На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Работа № 85697


Наименование:


Диплом РАСЧТ НА ПРОЧНОСТЬ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ

Информация:

Тип работы: Диплом. Добавлен: 17.03.2015. Сдан: 2013. Страниц: 21 + приложения. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Министерство образования Российской Федерации
УрФУ УралЭНИН кафедра Оборудование и эксплуатация газопроводов
Филиал г. Краснотурьинска

Кафедра “Оборудование и эксплуатация газопроводов”


РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ
ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ

Курсовой проект


Пояснительная записка


Краснотурьинск.
2013г.

ОГЛАВЛЕНИЕ

Расчёт пера на прочность ……………………………………….……………………......3
Расчёт хвостовика ёлочного типа на прочность ……………………………................12
- Расчёт на растяжение по перемычкам хвостовика…………………………………..13
- Расчёт на растяжение межпазового выступа диска по перемычке dд……………...14
- Расчёт на смятие по контактным поверхностям………………………………….…15
- Расчет зубьев на срез………………………………………………………………….16
- Расчет зуба хвостовика на изгиб……………………………………………………...17
Заключение…..…………………………………………………………………………...18
Приложение А………………………………………........................................................19
Приложение Б …………………………………………………………………………...20
Список литературы………………………………………………………………………21


ВЕДЕНИЕ

Лопатка турбины - нагруженная деталь газотурбинного двигателя. В ее теле возникают растягивающие, изгибающие и скручивающие деформации от воздействия инерционных и газовых сил.
Целью курсового проекта является определение запаса прочности в наиболее нагруженной точке профиля лопатки, где возникают максимальные суммарные напряжения.
Курсовой проект состоит из двух частей:
1. Расчет пера лопатки на прочность;
2. Расчёт хвостовика ёлочного типа на прочность.
Для расчета выбираю рабочую лопатку 1-ой ступени турбины. Материал лопатки - сплав ЭИ867 ( МПа, ). Характеристики потока: давление, скорости, температуру берем из газодинамического расчета ступени осевой турбины.
Тип хвостовика - «ёлочный». Для него определяем запасы прочности при растяжение, срезе, смятия и изгибе, для межпазового выступа диска определяем запас прочности при растяжении.


Расчёт пера на прочность

Исходные данные:

материал лопатки ЭИ867 – ( , );
частота вращения – (w= );
радиус корневого сечения - ;
радиус концевого сечения - ;
секундный расход газа - ;
число лопаток - ;
давление газа на входе - ;
давление на выходе - ;
составляющие скорости на входе - , ;
составляющие скорости на выходе - , ;
заторможенная температура на среднем радиусе - ;
время работы на максимальном режиме - ч.

Параметры профиля лопатки по шести сечениям сведены в таблицу 1.
Таблица 1
Параметры профиля Радиус сечения, м
0,464 0,474 0,484 0,494 0,504 0,514
, м
27,2 26,7 26,3 25,8 25,4 24,9
, м
5,2 4,4 3,6 2,8 2 1,2
, м
9,8 9,4 9,0 8,5 8,1 7,7
, град
19,9 22,4 24,8 27,3 29,7 32,2

Расчёт:
1. Разбиваем лопатку по длине шестью сечениями (i=0…5) на пять равных частей. Нулевое сечение совмещаем с корневым, а пятое – с периферийным сечением лопатки.
2. Пользуясь данными таблицы 1, для каждого расчётного сечения определяем:
а) площадь сечения ;
б) координаты центров масс сечения , .
Полученные значения площади и координат центров масс заносим в таблицу 2.
3. Из центра масс каждого расчётного сечения проводим главные центральные оси инерции: ось параллельно хорде лопатки, ось - перпендикулярно к ней. Измеряя расстояния до наиболее удалённых точек А, С и В от осей и , заносим их в таблицу 2.
4. Определяем главные центральные моменты инерции и для каждого сечения:








Заносим полученные значения в таблицу 2.
Таблица 2
Параметры профиля Номер сечения
0 1 2 3 4 5
R, м 0,464 0,474 0,484 0,494 0,504 0,514
, м2
1,089 0,906 0,728 0,557 0,391 0,230
, м
11,696 11,498 11,300 11,103 10,905 10,707
, м
7,448 7,129 6,810 6,490 6,171 5,852
, м
0,00763 0,00717 0,00671 0,00624 0,00578 0,00532
, м
0,00763 0,00717 0,00671 0,00624 0,00578 0,00532
, м
-0,00465 -0,00454 -0,00444 -0,00433 -0,00423 -0,00412
, м
-0,01075 -0,01070 -0,01065 -0,01060 -0,01055 -0,01050
, м
0,01670 0,01632 0,01594 0,01556 0,01518 0,01480
, м4
0,3945 0,3172 0,2463 0,1817 0,1230 0,0698
, м4
0,7137 0,5178 0,3617 0,2394 0,1454 0,0744

5. Находим центробежные силы действующие в сечениях i=4, 3, 2, 1, 0 и соответствующие им напряжения от растяжения:



,
где - отношение площади сечения на расчётном радиусе Ri к площади концевого сечения на радиусе R5,
- постоянный множитель
Результаты вычислений сводим в таблицу 3.
Таблица 3
i Ri, м , м2 , м2
к
, Н , МПа4 0,504 0,010 0,391 1,697 0,795 0,809 20,709
3 0,494 0,020 0,557 2,420 0,707 2,030 36,475
2 0,484 0,030 0,728 3,166 0,658 3,674 50,433
1 0,474 0,040 0,906 3,938 0,627 5,747 63,440
0 0,464 0,049 1,089 4,734 0,606 8,258 75,824

По приведённым в таблице 3 результатам строим график (приложение А).

6. Полагая интенсивность газовой нагрузки неизменной по длине лопатки, находим её осреднённое значение в окружном направлении U




7. Находим осреднённую интенсивность газовой нагрузки в осевом направлении X


8. Для лопаток турбины осевая нагрузка Pa положительна, т. к. её направление совпадает с направлением оси x. Окружная нагрузка Pu направлена в сторону, обратную направлению оси y и имеет знак «-».
9. Заполняя таблицу 4 находим значения изгибающих моментов Mpx и Mpy от действия газовой нагрузки Pa и Pu относительно осей x и y.
Таблица 4
i R, м , м
, м2 , Нм , Нм
5 0,514 0 0 0 0
4 0,504 0,010 0,000 0,186 0,109
3 0,494 0,020 0,000 0,743 0,435
2 0,484 0,030 0,001 1,672 0,980
1 0,474 0,040 0,002 2,972 1,742
0 0,464 0,050 0,003 4,644 2,721

10. Для лопаток турбины изгибающие моменты от газовой нагрузки в случае правого вращения ротора должны иметь знак «+».
11. Проецируем векторы моментов на направление осей и . Для этого значения моментов Mpx и Mpy подставляем в формулы:




Результаты расчётов заносим в таблицу 5.
Таблица 5
i , град





Нм
4 29,7 0,095 0,092 0,054 0,161 0,002 0,215
3 27,3 0,387 0,340 0,199 0,660 0,047 0,860
2 24,8 0,889 0,701 0,411 1,518 0,188 1,929
1 22,4 1,611 1,130 0,662 2,749 0,481 3,411
0 19,9 2,559 1,580 0,926 4,367 0,979 5,293

12. Коэффициенты разгрузки корневого сечения лопатки в окружном и осевом направлениях принимаем равными и .
13. Для реализации принятых в п. 12 значений и определяем координаты положения конца линии выноса центров масс с направления радиуса в пятом сечении




Вычисления x5 и y5 производим при заполнении таблицы 6.
Таблица 6
i , м2
, м2

м2 Ri, м Ri-1, м , м
, м
Ri+Ri-1-2R0, м (4)·(8)·(9)·
·106, м3 (4)·(7)·(9)·
·106, м3
5 0,230 0,391 0,621 0,514 0,504 0,010 0,010 0,090 0,057 0,056
4 0,391 0,557 0,947 0,504 0,494 0,010 0,010 0,070 0,066 0,066
3 0,557 0,728 1,285 0,494 0,484 0,010 0,010 0,050 0,063 0,064
2 0,728 0,906 1,634 0,484 0,474 0,010 0,010 0,030 0,047 0,049
1 0,906 1,089 1,995 0,474 0,464 0,010 0,009 0,010 0,019 0,020
Сумма 0,252 0,255





14. Определяем координаты выноса линии центров масс промежуточных сечений с направления радиуса
Результаты расчётов сводим в таблицу 7.
Таблица 7
i Ri, м , м
, м

xi·10-4, м yi·10-4, м
5 0,514 0,050 0,050 1,000 5,070 -9,184
4 0,504 0,040 0,050 0,800 4,056 -7,347
3 0,494 0,030 0,050 0,600 3,042 -5,510
2 0,484 0,020 0,050 0,400 2,028 -3,673
1 0,474 0,010 0,050 0,200 1,014 -1,837
0 0,464 0 0,050 0 0 0

15. Определяем компенсирующие моменты, действующие в плоскости ROX:


Здесь
- изгибающий момент в i-м сечении лопатки,
- приращение изгибающего момента в сечении i-1 от центробежной силы, приложенной в центре масс i-го сечения пера,
- приращение изгибающего момента в сечении i-1 от центробежной силы элементарной массы, находящейся между сечениями i и i-1.


Результаты расчётов сводим в таблицу 8.
Таблица 8
i , Нм , м , м
, Нм
м2 , м (6)·(7)·
(4)·108, м , Нм , Нм
5 0,000 0,000 1,014 0,000 0,621 0,0102 0,006 -0,041 -0,041
4 -0,041 0,809 1,014 -0,082 0,947 0,0100 0,010 -0,061 -0,184
3 -0,184 2,030 1,014 -0,206 1,285 0,0098 0,013 -0,082 -0,472
2 -0,472 3,674 1,014 -0,373 1,634 0,0096 0,016 -0,102 -0,946
1 -0,946 5,747 1,014 -0,583 1,995 0,0094 0,019 -0,121 -1,650

16. Определяем окружную составляющую центробежной силы, действующей в плоскости ROY:

Здесь
Рjуi - окружная составляющая от центробежной силы Рji, приложенной в центре масс i – го сечения пера;
DРjу- окружная составляющая от центробежной силы DРj элементарной массы, расположенной между сечениями i и i-1,

Результаты вычислений по формуле сведены в таблицу 9.
Таблица 9
i , Н
, м2
, м
, м
, Н
, Н5 0,000 0,621 -16,531 0,010 -1,313 -1,313
4 -1,313 0,947 -12,857 0,010 -1,559 -2,872
3 -2,872 1,285 -9,184 0,010 -1,511 -4,383
2 -4,383 1,634 -5,510 0,010 -1,153 -5,536
1 -5,536 1,995 -1,837 0,010 -0,469 -6,005

17. Определяем компенсирующие моменты, действующие в плоскости ROY:


Здесь
- изгибающий момент в i-м сечении лопатки,
- приращение изгибающего момента в сечении i-1 от центробежной силы, приложенной в центре масс i-го сечения пера,
- приращение изгибающего момента в сечении i-1 от центробежной силы элементарной массы, находящейся между сечениями i и i-1,
- изгибающий момент, возникающий в сечении i-1 от окружной составляющей центробежной силы:





Результаты расчётов сводим в таблицу 8.
Таблица 10
i Mjxi
Нм Pji.10-3
Н (yi-yi-1)
.104,
м ?M1
Нм (Fi+Fi-1)
104
м2 Ri – Ri-1
м (Ri-1.yi – Ri .yi-1).104м ?M2
Нм Pjyi
Н ?M3
Нм Mjx(i-1)
Нм
5 0,000 0,000 -1,837 0,000 0,621 0,010 -0,852 -0,068 0,000 0,000 -0,068
4 -0,068 0,809 -1,837 -0,149 0,947 0,010 -0,852 -0,103 -1,313 0,013 -0,306
3 -0,306 2,030 -1,837 -0,373 1,285 0,010 -0,852 -0,140 -2,872 0,029 -0,791
2 -0,791 3,674 -1,837 -0,675 1,634 0,010 -0,852 -0,178 -4,383 0,044 -1,600
1 -1,600 5,747 -1,837 -1,056 1,995 0,010 -0,852 -0,218 -5,536 0,055 -2,818

18. Пользуясь данными табл.8 и 10, сверяем правильность полученных знаков для Мjx и Mjy. С учетом того, что эти моменты должны компенсировать действия полученных раннее моментов Мрx и Mрy от газовой нагрузки, направления их действия должны быть взаимно противоположными.
19. Определяем фактические значения коэффициентов компенсации для корневого сечения





20. Проецируем векторы момента МJx и MjJy на направление главных центральных осей инерции h и x. Для этого в расчётные формулы подставляем их по абсолютной величине.



С учетом того, что полученные по этим формулам моменты должны компенсировать действие положительных моментов от газовой нагрузки, знаки этих моментов должны быть обратными по отношению к знакам моментов Мрt и Мрx, т.е. отрицательными. Результаты расчета МJh и МJx сводим в таблицу 11.

Таблица 11
i , град , Нм , Нм , Нм , Нм , Нм
, Нм4 29,7 0,036 0,034 0,020 0,059 -0,002 -0,079
3 27,3 0,164 0,140 0,084 0,272 -0,023 -0,357
2 24,8 0,428 0,332 0,198 0,718 -0,096 -0,916
1 22,4 0,875 0,608 0,360 1,480 -0,267 -1,840
0 19,9 1,552 0,959 0,561 2,650 -0,593 -3,211
21. Для определения результирующих изгибающих моментов, действующих в сечениях i=4, 3, 2, 1, 0 относительно осей ? и x, просуммируем инерционные и газовые моменты. Результаты расчёта сводим в таблицу 12.


Таблица 12
i MP?, Нм MPx, Нм MJ?, Нм MJx, Нм Ma?= MP?+ MJ?, Нм Max= MPx+ MJx, Нм
4 0,002 0,215 -0,002 -0,079 0,000 0,136
3 0,047 0,860 -0,023 -0,357 0,023 0,503
2 0,188 1,929 -0,096 -0,916 0,091 1,013
1 0,481 3,411 -0,267 -1,840 0,214 1,572
0 0,979 5,293 -0,593 -3,211 0,386 2,081

22. В соответствии с полученными в таблице 12 значениями результирующих моментов Мah и Мax откладываем их векторы по осям h и x.
23. С учетом влияния моментов Мah и Мax на характер вызываемой ими деформации рассчитываем напряжения в точках А, С и В, наиболее удаленных от осей h и x


24. После подстановки в эти формулы значений изгибающих моментов, моментов инерции и координат точек со своими знаками получаем значение напряжений для расчетных сечений i=4, 3, 2, 1, 0, сведенные в таблице 13
Таблица 13
i Ma?, Нм Max, Нм , м4 , м4 , МПа
, МПа
, МПа4 0,000 0,136 0,123 0,145 5,417 5,409 -3,957
3 0,023 0,503 0,182 0,239 13,255 12,922 -9,103
2 0,091 1,013 0,246 0,362 19,173 18,187 -12,427
1 0,214 1,572 0,317 0,518 22,477 20,652 -13,791
0 0,386 2,081 0,395 0,714 23,303 20,617 -13,561

25. Суммируем по каждому сечению для точек А, С, В напряжения от изгиба с напряжениями от центробежных сил и заносим полученные результаты в таблицу 14


i Характерные точки профиля Изгибные напряжения Растягивающие напряжения Суммарные напряжения
4 А 5,417 20,709 26,126
C 5,409 20,709 26,118
B -3,957 20,709 16,753
3 A 13,255 36,475 49,730
C 12,922 36,475 49,397
B -9,103 36,475 27,372
2 A 19,173 50,433 69,606
C 18,187 50,433 68,620
B -12,427 50,433 38,006
1 A 22,477 63,440 85,917
C 20,652 63,440 84,092
B -13,791 63,440 49,650
0 A 23,303 75,824 99,127
C 20,617 75,824 96,441
B -13,561 75,824 62,264
Таблица 14

26. Согласно таблице 14 и приложению Б наибольшее напряжение возникает в точке А корневого сечения лопатки, для которой sa max=99,127 МПа.
27. Определяем запас прочности:
Кs=sв/100/sSmax=200/99,127=2,02.
Полученный запас прочности выше минимально допустимого запаса прочности, следовательно, материал лопатки ЭИ867 выбран правильно.


Расчёт хвостовика ёлочного типа на прочность

Исходные данные:
рабочая температура диска — 1000К;
рабочая температура хвостовика — 1100 К;
материал диска и лопаток — ЭИ867 (?в/100 = 200 МПа при 1100 К: ? = 8,2.103 кг/м3);
число пар зубьев — i = 3;
шаг зуба — t = 3,11 .10-3 м;
высота зуба — h = 2,12.10-3 м;
длина зубьев гребенки хвостовика по сечениям —
b1 = 28,22 10-3 м,
b2 = 28,22 10-3 м,
b3 =28,22 10-3
ширина перемычки хвостовика —
d1 = 8,81 10-3 м;
d2 = 7,15 10-3 м;
d3 = 5,49 10-3 м
ширина перемычки межпазового выступа диска — dд =7,61 10-3 м;
число лопаток — z = 173;
радиус закругления — r = 0,7.10-3 м;
зазор между хвостовиком и диском — ? = 0,15.10-3 м;
высота хвостовика — H = 9,33.10-3 м;
угол клина гребенок — ? = 30°;
угол расположения рабочей поверхности зуба — ? = 15°;
угол установки хвостовика в диск — ? = 20°;
площадь корневого сечения пера — F0 = 1,089 10-4 м2;
площадь концевого сечения пера — F5 = 0,23 10-4 м2;
средний радиус лопаточного венца — Rср,п = 0,489 м;
радиус корневого сечения пера — R0 = 0,464 м;
радиус концевого сечения пера R5 = 0,514 м;
радиус впадины — Rоб = 0,452 м;
длина пера лопатки — l = 0,050 м;
частота вращения — п = 7550 мин-1 (? = 790,2 1/с)
допускаемые напряжения на растяжение [sр]=200МПа

допускаемые напряжения на смятие [sсм]=150МПа
допускаемые напряжения на срез и на изгиб [t]=[sи]=100МПа

Расчёт:

1 Расчёт на растяжение по перемычкам хвостовика
1.1 По перемычке d1
1.1.1 Определяем центробежную силу от массы пера лопатки



где q = 0,6– показатель, характеризующий изменение площади сечений по длине пера.

1.1.2 Определяем напряжения растяжения

1.1.3 Определяем запас прочности при растяжении


1.2 По перемычке d2
1.2.1 Определяем центробежную силу от массы пера лопатки



где q = 0,6– показатель, характеризующий изменение площади сечений по длине пера.




1.2.2 Определяем напряжения растяжения

1.2.3 Определяем запас прочности при растяжении

1.3 По перемычке d1
1.3.1 Определяем центробежную силу от массы пера лопатки



где q = 0,6– показатель, характеризующий изменение площади сечений по длине пера.

1.3.2 Определяем напряжения растяжения

1.3.3 Определяем запас прочности при растяжении


2 Расчёт на растяжение межпазового выступа диска по перемычке dд
2.1 Определяем среднюю длину зубьев хвостовика:
.
2.2 Находим объем обода диска, в котором размещены хвостовики лопаток:
.
где
;
Vоб=2 3,14 0,459 28,22 10-3(0,464-0,452)=9,98 10-4 м.
2.3 Определяем радиальные напряжения на кольцевой поверхности обода радиуса Rоб от центробежной силы вращающегося обода:
,
где bоб = b3 — ширина обода на радиусе Rоб;
.
2.4 Находим радиальные напряжения на кольцевой поверхности обода радиуса Rоб от центробежной силы вращающихся лопаток:
.
2.5 Вычисляем суммарные радиальные напряжения на кольцевой поверхности обода
радиуса Rоб:
?? = ?’Rоб + ?”Rоб = 27,80 + 14,77 = 42,574МПа.
2.6 Определяем растягивающие напряжения в опасном сечении межпазового выступа диска:
.
2.7 Находим запас прочности при растяжении выступа диска:
.
3 Расчёт на смятие по контактным поверхностям
3.1 Объем хвостовика лопатки определяем по формуле:
.
Из геометрических построений находим:

Подставляя в числовые значения, имеем

После подстановки полученных значений ? и k получим
3.2 Определяем центробежную силу от массы хвостовика:
Рjхв = ?VхвRср.об ?2 = 8,2 103 0,024 10-4 0,458 (790,2)2 = 5626,231 Н.
3.3 Вычисляем усилие, приходящееся на один зуб хвостовика:
.
3.4 Определяем длину контактной линии зуба:
.
3.5 Находим искомое напряжение смятия по контактным поверхностям:
.
3.6 Определяем запас прочности при смятии:
.
4 Расчет зубьев на срез
4.1 Определяем угол ?:
.
где

Подставляя полученные значения q и р получаем
.
откуда ? = 40,9°.
4.2 Определяем высоту зуба у начала контактной площадки по формуле:
.
4.3 Находим искомое напряжение среза:
.
4.4 Определяем запас прочности при срезе:
.

5 Расчет зуба хвостовика на изгиб
5.1 Определяем высоту зуба у места заделки по формуле, полученной из рассмотрения геометрических построений:

5.2 Находим искомое изгибное напряжение:

5.3 Определяем запас прочности при изгибе зуба хвостовика:



ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Наиболее нагруженной является точка А, находящаяся на входной кромке корневого сечения лопатки. В этой точке лопатка испытывает растяжение от результирующих изгибающих моментов и . Запас прочности в этой точке равен 2,02 ([K?]>2 – допускаемое значение запаса прочности).
Запасы прочности хвостовика при растяжении соответственно равны7,74 ; 6,28; 4,82; ([K?]>2 – допускаемое значение запаса прочности при растяжении). Запасы прочности межпазового выступа диска при растяжении соответственно равны 2,18. Запасы прочности хвостовика при смятии, срезе, изгибе соответственно равны 1,94; 2,69; 2,12 ([K?]>0,8; 1,8; 1,9 – допускаемое значение запаса прочности при смятие, срезе и изгибе).
Таким образом, выбранный материал лопатки обеспечивает требуемый запас прочности.


Приложение А

График А – Изменение растягивающих напряжений по длине пера лопатки




Приложение Б

График Б – Изменение суммарных напряжений в различных точках профиля по длине пера лопатки


Список литературы
Динамика и прочность турбомашин: Методическое пособие к выполнению курсовой работы «Расчет на прочность рабочей лопатки турбомашины»/ Я.С. Салтыков, Д.А. Анкушин,
И. В. Сажина. Екатеринбург: ГОУ ВПО «УГТУ-УПИ имени Первого Президента России Б. Н. Ельцина», 2010. с.




Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть похожие работы

* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.