й ступени компрессора. Сделана оценка работоспособности рабочей лопатки по условиям прочности. В расчетной части проекта использованы приближенные методики расчетов.
Анализ полученных в работе результатов показывает, что разработанная конструкция компрессора соответствует современному техническому уровню, основные элементы конструкции удовлетворяют условиям прочности.
Работа носит учебный характер.
Содержание
3.1.1. Форма проточной части проектируемого узла 7
3.1.2. Общий анализ вариантов конструктивных схем существующих узлов и выбор схемного решения проектируемого узла 7
3.1.3. Выбор количества, расположения и типа опор ротора 7
3.1.4. Конструктивная схема узла 7
3.2. Основные силовые факторы и усилия, действующие на элементы узла 8
3.3. Проработка конструкции ротора 8
3.3.1. Проработка конструкции соединения дисков с валом 8
3.3.2. Проработка крепления рабочих лопаток с дисками 9
3.4. Проработка конструкции статора 10
3.4.1. Проработка конструкции корпуса 10
3.4.2. Проработка конструкции направляющих аппаратов 10
3.5. Разработка системы уплотнения газовоздушного тракта 11
3.6. Разработка системы уплотнения масляных полостей 11
3.7. Разработка системы перепуска и отборов воздуха 12
4. Расчетная часть 13
4.1. Выбор расчетного режима по частоте вращения ротора 13
4.2. Расчет газодинамических сил, действующих на рабочую лопатку13
4.3. Определение геометрических параметров лопатки 16
4.4. Оценка рабочей температуры лопатки 17
4.5. Выбор материала лопатки 17
4.6. Расчет напряжений в лопатке 17
4.7. Оценка работоспособности лопатки по условиям прочности 18
5. Заключение 20
6. Библиографический список 21
Приложение 1 22
Приложение 2 23
Приложение 3 24
1. Перечень используемых условных обозначений
Газодинамическая сила в данном случае – это распределенная нагрузка, приходящаяся на единицу длины лопатки (Н/м)
-окружная составляющая газодинамической силы
-осевая окружная составляющая газодинамической силы
=28,06 – расход воздуха через компрессор.
=350,98 – число рабочих лопаток в колесе.
и – радиусы периферийного и корневого сечения.
- окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса на среднем радиусе
- окружная составляющая абсолютной скорости на входе в рабочее колесо на среднем радиусе
- статическое давление на выходе из рабочего колеса на среднем радиусе
- статическое давление на входе в рабочее колесо на среднем радиусе
- окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса на среднем радиусе
- окружная составляющая абсолютной скорости на входе в рабочее колесо на среднем радиусе
b-хорда профиля
Смах – максимальная толщина профиля
h - максимальный подъем средней линии (кривизна профиля)
β – угол установки профиля
kд – коэффициент, учитывающий теплоотвод в диск, для первых ступеней компрессора kд =0,97, для последних ступеней kд =0,95.
=1,02 – коэффициент восстановления тепла, учитывающий повышение температуры в конце процесса расширения газа вследствие неадиабатического характера процесса.
σΣмах – суммарные напряжения в наиболее нагруженной точке.
2. Введение
Компрессор высокого давления предназначен для сжатия воздуха и подачи его в камеру сгорания. Кроме того, сжатый в компрессоре воздух используется для охлаждения деталей турбины низкого и высокого давления.
В данном курсовом проекте будет производиться расчет на прочность элементов компрессора высокого давления, которая входит в состав газотурбинной наземной силовой установки мощностью 3,5 МВт.
В настоящее время актуальным является изготовление газотурбинных установок большой мощности, это позволяет уменьшить количество газоперекачивающих агрегатов по длине газопровода. Увеличение мощности возможно при увеличении степени повышения давления. А так же изготовление газотурбинных установок заданной мощности для электростанций.
Для обеспечения требуемого ресурса в течение всего срока эксплуатации предполагается применение современных конструкционных материалов, что должно обеспечить статическую прочность лопатки и диска, а также вибропрочность лопатки.
Исходными параметрами для проведения расчетов являются данные, полученные в курсовом проекте по дисциплине «Турбомашины авиационных двигателей».
В результате расчетов предполагается получить компрессор высокого давления, прочностные характеристики элементов, которой не уступают параметрам прототипа, а с учетом возможности применения современных конструкционных материалов, и превосходят некоторые из технологических и эксплуатационных параметров.
Современные двигатели подошли к такому рубежу, на котором невозможны резкие скачки, а все улучшения связанные с компрессорами основаны на конструктивных решениях. Для более продуктивной работы необходимо использовать информационные технологии, и вести поиски новых материалов, таких как углепластики.
3. Конструкторская часть
3.1.1. Форма проточной части проектируемого узла
По конструктивным и технологическим соображениям наиболее удобными являются схемы, в которых либо наружный, либо внутренний диаметр у всех ступеней остается одинаковым. В схеме с постоянным наружным диаметром средний радиус постоянно возрастает от ступени к ступени, что позволяет получить, благодаря большим окружным скоростям, значительно большую адиабатическую работу сжатия в каждой из средних и последних ступенях, чем для схемы с постоянным внутренним диаметром (при одинаковых параметрах первой ступени). За счет этого можно уменьшить потребное количество ступеней. Вместе с тем, при одних и тех же значениях , и одинаковой скорости на входе в схеме с постоянным наружным диаметром высота лопаток в последних ступенях получается заметно меньше, чем в схеме с постоянным внутренним диаметром, что неблагоприятно сказывается на КПД ступеней и компрессора в целом. Кроме этого, масса компрессора при постоянном наружном диаметре значительно не уменьшается в связи с тем, что размеры дисков последних ступеней увеличиваются. Схема с постоянным внутренним диаметром имеет большую (по сравнению со схемой с постоянным наружным диаметром) высоту лопаток на выходе. Однако в этой схеме возникают существенные трудности с обеспечением с обеспечением высоких КПД из-за повышенных углов поворота потока и чисел М в корневых сечениях лопатки.
Я выбрал комбинированную проточную часть, до четвертой ступени с постоянным средним диаметром, а потом с постоянным наружным диаметром, основной причиной использования данной проточной части, это размещение агрегатов поворотf ВНА и отбора воздуха. Схема проточной части узла находится в приложении 2.
3.1.2. Общий анализ вариантов конструктивных схем существующих узлов и выбор схемного решения проектируемого узла
Проанализировав различные конструктивные схемы, пришли к выводу: чем больше число опор, тем сложнее технология; барабанные ротора целесообразно использовать с маленьким количеством ступеней; чем больше ступеней, тем больше степень повышения давления, но и больше потери; при маленьких по высоте лопатках потери возрастают быстрее.
3.1.3. Выбор количества, расположения и типа опор ротора
Наиболее рациональной кажется схема, в которой две опоры, расположенные на концах ротора; передняя опора - роликовый подшипник (радиальная), задняя опора – шариковый подшипник (радиально-упорная). Для уменьшения критической частоты вращения ротора и виброперегрузок корпуса передняя опоры компрессора выполнена упруго-демпферной (упругий элемент – “беличья клетка”).
Это одновременно обеспечивает необходимые условия по прочностным характеристикам и минимальную технологическую сложность.
3.1.4. Конструктивная схема узла
Конструктивная схема компрессора находится в Приложении 3. Используется ротор барабанно- дискового типа с десятью ступенями, две опоры расположенных на концах ротора: передняя – это радиальная опора, задняя это радиально-упорная.
3.2. Основные силовые факторы и усилия, действующие на элементы узла
Усилия, действующие на элементы ротора:
Усилия, действующие на элементы статора:
3.3. Проработка конструкции ротора
3.3.1. Проработка конструкции соединения дисков с валом
Конструкция ротора должна обеспечивать выполнение следующих основных функций:
Ротор компрессора может быть выполнен в следующих конструктивных исполнениях: барабанный, барабанно-дисковый, дисковый. Каждая из конструктивных схем имеет свои достоинства и недостатки.
Ротор барабанного типа прост в конструкции, обладает низкой удельной массой, большой изгибной жесткостью, высокой вибрационной стойкостью. Но в то же время имеет сравнительно не высокую несущую способность и низкую рабочую окружную скорость (не более 200 м/с). Кроме того, с технологической точки зрения ротор обладает низким коэффициентом использования металла.
Ротор дискового типа обладает большой несущей способностью и большой рабочей окружной скоростью (до 400 м/с), но имеет сравнительно небольшую изгибную жесткость, сложность конструкции, большую удельную массу.
Ротор барабанно-дискового типа имеет сравнительно большую жесткость, большую несущую способность дисков, высокую рабочую окружную скорость (до 400 м/с), но к его недостаткам относится сложность конструкции и большая масса конструкции.
На основании проведенного сравнения принимаем ротор барабанно- дискового типа.
Крутящий момент с вала на диск передается через прямоугольные шлицы. Трапециевидные шлицы лучше обеспечивают центрирование. Шлицы являются концентраторами напряжений для выведения из зоны растягивающих усилий от центробежных сил шлицевое соединение вынесено на некоторое расстояние от ступицы диска. Пакет дисков стянут с двух сторон гайками.
3.3.2. Проработка крепления рабочих лопаток с дисками
Соединение лопаток с дисками должны удовлетворять следующим условиям:
- обеспечивать размещение необходимого количества лопаток в диске;
- обеспечивать необходимую прочность и одинаковую жесткость крепления всех лопаток в колесе при минимальной массе хвостовика;
- обеспечивать необходимую точность установки в диске и неизменное их положение при работе;
- обеспечивать простоту монтажа и демонтажа лопаток.
Наиболее распространенный способ крепления лопаток компрессора в диске с помощью трапециевидного паза «ласточкин хвост».
На лопатки действуют в осевом направлении силы и нужно их фиксировать. Лопатки фиксируют штифтами, резьбовыми штифтами, контровочными пластинами, проволокой и соседними деталями. Наиболее распространены способы фиксации штифтами, контровочными пластинками и соседними деталями. Если фиксировать лопатки штифтами, то получается неразборное соединение, фиксация с помощью пластинок усложняет конструкцию, а фиксация с помощью соседних деталей простой и надежный способ.
На основании проведенного анализа принимаем крепление лопаток в диске с помощью замка типа ласточкин хвост, а фиксация в осевом направлении лопаток для первых трех ступеней с помощью штифтов, лопатки десятого рабочего колеса буртом. Фиксирование лопаток в диске от перемещения в осевом направлении между дисками рабочих колес установлены промежуточные кольца, которые центрируются своими выступами в ободах дисков. Для предотвращения проворачивания промежуточных колец при работе компрессора, в торец каждого промежуточного кольца запрессован штифт, который входит в канавку на торце обода диска.
3.4. Проработка конструкции статора
Основные требования предъявляемые к корпусам:
- Жесткость;
- Прочность;
- Возможность осмотра;
- Уменьшение овализации;
- Простота изготовления и сборки;
Для обеспечения сборки корпус должен иметь разъем в горизонтальной плоскости. Корпус компрессора сварной и имеет разъем в горизонтальной плоскости. Он состоит из обечайки с приваренными к ней задним фланцем и передним точенным кольцом, имеющим два фланца: по разъему в горизонтальной плоскости приварены четыре продольных фланца и по наружной поверхности восемь полуколец. Соединение обеих половин по продольным фланцам производится 46-ю болтами, из которых шесть болтов (по три с каждой стороны)- призонные и являются центрирующими.
3.4.1. Проработка конструкции корпуса
3.4.2. Проработка конструкции направляющих аппаратов
Направляющие аппараты могут быть консольно закреплены, а могут иметь двухстороннее крепление. Консольное крепление лопаток приводит к значительным перетеканием воздуха через зазор между торцом лопатки и ротором, это отрицательно влияет на КПД компрессора. Уменьшение перетекания достигается уменьшением радиального зазора. При двустороннем креплении направляющих лопаток между внутренним неподвижным кольцом этих лопаток и ротором можно выполнить лабиринтное уплотнение, благодаря которому количество перетекающего воздуха уменьшится. Двустороннее крепление лопаток может быть разъемным и неразъемным, лопатки могут быть приклепаны непосредственно к корпусу и к промежуточному кольцу.
В соответствии с проведенным анализом примем входной направляющий аппарат поворотного типа и с двухсторонним креплением. Направляющие аппараты примем консольными неповоротными. Лопатки крепятся в полукольцах консольно, замком типа «ласточкин хвост». Каждое полукольцо крепится к обечайке корпуса восемью винтами. Такое крепление наиболее конструктивно просто и широко применяется. Недостатком такого крепления является невозможность уплотнения между концами лопаток и ротором. Кроме того, вследствие низкой изгибной жесткости консольных лопаток, могут возникнуть их низкочастотные колебания.
Направляющий аппарат 10 ой ступени является последним направляющим аппаратом компрессора и спрямляет поток до осевого направления. Состоит: кольца с двумя наружными фланцами, и двух рядов лопаток, запрессованных в кольцо имеющимися замками «ласточкин хвост». Внутренние полки лопаток, образующие внутренний кольцевой фланец направляющего аппарата. К переднему фланцу кольца направляющего аппарата крепится корпус компрессора, задним фланцем кольца аппарат крепится к среднему кожуху диффузора камеры сгорания. Внутренним фланцем направляющий аппарат крепится к внутреннему кожуху камеры сгорания.
Для достижения минимальных радиальных зазоров между рабочим кольцами и лопатками ротора компрессора внутренние поверхности рабочих колец покрыты алюмографитовой массой. В зоне рабочих лопаток второй ступени уплотнительная масса нанесена непосредственно на корпус компрессора.
3.5. Разработка системы уплотнения газовоздушного тракта
Для уплотнения газовоздушного тракта применяют лабиринтные уплотнения в месте между внутренним кольцом направляющего аппарата первой и второй ступеней. Кроме того, применяется лабиринтное уплотнение за десятой ступенью (лабиринтные кольца с графитоникелевыми вставками, по которым работают кольцевые выступы вращающегося лабиринта, закрепленного на роторе компрессоре). Для уменьшения осевого усилия на шариковый подшипник применяется суфлирование полости с атмосферой.
3.6. Разработка системы уплотнения масляных полостей
Корпуса подшипников, картер коробки передач представляют собой часть маслосистемы двигателя и поэтому должны быть изолированы от воздушного или газового тракта двигателя.
По принципу работы масляные уплотнения можно разделить на две группы:
Основной недостаток контактных уплотнений состоит в том, что из-за износа деталей с течением времени уплотнения начинают пропускать масло. Кроме того, любое контактное уплотнение может работать при определенной частоте вращения вала, и увеличение этой скорости может вывести уплотнение из строя из-за перегрева.
Достоинством бесконтактных масляных уплотнений является отсутствие в них износа, надежная и устойчивая работа на протяжении всего времени эксплуатации двигателя и независимость работы от частоты вращения.
В соответствии с проведенным анализом примем для конструкции двойное бесконтактное лабиринтное уплотнение.
3.7. Разработка системы перепуска и отборов воздуха
Для расширения устойчивой работы двигателя компрессор снабжен специальными устройствами («механизацией компрессора»). К ним относятся поворотные лопатки входного направляющего аппарата и направляющих аппаратов первой и второй ступеней, а также клапаны перепуска воздуха. Кроме расширения диапазона устойчивой работы перепуск воздуха улучшает пусковые характеристики двигателя, а также снижает вибронапряжения в лопатках, которые могут возникнуть от вибрации на предпомпажных и помпажных режимах.
Принимаем для двигателя, что перепуск воздуха осуществляется из-за четвертой ступени, и из-за пятой ступени.
4. Расчетная часть
4.1. Выбор расчетного режима по частоте вращения ротора
Статические напряжения, возникающие в рабочей лопатке, зависят от режима работы двигателя. Поскольку расчет производится для наземной газотурбинной установке, то можно выделить два основных режима работы – это номинальный и режим малого газа. На номинальном режиме установка работает большую часть ресурса, а так же силы, действующие на лопатку больше чем на других режимах. Значит, для расчетного режима выбираем режим с номинальной частотой вращения.
4.2. Расчет газодинамических сил, действующих на рабочую лопатку
Действующая на элемент центробежная сила равна:
В рамках стержневой модели напряжения растяжения распределены в поперечных сечениях пера лопатки равномерно:
;
На изображены усилия, действующие на элемент рабочей лопатки компрессора при обтекании ее потоком газа. Применяя теорему о количестве движения для движущейся среды, получим выражения для интенсивности осевой и окружной нагрузок:
,
где Gг – секундный расход газа; p1, p2 – давление газа перед и за лопаткой; С1а, С2а – осевые составляющие скорости; С1и, С2и – окружные составляющие скорости; Z – число лопаток.
Изгибающие моменты определяются интегрированием:
Для минимизации нагрузки при проектировании лопатки делаются выносы центров тяжести. Выносы делаются как в осевом, так и в окружном направлении.
На элемент действует центробежная сила dPц , равная:
В плоскости вращения roy изгибающий момент дают составляющие силы dРц на оси r и у, которые можно определить, полагая малым угол между осью r и направлением действия dРц
Тогда изгибающие моменты от центробежных сил Mцх и Mцу, действующие в сечении на радиусе R, определяются следующим образом:
Напряжения изгиба от центробежных сил иц определяются по тем же зависимостям, что и от газодинамических сил
В соответствии с принятым для приближенных расчетов принципом суперпозиции суммарные напряжения представляют собой сумму напряжений растяжения, изгиба от центробежных сил и изгиба от газодинамических сил:
Эти напряжения определяют для характерных точек профиля А, В и С в нескольких сечениях по высоте лопатки.
Критерием статической прочности лопаток служит величина запаса прочности, который определяется как отношение предельного напряжения пред к наибольшему суммарному:
Расчет газодинамических сил, действующих на рабочую лопатку
Интенсивность нагрузки от газовых сил на лопатки компрессора зависит от режима работы двигателя. Кроме того, интенсивность нагрузки от газовых сил изменяется по высоте лопатки, т.к. изменяются параметры газового потока. В рамках курсового проекта газодинамические силы принимают постоянными по высоте лопатке и равными газодинамическим силам на среднем радиусе.
Н/м
Н/м
4.3. Определение геометрических параметров лопатки
Для расчета рабочей лопатки на статическую прочность с использованием компьютерной программы STRONG необходимо знать основные геометрические параметры профилей лопатки в пяти равномерно расположенных сечениях. Первым сечением является корневое, пятым сечением является периферийное сечение. Тогда радиус расположения i-го расчетного сечения определяется:
Геометрические параметры профилей лопатки в пяти равномерно расположенных сечениях определяем графическим способом. Для этого в таблицу 1 с листа профилирования заносим основные геометрические параметры для трех известных сечений.
Таблица 1
|
Положение сечения |
радиус |
Смах |
h |
β |
b |
|
периферийное |
293 |
1,8 |
1,49 |
46 |
45 |
|
среднее |
236 |
2,4 |
2 |
23 |
43 |
|
корневое |
179 |
5,08 |
3,08 |
13 |
42 |
По данным таблицы 1 построим графики изменения геометрических параметров профилей лопатки по радиусу, находятся в приложении 1.
По данной выше зависимости определяем радиусы расположения пяти равномерно расположенных сечений
Для пяти полученных сечений по построенным графикам определяем геометрические параметры профилей и заносим в таблицу 2.
Таблица 2
|
Номер сечения |
радиус |
Смах |
h |
β |
b |
|
5 |
293 |
1,8 |
1,49 |
46 |
45 |
|
4 |
264 |
2,0 |
1,72 |
33 |
43,9 |
|
3 |
236 |
2,4 |
2,0 |
23 |
43 |
|
2 |
207 |
3,7 |
2,52 |
17 |
42,4 |
|
1 |
179 |
5,08 |
3,08 |
13 |
42 |
4.4. Оценка рабочей температуры лопатки
Температура лопаток компрессоров (без применения обогрева) определяется в основном температурой воздуха в проточной части и теплоотводом в диск. С учетом этого допущения температуру лопатки компрессора можно оценить соотношением.
4.5. Выбор материала лопатки
Поскольку рабочая лопатка 1-ой ступени, то использование алюминиевых сплавов не целесообразно, т.к. при попадании посторонних предметов в них возникают серьезные повреждения. Значит, остаются титановые сплавы и легированные стали. Однако рабочая температура лопатки 298 градусов, что позволяет использовать титановый сплав ВТ3-1. Физико-механические свойства данного материала приведены в таблице 3.
Таблица 3
|
обозначение |
единицы измерения |
Величина |
|
|
Материал лопатки |
ВТ3-1 |
||
|
рабочая температура |
Тл |
К |
298,275 |
|
Плотность |
ρ |
кг/м3 |
4500 |
|
Модуль упругости |
Е |
МПа |
1,15*1011 |
|
Предел прочности |
σв |
МПа |
1010 |
4.6. Расчет напряжений в лопатке
Расчет напряжений в рабочей лопатке производится согласно методике, основанной на стержневой модели. Расчет проводится с использованием компьютерной программы STRONG. Результаты расчета сведены в таблицу 4
Таблица 4
|
№ |
Ri, мм |
Рц, Н |
σР |
σИГА |
σИГВ |
σица |
σицв |
σΣА |
σΣВ |
|
1 |
179 |
11002,76 |
73,67 |
61,69 |
-85,58 |
0 |
0 |
134,76 |
-11,9 |
|
2 |
207 |
7499,48 |
68,29 |
78,01 |
-99,99 |
0 |
0 |
146,3 |
-31,69 |
|
3 |
236 |
4681,38 |
64,8 |
102,71 |
-113,52 |
0 |
0 |
167,53 |
-48,72 |
|
4 |
264 |
2325,28 |
37,83 |
45,42 |
-49,09 |
0 |
0 |
83,24 |
-11,26 |
|
5 |
293 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
|
Масса пера лопатки мл=0,044 |
По результатам расчет построили график изменения напряжений по радиусу в рабочей лопатке, рис. 8.
Напряжения возникающие от газодинамических сил больше, чем напряжения возникающие от центробежных сил.
По графику видно, что точка В испытывает сжимающие напряжения, а точки А и С растягивающие напряжения. Наиболее нагруженная точка по сечению является точка А(С), а наиболее нагруженное сечение по высоте лопатки – это сечение 3, т. е. R=236 мм
4.7. Оценка работоспособности лопатки по условиям прочности
Оценка статической прочности лопатки осуществляется по величине коэффициента запаса статической прочности, который определяется следующим образом:
Т.к. принято допущение, что лопатка нагрета равномерно, то характеристики материала постоянны по высоте, т.е. предел прочности не зависит от радиуса.
Результаты расчет сведены в таблицу 5 и графическом виде.
Из графика видно что наиболее опасное сечение находится на среднем радиусе в точке А(С).
Но коэффициента запаса статической прочности и в этом случае больше нормированного и K=6, что говорит об удовлетворительной работоспособности лопатки.
А значит нет необходимости делать выносы центров тяжести сечений лопатки, что упрощает технологию изготовления лопатки.
Таблица 5
|
№ сечения |
Ri, мм |
K |
|
1 |
179 |
7,495 |
|
2 |
207 |
6,904 |
|
3 |
236 |
6,029 |
|
4 |
264 |
12,279 |
|
5 |
293 |
5. Заключение
Используется комбинированную проточная часть, до четвертой ступени с постоянным средним диаметром, а потом с постоянным наружным диаметром; основной причиной использования данной проточной части - это размещение агрегатов поворотного ВНА и отбора воздуха.
Принята конструкторская схема, в которой две опоры, расположенные на концах ротора; передняя опора - роликовый подшипник (радиальная), задняя опора – шариковый подшипник (радиально-упорная). Для уменьшения критической частоты вращения ротора и виброперегрузок корпуса передняя опоры компрессора выполнена упруго-демпферной (упругий элемент – “беличья клетка”).
Это обеспечивает необходимые условия по прочностным характеристикам и минимальную технологическую сложность.
Наиболее опасное сечение находится на среднем радиусе в точке А(С). Но коэффициента запаса статической прочности в этом случае больше нормированного и равен K=6, что говорит об удовлетворительной работоспособности лопатки.
А значит нет необходимости делать выносы центров тяжести сечений лопатки, что упрощает технологию изготовления лопатки
6. Библиографический список
1) Конструкция наземных газотурбинных установок: метод. указания к выполнению курсового проекта / сост. Л.В. Воронов. – г. Пермь : Изд-во Перм. гос. техн. ун-та, 2007. – 42 с.
2) Нихамкин М.А., Воронов Л.В. Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок. Вопросы и задания. Учеб. пособие / Перм. гос. техн. ун-та, 2005. – 142 с.
3) Конструкция основных узлов двигателя ПС-90А. Учеб. пособие – 2-е изд., испр. и доп. / М.А. Нихамкин, М.М. Зальцман. Перм. гос. техн. ун-та, 2002. – 108 с.
Приложение 1
Приложение 2
Рис. 11. Схема проточной части узла компрессора
Приложение 3
Рис. 12. Конструктивная схема компрессора