Расчет лопатки на растяжение

Во время работы на рабочие лопатки действуют усилия:

— изгибающие от динамического давления пара при течении его через лопаточные каналы;

— изгибающие от разности давлений по обе стороны лопаток (реактивных и активных с реакцией лопаток);

— растягивающие от центробежных сил масс рабочих частей лопаток, бандажной ленты и связной проволоки.

Расчет рабочих лопаток на изгиб. Изгибающие усилия, действующие на одну лопатку, составляют: .

в окружном направлении

где G _сек —расход пара через данную ступень, кг/сек; с _1и , с _2и , с ₁ _a , с ₂ _a — окружные и аксиальные составляющие скоростей пара, м/сек; z — полное число лопаток венца; ? — степень впуска.

При наличии реакции на рабочих лопатках появляется дополнительная осевая сила от статической разности давлений пара по обе стороны лопаток, которая определяется по выражению

где p ’, р" — давление пара до и после лопатки; l _л — рабочая высота лопатки, м; t _л — шаг лопаток, м.

Результирующая осевая сила для активных лопаток без реакции Р _а = Р _а ', а для реактивных и активных с реакцией лопаток Ра = Ра ' + Ра". Равнодействующая изгибающих сил равна их геометрической сумме

Для определения изгибающих напряжений, возникающих в лопатке под действием силы Р, рассматриваем лопатку как балку, заделанную одним концом (ножкой) и свободную на другом, на которую действует равномерно распределенная нагрузка. За главную ось инерции, соответствующую наименьшему моменту сопротивления, принимают х — х (рис. 97), проходящую через центр тяжести сечения и параллельную прямой АВ, проведенной через кромки профиля лопатки. Наибольшее напряжение в сечении лопатки у хвоста на уровне промежуточного тела

где W _x —момент сопротивления сечения лопатки относительно оси х — х, равный W _x = J ₀ _x / y ₀ _x (табл. 2).

Здесь J _0х — экваториальный момент инерции профиля относительно оси х — х, см 4 ; у _0х — расстояние наиболее удаленных волокон сечения от нейтральной линии, см.

Наибольшие допускаемые величины напряжений принимают с учетом обеспечения достаточной прочности лопаток при возникновении резонансных колебаний в пределах не свыше 38 Мн/м 2 — для активных одновенечных ступеней с полным впуском пара и не свыше 19 Мн/м 2 — для ступеней с парциальным впуском пара. Для реактивных лопаток допустимые напряжения от парового изгиба назначаются в пределах 80— 110 Мн/м 2 .

Расчет рабочих лопаток на растяжение. Растягивающее напряжение, возникающее у основания рабочей части лопатки (наиболее опасное сечение) под действием центробежных сил, определяется из выражения

? _p = ? C / F ,

где ? С — сумма центробежных сил масс рабочей лопатки, бандажной ленты и связной проволоки, н; F — площадь сечения лопатки, м 2 .

Пренебрегая влиянием бандажной ленты и связной проволоки, можно определить центробежную силу массы рабочей лопатки

? — плотность материала лопатки, кг/м 3 ;

d — средний диаметр лопаток, м;

? — угловая скорость, рад/сек.

Так как ? = 2? n , а окружная скорость u =? dn , то ? = 2 u / d . Подставив эти значения в выражение ? _р и введя конструктивную характеристику d / l _л = ?, получим выражение для определения напряжения у основания лопатки

Для стальных лопаток ? = 7,85?10 3 кг/м 3 и тогда

Допускаемые напряжения растяжения принимают для лопаток из никелевой и хромоникелевой стали равными 100—120 Мн/м 2 , а для нержавеющих сталей 150—160 Мн/м 2 . Суммарные напряжения от изгиба и растяжения допускаются 180—220 Мн/м 2 .

Пример расчета рабочей лопатки на прочность. В качестве примера приведем расчет на прочность лопатки последней ступени ТВД рассмотренного расчета группы активных ступеней. Расчет удобно выполнить в форме табл. X.

РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ ТИПА К – 3 – 3,5

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ДП 17. 112. РР. ПЗ.

Всего 43 листов

Руководитель: профессор, к.т.н.

______________Дроконов А. М.

Студент группы 13-ЭМ1

______________ Морозов А.Н.

Брянск 2017

В данном курсовом проекте производится расчёт всех важных элементов паровой турбины типа К–3–3,5, а также определяется критическая частота вращения ротора. Выполняется гидродинамический расчёт подшипников и оценивается вибрационная надёжность рабочей лопатки второй ступени давления турбомашины.

1. Расчёт лопатки второй ступени давления. 5

1.1 Расчет Т-образного хвостовика. 5 1.2 Расчет бандажа и шипа лопатки . 9 1.3 Расчет рабочей лопатки на растяжение………………………………. 10

1.4 Расчет рабочей лопатки на изгиб без бандажа………………………. 12

1.5 Расчёт на изгиб рабочей лопатки, связанной бандажом…. 12

1.6 Расчет вибрационной надежности облопачивания . 15

2. Расчёт на прочность диска последней ступени………………………………….18

3. Расчёт диафрагмы второй ступени давления. 23

4. Определение критической частоты вращения энергетическим методом. 25

5. Гидродинамический расчёт опорного и упорного подшипников. 29

5.1 Расчёт опорного подшипника. 29

5.2 Расчёт упорного подшипника. 31

5.3 Расчёт упорного диска. 32

6. Определение напряжений в корпусе и фланцах турбины.. 33

6.1 Напряжение в корпусе. 33

6.2 Расчёт фланца. 37

7. Специальная часть. Опорный подшипник. ………………. …………………39

Список использованной литературы.. 43

Развитие энергомашиностроения характеризуется тенденциями повышения единичной мощности энергоблоков, ростом параметров теплоносителя, развитием комбинированных установок. В связи с этим разработка и конструктивное совершенствование основных элементов турбомашин составляют основные задачи развития энергетики.

Повышение мощности, моторесурса и усложнение конструкции турбин должно сочетаться с увеличением требований к их надёжности. Повышение ресурса турбомашин также является важной стороной развития энергетики.

При разработке и освоении паровых и газовых турбин применяются современные расчётные и экспериментальные методы определения характеристик прочности и надёжности. Расчёт на прочность является одним из важнейших этапов проектирования энергоустановок не только для определения долговечности и надёжности машин, но и с точки зрения её технико-экономических характеристик и усовершенствования конструкции.

Расчет Т-образного хвостовика

На рис. 1 показаны все заданные параметры хвостовика:

Материал лопатки –сталь 20Х13,

у которого r=7750 кг/м 3 .

В_к = 0,0213 м, R_к = 0,4042 м,

h_т =0,003 м, h₁ = 0,007 м,

h₂ = 0,004 м, D = 0,014 м,

d = 0,008 м, В = 0,01065 м,

b = 0,00765 м, z = 186.

Рис. 1 Т-образный хвостовик

Центробежная сила пера лопатки :

Центробежная сила бандажа :

Центробежная сила, создаваемая частью хвостовика, на котором расположен корневой профиль:

Центробежная сила шейки хвостовика:

Центробежная сила нижней части хвостовика:

Суммарная ЦБС лопатки и бандажа:

Расчет лопатки

Продольная сила в сечении I – I:

Шаг в сечении I – I и его площадь:

s_p 2 / 6) = 1,28 ·10 -8 м³.

Суммарное напряжение в сечении:

σ = σ_р + σ_из = 13,219 + 45,86 = 59,08 МПа.

Рассчитываем на срез.

Вывод: хвостовое соединение удовлетворяет критериям прочности

Исходные данные: частота вращения n=50 c -1 ; число лопаток z=186; h=0,002 м; b=0,024; y=0,008 м; с=0,005 м; a=0,005; высота лопатки l=0,0152 м; R_б=0,4186 м; t_б=0,0141 м.

2.Коэффициент разгрузки – уменьшение ЦБС за счет отверстий для шипов:

Сечение А-А (двухопорная балка):

Изгибающие напряжения в сечении А-А:

Сечение Б-Б (консольная балка), ЦБС шага бандажа в сечении Б-Б:

Расчет шипа

Высота расклепки x=2 мм;

Учитывая, что в шипах лопаток с бандажом при расклепке бандажа возникает явление наклепа, повышающее жесткость металла, рекомендуется не допускать напряжение у основания шипа свыше 25МПа и среза 20МПа.

Вывод: напряжения в бандаже и шипе лопатки удовлетворяют требованиям прочности

Расчет рабочих лопаток на растяжение

Напряжение у корня:

Параметр	Координата ζ
ζ	0,2	0,4	0,6	0,8
1 + ζ / ν	1,0037	1,0074	1,0111	1,0148	1,0185
σ/σ₀	0,8030	0,6044	0,4044	0,2030
σ	4,7668	3,8276	2,8813	1,9279	0,9675
σ+Δσ_б	6,5119	5,5727	4,6264	3,6730	2,7126	1,7451

где f_б – площадь поперечного сечения бандажа, f_б = 4,8·10 -5 м2 ;

t_б – шаг лопаток по окружности бандажа, t_б = 2πR_б/z = 0,0141 м;

F₀ =0,000244 м 2 - площадь поперечного сечения лопатки.

Построим график распределения растягивающих напряжений по высоте лопатки

Рис. 3 График растягивающих напряжений в пере лопатки

Определим изгибающие напряжение, действующие на рабочую лопатку по всей длине. Действие рабочего тела на лопатку создает силу, которая может быть разложена на окружную Р_u и осевую Р_z составляющие:

где G =3,117 кг/с – массовый расход через ступень.

где W_x – момент сопротивления профиля лопатки, W_x =0,39∙10 -6 м3 ;

Рабочие лопатки компрессора и турбины входят в число тех деталей, которые в основном определяют надежность и ресурс двигателя. Эти лопатки работают в тяжелых условиях воздействия статических, динамических и тепловых нагрузок.

К статическим нагрузкам, действующим на лопатку, относятся центробежные силы масс лопаток, возникающие при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании профиля лопатки потоком, а также из-за наличия разности давлений газа перед и за лопаткой. Центробежные силы вызывают напряжения растяжения, изгиба и кручения; газовые - напряжения изгиба и кручения.

К динамическим нагрузкам, действующим на лопатки, относят нагрузки, возникающие в результате колебании лопаток. Расчет динамических нагрузок, которые представляют собой переменные по знаку и величине напряжения кручения и изгиба, затруднителен и величину их обычно определяют экспериментально.

К температурным нагрузкам, действующим на рабочие лопатки турбин, относят нагрузки, вызванные неравномерным нагревом лопатки как по длине, так и поперечным сечениям, в результате чего в лопатках возникают внутренние напряжения.

Расчет напряжений в лопатках осевых компрессоров и турбин производится одинаковыми методами. Допускаемые напряжения будут различными, так как лопатки турбин

За расчетный режим, на котором лопатки работают в наиболее тяжелых условиях, может быть выбран:

2) режим с минимальным расходом воздуха при максимальной скорости вращения ротора (полет на максимально возможной высоте для данного типа самолета);

3) режим с наибольшей или наименьшей температурой воздуха на входе в двигатель при максимальной скорости вращения ротора.

g – ускорение свободного падения

Рис.16. Изгиб лопатки газовыми силами

рис.17. Кручение лопатки газовыми силами.

Величина газовых сил определяется режимом работы двигателя и режимом полета. Изменение последних вызывает изменение расхода воздуха (газа) через двигатель и скоростей воздушного (газового) потока в проточной части двигателя, что в основном и обусловливает изменение газовых сил. Зная величины газовых сил и геометрические данные лопатки, находят изгибающие моменты в расчетных сечениях вдоль радиуса в обеих плоскостях относительно осей а и И(М_Га и М_Ги).

Изгиб лопатки центробежными силами. При работе двигателя лопатки компрессора и турбины, помимо напряжений растяжения, испытывают также напряжения изгиба и кручения от действия центробежных сил.

Изгиб лопатки центробежными силами происходит в том случае, когда линия, соединяющая центры тяжести отдельных сечений лопатки, не совпадает с радиальным направлением.

Причинами отклонения линии центров тяжести сечений лопатки от радиального направления могут быть погрешности конструктивного или технологического порядка, упругая деформация лопатки от действия газовых сил в обоих плоскостях во время работы двигателя, а также преднамеренное, заранее рассчитанное в процессе профилирования лопатки смещение центров тяжести сечений от радиального направления для разгрузки лопатки от изгибающих моментов газовых сил.

Определение напряжений изгиба. Напряжения изгиба от действия газовых и центробежных сил находят раздельно, а затем алгебраически суммируют их. Такое определение напряжений облегчает выбор наиболее опасных условий работы. При расчете учитывают, что нагрузка на лопатку зависит от скорости и высоты полета и скорости вращения ротора двигателя. Изгибающие моменты от газовых, сил изменяются пропорционально расходу воздуха (газа) через двигатель, а изгибающие моменты от центробежных сил зависят только от квадрата угловой скорости вращения ротора.

Максимальные напряжения изгиба возникают в точках А, Б и В, наиболее удаленных от главных центральных осей инерции.

Коэффициенты запаса прочности в каждом расчетном сечении определяются отношением предела длительной прочности материалов в данном сечении к максимальному расчетному напряжению в этом же сечении:

рис.19. Суммарные напряжения в характерных точек сечения лопатки.

Основной расчетной нагрузкой является центробежная сила Р_ц._л от массы всей лопатки, включая массу замка. Кроме того, замок нагружен суммарным изгибающим моментом от центробежных и газовых сил, действующим на перо лопатки. Для уменьшения суммарного изгибающего момента замок часто располагают относительно пера лопатки так, чтобы линия действия центробежной силы пера лопатки проходила через ц. т. замка.

Рис. 20. К расчету на прочность замка крепления лопатки

Напряжение смятия от центробежной силымассы лопатки при равномерном распределении нагрузки по поверхности контакта будет равно

где S = ab — площадь поверхности контакта.

Составив уравнение равновесия проекций всех сил на направление действия силы Р_ц._л, находят нормальную силу N:

Напряжение смятия на боковой поверхности замка будет:

Красноярск 2013

Содержание

1. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ.. 4

1.1 Постановка задачи.. 4

1.2 Исходные данные и принятые допущения. 4

1.3 Определение напряжений растяжения от центробежных сил.. 5

1.4. Определение изгибающих моментов от действия газовых сил.. 8

1.5. Определение изгибающих моментов от действия центробежных сил.. 9

1.6. Определение изгибающих моментов относительно главных центральных осей.. 13

1.7. Определение напряжений изгиба. 15

1.8. Определение суммарных напряжений и запаса прочности.. 17

2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ВАЛА ГТД.. 22

3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДИСКОВ ГТД.. 23

3.1. Постановка задачи.. 23

3.2. Исходные данные и принимаемые допущения. 23

3.3. Распределение температуры по радиусу диска. 24

3.4. Расчет на прочность вращающегося диска методом конечных разностей.. 25

Введение

Рабочие лопатки и диски являются наиболее нагруженными и весьма ответственными деталями турбин и компрессоров, определяющими надежность двигателя в целом. При работе двигателя рабочие лопатки подвержены воздействию статических, динамических и температурных нагрузок. Расчетное определение динамических напряжений, вызываемых колебаниями лопаток, затруднительно, поэтому величина их обычно определяются экспериментально. Температурные напряжения в лопатках обусловлены неравномерным нагревом. Распределение температуры по сечению лопатки зависит от режима работы двигателя. Температурные напряжения в лопатках обычно не рассчитываются из-за сложности аналитического решения, а влияние их на прочность лопатки учитывается при выборе запаса прочности.

Таким образом, расчет на прочность лопаток производится исходя только из статических нагрузок, к которым относятся центробежные силы, возникающие при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании профиля лопатки газовым потоком. Центробежные силы вызывают деформации растяжения, изгиба и кручения; газовые — деформации изгиба и кручения. Напряжения кручения от центробежных и газовых сил ввиду их малости в расчете не учитываются.

Диски турбин и компрессоров в процессе работы подвержены значительным нагрузкам различного характера и происхождения. Напряжения и деформации в дисках возникают в результате действия центробежных и газовых сил, неравномерность нагрева и натяга при посадке на вал. Наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил при вращении диска и лопатки и температурные напряжения.

Принятые допущения позволяют проводить упрощенный поверочный расчет с достаточной степенью точности. Конечным результатом расчетов являются определение запасов прочности.

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ

Постановка задачи.

Работа включает в себя:

1. Поверочный расчет на прочность рабочей лопатки ГТД, в результате которого в расчетных сечениях определяются:

- напряжения растяжения от центробежных сил;

- напряжения изгиба от газовых и центробежных сил;

- суммарные максимальные напряжения от растяжения и изгиба;

- запас прочности К.

2. Построение графиков изменения по длине лопатки:

- площади сечений лопатки;

- напряжения от центробежных сил;

- моментов от газовых и центробежных сил;

- выносов центров тяжести сечений лопаток;

- максимальных напряжений в точках А, В, С;

- запаса прочности лопатки.

Исходные данные и принятые допущения.

Исходные данные взяты из газодинамического расчета. Числовые значения приведены в качестве примера:

- угловая скорость вращения ротора ω =447,447 рад/с;

- секундный массовый расход газа G_г = 170,507 кг/с;

- радиус корневого сечения лопатки R₁ = 0,427 м;

- радиус периферийного сечения лопатки R₂ = 0,804 м;

- число лопаток колеса z = 44;

- массовая плотность материала r = 8200 кг/м 3 .

Параметры потока на входе в рабочее колесо:

- статическая температура Т₁ = 309 К;

- статическое давление газа Р₁ = 189,1 кПа;

- осевая составляющая абсолютной скорости С_1а = 200 м/с;

- окружная составляющая абсолютной скорости С₁_U = 37,085 м/с;

Параметры потока на выходе из рабочего колеса:

- статическое давление газа Р₂ = 247,15 кПа;

- осевая составляющая абсолютной скорости С_2а = 200 м/с;

- окружная составляющая абсолютной скорости С₂_U = 130,96 м/с;

При расчете рабочей лопатки принимаются следующие допущения:

- лопатка рассматривается как консольная балка, жестко заделанная в ободе диска;

- считается, что лопатка по сечению нагрета равномерно, т.е. температурные напряжения отсутствуют и механические свойства материала лопатки в сечении одинаковы;

- лопатка является жесткой, деформацией лопатки (отклонением ее оси) под действием сил и моментов пренебрегают;

- напряжения определяются по каждому виду деформации независимо друг от друга.

При расчете лопатки используется прямоугольная система координат, которая имеет следующее расположение осей:

- ось r перпендикулярна оси вращения и проходит через центр тяжести корневого сечения лопатки, положительное направление - от оси вращения к концу лопатки;

- ось х совпадает с осью вращения, положительное направление - по потоку воздуха (газа);

- ось у располагается в плоскости вращения, причем положительное направление выбирается так, чтобы при повороте оси у в направлении вращения лопаток положительная часть этой оси совместилась с положительной частью оси r по кратчайшему пути (рис. 1.1).

Рис. 1.1. Принятая система координат при расчете лопатки компрессора

Силы, действующие на лопатку, обычно раскладываются по направлению осей координат. При этом составляющая силы принимается положительной, если ее направление совпадает с положительным направлением соответствующей координатой оси. Момент, создаваемый силой, принимаются положительным относительно положительного направления оси, если сила будет стремиться вызвать поворот лопатки против часовой стрелки. В этом случае направление вектора момента совпадает с положительным направлением координат оси. Растягивающие напряжения в любой точке сечения лопатки являются положительными, сжимающие — отрицательными.

Постановка задачи.

Расчет должен включать в себя:

1. Профилирование диска.

2. Поверочный расчет на прочность вращающегося неравномерно нагретого диска с закрепленными на нем рабочими лопатками, в результате которого в расчетных сечениях диска определяются:

- радиальные и окружные напряжения σ_r и σ_θ;

- эквивалентные напряжения σ_э;

- запас прочности К.

3. Построение графиков изменения по радиусу диска радиальных и окружных напряжений, температуры диска, предельных напряжений и коэффициента запаса прочности.

Исходные данные и принимаемые допущения.

Исходные данные для расчета диска берутся из газодинамического расчета двигателя и расчета на прочность рабочей лопатки, устанавливаемой на рассматриваемом диске.

Такими данными являются:

Р_ц.л = 183,333 кН- центробежная сила массы лопатки;

z = 44 - число лопаток в ободе диска;

r_к = 0,407 м- наружный радиус диска без замковой части;

ω = 447,447 рад/с - частота вращения ротора двигателя;

b = 0,11 — хорда лопатки в корневом сечении;

ρ_л = 8200 кг/м 3 ρ_д = 7800 кг/м 3 - массовая плотность материала лопатки и диска;

γ = 75 о - конструктивный угол установки лопатки в корневом сечении;

t_л _к = 309 К - температура рабочей лопатки в корневом сечении;

Для облегчения вывода основных уравнений упругого неравномерно нагретого диска принимается ряд допущений, которые не оказывают заметного влияния на точность расчета.

К таким допущениям относятся:

- симметричность диска относительно средней плоскости, перпендикулярной оси вращения ротора;

- пренебрежение напряжениями, направленными параллельно оси вращения диска, которые возникают за счет различного давления газа до и после диска;

- температура изменяется только по радиусу и не меняется по толщине диска;

- напряжения от вибраций не учитываются, так как определение их составляет специальную задачу.

Указанные допущения позволяют рассматривать напряженное состояние диска как плоское.

Красноярск 2013

Содержание

1. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ.. 4

1.1 Постановка задачи.. 4

1.2 Исходные данные и принятые допущения. 4

1.3 Определение напряжений растяжения от центробежных сил.. 5

1.4. Определение изгибающих моментов от действия газовых сил.. 8

1.5. Определение изгибающих моментов от действия центробежных сил.. 9

1.6. Определение изгибающих моментов относительно главных центральных осей.. 13

1.7. Определение напряжений изгиба. 15

1.8. Определение суммарных напряжений и запаса прочности.. 17

2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ВАЛА ГТД.. 22

3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДИСКОВ ГТД.. 23

3.1. Постановка задачи.. 23

3.2. Исходные данные и принимаемые допущения. 23

3.3. Распределение температуры по радиусу диска. 24

3.4. Расчет на прочность вращающегося диска методом конечных разностей.. 25

Введение

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ

Постановка задачи.

Работа включает в себя:

- напряжения растяжения от центробежных сил;

- напряжения изгиба от газовых и центробежных сил;

- суммарные максимальные напряжения от растяжения и изгиба;

- запас прочности К.

2. Построение графиков изменения по длине лопатки:

- площади сечений лопатки;

- напряжения от центробежных сил;

- моментов от газовых и центробежных сил;

- выносов центров тяжести сечений лопаток;

- максимальных напряжений в точках А, В, С;

- запаса прочности лопатки.

Исходные данные и принятые допущения.

Исходные данные взяты из газодинамического расчета. Числовые значения приведены в качестве примера:

- угловая скорость вращения ротора ω =447,447 рад/с;

- секундный массовый расход газа G_г = 170,507 кг/с;

- радиус корневого сечения лопатки R₁ = 0,427 м;

- радиус периферийного сечения лопатки R₂ = 0,804 м;

- число лопаток колеса z = 44;

- массовая плотность материала r = 8200 кг/м 3 .

Параметры потока на входе в рабочее колесо:

- статическая температура Т₁ = 309 К;

- статическое давление газа Р₁ = 189,1 кПа;

- осевая составляющая абсолютной скорости С_1а = 200 м/с;

- окружная составляющая абсолютной скорости С₁_U = 37,085 м/с;

Параметры потока на выходе из рабочего колеса:

- статическое давление газа Р₂ = 247,15 кПа;

- осевая составляющая абсолютной скорости С_2а = 200 м/с;

- окружная составляющая абсолютной скорости С₂_U = 130,96 м/с;

При расчете рабочей лопатки принимаются следующие допущения:

- лопатка рассматривается как консольная балка, жестко заделанная в ободе диска;

- напряжения определяются по каждому виду деформации независимо друг от друга.

- ось х совпадает с осью вращения, положительное направление - по потоку воздуха (газа);

Рис. 1.1. Принятая система координат при расчете лопатки компрессора

Последнее изменение этой страницы: 2016-08-01; Нарушение авторского права страницы

Читайте также: