7.Расчет напряжения в корневом сечении лопаток турбины.

ρ – плотность материала из которого изготовлена

лопатка, кг/м³

F – площадь сечения, занятого лопатками (на стадии

предварительного расчета до профилирования лопаток можно

принимать

Rn =Rк+h_рк –периферийный радиус лопатки, м;

Rк – радиус корневого сечения лопатки, м.

R_к=R_ср – h _pk/2=35– 2 = 33 мм

R_n=R_cp+h_pk=33+4=37 мм

Центробежная сила с учетом бандажа:

Суммарная центробежная сила:

P_∑=P_ц + P_б =12528,8+1214=13742,8 Н

Максимальное напряжение ,действующее в корневом сечении:

Коэффициенты запаса прочности лопаток рабочего колеса:

8 Выбор типа уплотнений и расчет утечек

Работоспособность, ресурс, надежность и экономичность ТНА в существенной степени зависят от совершенства уплотнительных устройств полостей с рабочими средами различных физико-химических свойств.

Малый радиальный зазор уплотнения в сочетании с трением жидкости между поверхностями, образующими зазор, препятствует ее утечкам.

Рассчитаем утечки жидкости через это уплотнение:

-площадь уплотнения;

-перепад давлений на насосе;

-объемный расход;

где - коэффициент расхода, для щелевых уплотнений (примем );

перепад давлений на насосе;

перепад давлений на турбине;

плотность поступающей жидкости (керосин);

Для турбины:

9.Расчет осевых сил, действующих на ротор тна. Обеспечение баланса сил. Расчет утечек через уплотнения проточной части, уплотнения между насосом и турбиной.

Осевые силы, действующие на рабочее колесо центробежного насоса:

Суммарное осевое усилие на насосе :

R_zn=R_z1-R_z2-R_z3=15987-15670-1482 = - 1165 Н

Осевые силы действующие на рабочее колесо турбины:

Суммарное осевое усилие на турбине:

R_zn=R_z1-R_z2=3892-2994=898 Н

10.Выбор и расчет крепежных элементов ротора

Усилие затяжки, действующее крепежный элемент:

Момент на ключе при сборке:

где f – приведенный коэффициент трения, зависящий от

состояния поверхностей, для расчетов принимаем f=0,2;

d – номинальный диаметр резьбы.

Напряжение растяжения в стержне шпильки:

где F1– площадь вала или винта по внутреннему

диаметру резьбы

dp min – минимальный диаметр резьбового соединения по

валу или винту (внутренний диаметр резьбы)

Qs= RzΣ – сила, действующая на резьбовой элемент;

χ = 0,2 – коэффициент основной нагрузки.

Напряжение на кручение :

Эквивалентное напряжение в шпильке:

Коэффициенты запаса прочности:

11. Выбор типа и определение основных размеров подвода и отвода насоса и турбины

Выберем и рассчитаем подвод насоса.

Подвод служит для обеспечения подачи жидкости к колесу насоса с заданной скорость и определенным направлением.

Определим основные размеры подвода:

Выберем и рассчитаем отвод насоса.

Отвод служит для сбора жидкости, выходящей из колеса, направления ее в систему и преобразования при этом кинематической энергии потока в энергию давления. Это необходимо потому, что поток на выходе из колеса обладает большой кинетической энергией, в то время как для системы питания ЖРД требуются большие давления и малая скорость жидкости на выходе из насоса. Большие скорости движения жидкости в системе приведут к большим гидравлическим потерям.

Кольцевой безлопаточный диффузор отделяет рабочее колесо насоса от языка спирального сборника или от лопаток кольцевого ЛНА

Выходной радиус безлопаточного диффузора:

R₃=1,08*r₂ =1,08*27.5=29,7мм

Кольцевой лопаточный направляющий аппарат

ЛНА выполняется в виде круговой решетки с диаметром входа D3 и диаметром выхода D4, установленной между боковыми стенками корпуса. Жидкость отклоняется лопатками от направления линий тока свободного движения и переводится ими на большие радиусы.

Входной угол средней линии лопаток:

Радиальный зазор b_3:

b₃=(1,1…1,2)b₂=1,2*3=3,6 мм

Угол входа потока в ЛНА:

α₃=24⁰

Входной угол лопаток ЛНА:

α_3л =α3+(0..-2^о)=22⁰

Выходной угол лопатки:

α_4л =30⁰

Выходной диаметр ЛНА:

D₄=(1,15..1,35)D₃=1,3*59,4=77,22 мм

Выберем и рассчитаем подвод турбины.

Подвод служит для обеспечения подачи газообразного компонента к колесу турбины с заданной скорость и определенным направлением. Рассчитаем радиус подвода турбины из условия прочности, а также из условия соответствия геометрических размеров.

Выберем и рассчитаем отвод турбины.

Отвод служит для направления газообразного компонента от рабочего колеса турбины в камеру сгорания. Аналогично найдем минимальный диаметр отвода турбины:

2. Прочностной расчёт корпусов ТНА

Из условия прочности найдём минимальную толщину корпуса насоса:

Аналогично найдём толщину корпуса турбины:

Здесь

12. Проектирование меридионального сечения ТНА и описание конструкции

Данная конструкция состоит из центробежного насоса, осевой турбины, подшипников и крепёжных элементов. Подшипники расположены между корпусом насоса и корпусом турбины. Через подвод генераторный газ поступает на рабочее колесо турбины и раскручивает его. Турбина и насос соединены валом и крутящий момент заставляет вращаться рабочее колесо насоса, которое в свою очередь подает топливо в агрегаты питания и охлаждения ЖРД. Выполним чертёж ТНА в масштабе 1:1, используя данные пояснительной записки. На чертеже должны быть показаны все элементы входящие в состав данного ТНА.

13. Расчёт критических частот вращения вала

Найдем массу рабочего колеса турбины:

кг,

Осевой момент инерции рабочего колеса:

Экваториальный момент инерции:

Масса рабочего колеса насоса равна:

кг,

Осевой момент инерции рабочего насоса:

Экваториальный момент инерции:

критическая частота вращения на абсолютно жестких опорах определяется по формуле:

Критическая угловая скорость вращения весомого вала (собственно вала) без дисков, которая для вала постоянно диаметра равна:

где dв – диаметр вала;

l , м – расстояние между опорами;

E – модуль упругости материала вала;

ρ – плотность материала вала.

рад/с

Критическая частота вращения вала на двух опорах с одним диском, расположенным между опорами или консольно, определяется следующим образом:

где m – масса диска, кг;

I_п – полярный момент инерции диска, кг м²⋅ ;

α β γ - коэффициенты влияния имеющие смысл;

α – прогиб вала в месте приложения нагрузки под

действием единичной силы,

β γ – углы поворота сечения вала в месте приложения

нагрузки под действием единичной силы и единичного

момента соответственно.

Критическая частота вращения вала на двух опорах с одним насосом:

39886 рад/с

Критическая частота вращения вала на двух опорах с одной турбиной:

35442 рад/с

критическая частота вращения на абсолютно жестких опорах:

16245 рад/с

С учетом жесткости опор критические скорости вращения можно определить следующим образом:

α₀– коэффициент податливости опоры,

α – коэффициент податливости вала

После расчета критических частот вращения для каждого из значений податливости опор, определяем запас по частоте вращения ротора: