ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Численные решения задач механики разрушения для роторов и корпусных элементов турбин из "Расчет термонапряжений и прочности роторов и корпусов турбин " Эти решения необходимы для апробации методики определения и повышения ресурса (см. гл. 4, 5) роторов и корпусов турбин. [c.95] Разработка расчетных моделей. Введем следующие конечноэлементные модели роторов и корпусов, содержащих трещины (см. рис. 1.11). Первые три модели созданы для изучения поведения цельнокованых роторов и корпусов с трещинами, выходящими на внутреннюю поверхность четвертая и пятая модели — для изучения закономерностей, определяющих поведение трещины в зоне конструкционных концентраторов с помощью шестой модели выявляют влияние дисков на поведение трещины в зоне диафрагменного уплотнения на девятой и десятой моделях изучают взаимное влияние трещин при переменной их глубине, изменения расстояния между ними и решают задачи о бесконечной цепочке трещин, выходящих на внутреннюю и наружную поверхности роторов и корпусов. [c.95] Значительный объем исследований выполнен на седьмой и восьмой моделях цилиндров и пластин, полученных удалением дисков и уплотнения в первой и четвертой моделях. [c.95] На основании результатов исследований, полученных на этих моделях, была обоснована возможность применения инженерной методики расчета коэффициентов интенсивности напряжений (см. гл. 3) для корпусных элементов при глубине трещины I, достигающей половины толщины Н корпуса (ijH с 0,5). [c.95] Изучение влияния толщины стенки ротора и радиусов наружной и внутренней поверхностей цилиндра на коэффициенты интенсивности напряжений проведено с помощью моделей, содержащих одну трещину в зоне наружной или внутренней поверхности. [c.95] Для моделей ротора и цилиндра, у которых торцовые поверхности не закреплены, размер моделей в напаавлении оси вращения выбран так, чтобы в изучаемой зоне расположения трещин значения номинальных напряжений в бесконечном цилиндре и в цилиндре со свободными торцами практически совпадали. При этом отнощение длины цилиндра к его диаметру было более 3,3, а различие номинальных напряжений в зоне трещин в моделях не превышало 2 %. [c.96] Отношение половины длины цилиндра (пластины) к максимальной глубине трещины во всех случаях превышало 17. Когда значение этого отношения превышает 9, то погрешность определения коэффициента интенсивности напряжений при прочих равных условиях не превышает 1 % [70]. [c.96] Характерные размеры моделей в процессе исследований изменялись таким образом, чтобы была охвачена вся область изменения размеров в цельнокованых роторах и корпусах высокого и среднего давлений. [c.96] Перепад температур А/ по валу ротора (цилиндра) постоянен и равен 100 °С. Перепад температуры на дисках роторов А/ (г) также неизменен и составляет 50 °С. Распределение температуры по диску принято в соответствии с [87, 88]. [c.97] При наложении поля, определяемого (2.88), на поле, определяемое (2.87), в плоскости трещины перепад температур и характер распределения температур в одномерном и двумерном полях совпадают в сечении г = 0. При удалении от сечения 2 = 0 влево и вправо перепады температур по толщине стенки уменьшаются. Такой характер поля типичен для роторов турбин ТЭС и АЭС, где в зоне подшипников радиальные перепады незначительны, а в средней части ротора эти перепады гораздо больше. Основные характеристики полей, в том числе и значения параметра нагружения п, задаваемые в формулах (2.87) и (2.88), приведены в табл. 2.5. [c.97] В этом случае радиальные перепады температур при удалении от сечения г = О увеличиваются. [c.97] Получены также решения при знакопеременном (треугольном или синусоидальном) характере изменения температуры по толщине тела. Эти решения необходимы для проверки разработанной методики расчета тел с трещинами (см. гл. 3) в случае увеличения абсолютных значений номинальных напряжений от поверхности тела внутрь него. [c.98] В качестве механических нагрузок выступают равномерное растяжение, равномерное внешнее и внутреннее давление, поле центробежных сил. [c.98] Краткая характеристика основных серий расчетов. Результаты численного эксперимента на роторах и цилиндрах получены в 12 сериях расчетов, каждая из которых различается нагрузками и краевыми условиями. [c.98] Приняты следующие краевые условия. В первой, четвертой и пятой сериях поверхности ротора свободны. Во второй и третьей сериях введены одна и две плоскости симметрии соответственно. Равномерное растяжение реализовано путем запрещения перемещений торцов ротора (цилиндра, пластины) и задания постоянной температуры t = —100 °С). На поверхностях трещин нагрузка отсутствовала. В осесимметричных задачах запрещалось перемещение одного узла (в вершине трещины) по оси вращения г, а в плоских задачах запрещались три перемещения. Сетка в зоне конструкционных концентраторов выполнялась достаточно подробной для определения распределения напряжений в зоне концентратора. В этих расчетах определялись коэффициенты интенсивности напряжений К и компоненты У-интеграла. Для примера в табл. 2.6 и рис. 2.4 даны результаты только для первой серии. Далее отметим особенности основных серий расчетов. [c.98] В сериях семь и восемь рассмотрены задачи об одиночных трещинах, выходящих на наружную или внутреннюю поверхность цилиндров и пластин при термомеханическом нагружении. В этих задачах значения параметров I, п и толщины детали Н = изменялись в пределах I = 4-н48 мм, п == O-f-20, Н = 100ч-600 мм. Полученная /С-тарировка для седьмой серии дана в табл. 2.7 результаты расчетов, подтверждающих правомерность инженерной методики расчета коэффициентов интенсивности напряжений (см. гл. 3), приведены в табл. 2.8. [c.100] Если трещины выходят на внутреннюю поверхность ротора, то отказ от учета дисков приводит к увеличению значений К.1 на 15—20 %. В этом случае значения Къ определенные на модели гладкого вала с трещиной, являются консервативной оценкой значений Ki для соответствующего ротора с такой же трещиной. [c.100] Равномерное внешнее давление действует на поверхности вала, корпуса и ротора. В этом случае для вала с трещиной Ki = О, так как номинальные напряжения а = 0. Для ротора с трещиной в зоне концентратора напряжений при / = 4 мм (серия 4) и значении внешнего давления р = 1000 МПа, воздействующего на всю внешнюю поверхность ротора, Ki = 87,5 МПа м. Этот эффект может быть объяснен следующим образом под действием давления диски сжимаются, растягивая вал. Это объяснение подтверждается анализом полей напряжений в роторе с трещиной и без трещины при таком нагружении. При низких рабочих давлениях (для роторов турбин ТЭС и АЭС максимальное внешнее давление на ротор р 20 МПа) этим эффектом при анализе ресурса роторов и корпусов турбин в большинстве случаев можно пренебречь. [c.101] При воздействии поля центробежных сил (частота вращения 3000 об/мин) на ротор с трещиной значения Я и У определены в зоне центрального отверстия (первая серия), в зоне придиско-вой галтели (пятая серия), для вала с трещиной, выходящей на внутреннюю (седьмая серия) и наружную (восьмая серия) поверхности. Оказалось, что для трещин, расположенных в плоскости, перпендикулярной оси вращения ротора, значения Кц равны нулю, а значения Кх на один-два порядка меньше, чем значения этого коэффициента при температурном нагружении роторов (валов), характерном для реальных режимов эксплуатации. Отсюда следует, что развитие трещин критической длины, в плоскостях, перпендикулярных оси вращения ротора, зарождающихся в зоне центрального отверстия, маловероятно. Наибольшую опасность в этой зоне представляют трещины, развивающиеся под некоторым небольшим углом к оси вращения ротора. Для этих трещин значения Ki от температурных нагрузок и от центробежных сил будут близки. Этот вывод подтверждается результатами анализа разрушений роторов. [c.102] В 11-й серии для цилиндров с продольными трещинами, глубина которых I 0,67, проведены расчеты при разнообразных (одномерных и двумерных) полях температур. Существенно, что и в этом случае, как и при поперечных, а также наклонных трещинах приемлема инженерная методика, рассматриваемая в гл. 3. [c.102] Вернуться к основной статье