Вибрационные рабочих лопаток

Отстройка от резонанса и повышение вибрационной надежности лопаток. Для длинных лопаток характерны низкочастотные колебания, вызываемые технологическими причинами и местными нарушениями потока. Определить количество нарушений k не представляется возможным. Вместе с тем, как показал опыт эксплуатации, зона опасной кратности составляет k = /дх/п = 2-н6. Запас от резонанса 1-го тона колебаний должен составлять не менее 15 % для = 2 и 4 % для к 6. При кратности R 7 допускается работа на резонансных частотах [37]. Опасными для коротких лопаток являются высокочастотные колебания. Они вызываются наличием кромочного следа и зависят от числа направляющих лопаток 2i. Частота возмущающей силы в этом случае равна /д = z n. При парциальном подводе пара принимают фиктивное (то, которое было бы при полном подводе пара к рабочим лопаткам). [c.282]

Выявленный шаг усталостных бороздок нетипичен для усталостного вибрационного разрушения рабочих лопаток из титанового сплава. Возникновение подобного характера разрушения на лопатках из титанового сплава характерно для низкочастотного возбуждения напряжений (менее 400 Гц). Подобные условия низкочастотного возбуждения возможны в с.пучае нарушения условий [c.602]

В зависимости от вида нагрузки, прикладываемой к исследуемому объекту, следует выделить три основных варианта стендов первый предназначен для исследования термической стойкости и термической усталости охлаждаемых и неохлаждаемых турбинных лопаток, а также различных образцов из металлокерамических, литых и деформируемых материалов при температурах потока, не превышающих 1700° С второй (система II) предназначен для исследования термической усталости рабочих лопаток и их моделей при переменных тепловых и механических статических нагружениях третий (система I) предназначен для исследования термической усталости рабочих лопаток и их моделей (или образцов) при переменных тепловом и механическом вибрационном нагружениях. [c.188]

Рудольф Бирман, один из наиболее продуктивных изобретателей и исследователей радиальных турбин, предложил метод профилирования межлопаточных каналов РК, отличающийся отсутствием диффузорного эффекта, присущего многим конструкциям РК Для обеспечения конфузорности каналов — значительного ускорения газа в относительном движении, необходимо интенсивно уменьшать проходное сечение канала по ходу газа. Это достигается устройством рабочих лопаток в виде полнотелых профилей оболочковой конструкции, что предотвратит отрыв потока от ведущей стороны лопатки, значительно уменьшит чувствительность ступени к углам атаки при входе в решетку РК, улучшит экономичность ступени в широком диапазоне uJ . Уменьшатся потери па трение, возрастет число Re. Одновременно конструкция обладает улучшенными показателями прочности и вибрационной устойчивости. [c.64]

В книге излагаются основные вопросы, от которых зависит вибрационная надежность рабочих лопаток турбины и высказываются соображения о путях ее повышения, Одна из глав посвящена авариям лопаток и методике проведения анализа повреждений, поскольку квалифицированный анализ является необходимым условием для разработки мер по повышению надежности лопаточного аппарата. [c.2]

В вышеприведенной работе показано, что наиболее опасным режимом для вибрационной прочности лопаток регулирующей ступени может оказаться режим при полностью открытых двух регулирующих клапанах и соответственно при наличии двух сегментов подвода рабочего тела. В рассматриваемой работе экспериментально показано, что время нагружения или разгружения рабочих лопаток составило от 1 /2 до 1 /4 их периода колебаний. Этот факт говорит о том, что случай прямоугольной нагрузки практически не реализуется. [c.85]

Как указывалось выше, для сравнительно длинных лопаток доля рассеивания энергии колебаний в хвостовом соединении и в скрепляющих связях составляет значительную величину. Однако демпфирование в этих элементах может, по-видимому, изменяться в процессе эксплуатации. Действительно, изменение вибрационных характеристик пакетов рабочих лопаток многих обследованных турбин указывает на то, что собственные частоты колебаний пакетов с течением времени могут изменяться за счет плотности посадки лопаток и сочленений в скрепляющих связях. Последнее должно отразиться на величине демпфирующей способности пакетов лопаток. В связи с этим автором настоящей книги были предприняты специальные исследования для выяснения того, как изменяется демпфирующая способность реальных пакетов лопаток турбин во время эксплуатации. [c.68]

Для анализа были использованы вибрационные характеристики пакетов рабочих лопаток последних ступеней широко распространенных турбин отечественного производства АТ-25-1, АП-25, ВК-50 и ВК-ЮО. Тип хвоста лопаток у всех этих турбин вильчатый. [c.92]

Рабочие лопатки испытывают переменные усилия со стороны пара, когда они при вращении ротора с огромной скоростью проходят мимо каналов, образованных направляющими лопатками. Непосредственно против выходной кромки направляющей лопатки скорость выхода пара меньше, чем в середине межлопаточного канала. Частота перемен усилия, действующего на лопатку, может совпасть с частотой собственных колебаний рабочих лопаток. В этом случае амплитуда колебаний лопаток и, следовательно, изгибные напряжения в них становятся большими и лопаткам грозит вибрационная поломка. Для предотвращения опасных резонансных колебаний лопаток их связывают между собой в пакеты по несколько штук с помощью ленточного бандажа, закрепляемого на вершинах лопаток путем расклепки специальных шипов, изготовляемых за одно целое с лопатками. Иногда применяется приварка бандажа к лопаткам (в газовых турбинах). [c.11]

В 1959—1962 гг. в паровых турбинах АКВ-18-1 и АКВ-12-11, в связи с наработкой суммарных часов в эксплуатации, были обнаружены отдельные конструктивные недоработки и производственные упущения, в результате которых в отдельных машинах имели место вибрационные поломки рабочих лопаток и дефекты некоторых других элементов. [c.485]

В процессе кратковременной эксплуатации турбин ВКВ имели место вибрационные поломки первого ряда рабочих лопаток регулирующего колеса. Произведена замена старых лопаток на лопатки новой попарно-сварной конструкции из аустенитного и перлитного металла. Лопатки новой конструкции работают устойчиво. [c.486]

Влияние осевого зазора. Увеличение расстояния между венцами направляющих и рабочих лопаток повышает разгон капель и улучшает условия их входа в рабочее колесо. Это мероприятие полезно также для сепарации влаги. Еще большее значение оно имеет для повышения вибрационной надежности лопаток, так как с увеличением зазора выравнивается поток и уменьшаются очень опасные переменные аэродинамические силы. Эго особенно важно при большом количестве крупнодисперсной влаги в кромочном следе за направляющим аппаратом. [c.182]

Вибрационные поломки рабочих лопаток всегда угрожают разрушением последующих ступеней от попадания в них обломков лопаток аварийной ступени. Вопросы вибрации лопаток достаточно изучены, чтобы предупредить j опасность вибрационных разрушений. [c.22]

О крупных поломках см. [Л. 3 и 24], вибрационных повреждениях рабочих лопаток и их профилактике см. [Л. 17]. В данном параграфе будут рассмотрены признаки причин, вызвавших некоторые поломки, дефектоскопия, признаки недопустимых износов. [c.200]

Учитывая все эти обстоятельства, рекомендуется обработку поверхности лопаток из сталей с < 75 кГ/мм из условия обеспечения вибрационной прочности производить не ниже 7-го класса чистоты. При обработке рабочих лопаток последней ступени мощных конденсационных турбин и им аналогичных по уровню напряжений, изготовляемых из сплавов с более высоким пределом прочности и работающих в весьма напряженных условиях, их поверхность должна соответствовать, несмотря на отсутствие такой необходимости с точки зрения аэродинамики, 8-му классу чистоты. Для этих лопаток даже небольшое снижение предела усталости из-за шероховатости поверхности может оказать большое влияние на их надежность в работе. [c.127]

Момент перехода от одной ступени оборотов на следующую определяется температурой газов перед газовой турбиной, чтобы при увеличении оборотов не перегружать длительно разгонный двигатель. Быстрый подъем температуры газов путем увеличения расхода топлива лимитируется недостатком воздуха от компрессора при малых оборотах и медленном повышении параметров пара в ВПГ по условиям прогрева паропроводов. Поэтому подъем температуры газов перед газовой турбиной носит длительный характер из-за охлаждения продуктов сгорания поверхностями нагрева и сравнительно медленного повышения параметров пара в ВПГ. Принятые ступени числа оборотов обусловлены вибрационными характеристиками рабочих лопаток компрессора, [c.115]

Коренной переработке подверглась гл. III, посвященная вибрации рабочих лопаток. Машинная вычислительная техника дает возможность выполнять вибрационные расчеты всех лопаток по единому алгоритму независимо от степени естественной закрученности и переменности сечений лопатки. Она позволяет получить с помощью расчета полный спектр частот всех лопаток. В соответствии с определившимся для мощных машин значением крутильных колебаний лопаток в книге раз- [c.3]

При конструировании рабочих лопаток основное внимание уделяется трем факторам проектированию профильной части лопатки, обеспечивающей высокие аэродинамические характеристики ступени, созданию надежной лопатки с точки зрения статической и вибрационной прочности и технологичности изготовления лопатки. [c.32]

К вибрационным расчётам рабочих лопаток приступают после того, как предварительно выбраны размеры и материал рабочих лопаток, вычислены геометрические характеристики их профилей, а также выбрано количество рабочих и направляющих лопаток. Расчет конкретной ступени начинают [c.126]

Для рабочих лопаток турбин характерно асимметричное нагружение, при котором переменные вибрационные напряжения сравнительно небольшой амплитуды реализуются на фоне достаточно высоких средних напряжений вызванных вращением и изгибом от аэродинамической нагрузки (см. рис. 16.10). Отношение минимальных напряжений к максимальным (рис. 16.14) в цикле нагружения называется коэффициентом асимметрии цикла R . В частности, для симметричного цикла Rg = -1 и именно этим определяется обозначение предела усталости a j. Нагружение рабочих лопаток турбин характеризуется положительной асимметрией цикла, которая снижает сопротивление усталости, Влияние асимметрии устанавливается для каждого материала экспериментально и представляется в виде диаграммы предельных амплитуд цикла (рис. 16.15), по оси абсцисс которой откладывают среднее напряжение, а по оси ординат — амплитуду напряжений Од. Сама кривая является геометрическим местом точек заданной 1 усталостной долговечности. В частности, для случая отсутствия разрушения кривая будет проходить через точки Од = и , [c.437]

Отстройка рабочих лопаток от резонанса. Опасность вибрационной поломки возникает только при работе лопаток в условиях резонанса или вблизи него. Мерой отличия круговой частоты возмущающей силы Q от круговой частоты собственных колебаний лопатки р выступает их отношение а = Q/p. Влияние отношения а на напряжения характеризуется динамическим коэффициентом [c.442]

Что называют вибрационными характеристиками рабочих лопаток [c.477]

Приняты и другие меры по снижению износа ЦВД, вызванного протекающим плотным влажным паром. Вильчатые хвостовики рабочих лопаток закрывают обод диска, который выполнен из слаболегированной стали, хуже сопротивляющейся эрозионному износу, чем нержавеющие стали. Кроме того, бандажи выполнены заодно с рабочей частью лопаток с наклоненной по ходу пара внутренней поверхностью, способствующей за счет центробежных сил отводу влаги в улавливающие камеры сами рабочие лопатки электронным лучом свариваются в пакеты из четырех-пяти лопаток по бандажам и хвостовикам, что повышает их вибрационную надежность. Для этой же цели в бандажных полках рабочих лопаток последних ступеней установлена специальная демпферная связь. [c.356]

Повреждение рабочих лопаток турбины является наиболее часто встречающимся видом разрушения высокотемпературных деталей ГТУ. Причинами поломок лопаток являются попавшие в проточную часть инородные частицы, повышенный уровень вибрационных напряжений, высокие циклически действующие температурные напряжения, значительная коррозия, меняющая напряженное состояние материала, эксцентриситет центра масс при изготовлении лопаток и, наконец, перегревы, в условиях которых металл лопаток обладает недостаточной жаропрочностью. [c.14]

Осевые расстояния между направляющими и рабочими лопатками должны обеспечивать надежную работу ступени (отсутствие задевания лопаток при различных условиях эксплуатации и повышение их вибрационной стойкости) и могут приниматься из рис. 4.6 (активная ступень) и 4.7 (реактивная ступень). [c.119]

В качестве примера в табл. 7 на основании изложенного материала даны рекомендации по чистоте поверхности лопаток с учетом требований аэродинамики и вибрационной прочности для трех типов турбин на различные параметры пара. При этом приведенные в таблице данные о требованиях к чистоте поверхности относятся к выходной части профиля лопаток (см. рис. 59) остальная часть поверхности лопаток может обрабатываться, в соответствии с ранее изложенным, на один класс чистоты ниже. Следует заметить, что такие дифференцированные требования к чистоте поверхности не распространяются на рабочие лопатки последней ступени мощных конденсационных турбин. К чистоте всей поверхности этих лопаток должны предъявляться одинаково высокие требования (V8). [c.127]

Рис. 8.32. Рабочие лопатки 1 ступени осевого компрессора закреплены на диске 6 с помощью шарнирных втулок 3. Втулки и упорные шайбы 2 и 4 зафиксированы развальцованной полой заклепкой 5. Шарнирное крепление лопаток значительно снижает уровень вибрационных напряжений при проходе через резонанс.

Анализ условий эксплуатации диска показал, что в разрушенном выступе действовали повышенные вибрационные напряжения из-за первоначального разбандажирования рабочих лопаток в зоне его расположения. Это обусловило повреждение рабочей грани выступа фреттинг-коррозией и снижение усталостной прочности диска по выступу. Воздействие на межназовый выступ повышенных вибрационных нагрузок на фоне его пониженной усталостной прочности и привело к зарождению в выступе усталостной трещины. [c.506]

Изложенные выше исследования, проведенные на рабочих ло иатках шести ступеней четырех различных турбин, показали, что значения декрементов колебаний пакетов рабочих лопаток, полученные при статических испытаниях одной и той же ступени, могут различаться в 2—3 раза. При исследовании этих ступеней было установлено, что направление изменения демпфируюш,ей способности пакетов согласуется с направлением изменения их собственной частоты. При увеличении плотности набора хвостовиков и крепления связей декремент колебаний пакета уменьшается, а частота растет, В связи с этим целесообразно было дополнительно проанализировать отмеченную зависимость, С этой целью были использованы вибрационные характеристики пакетов рабочих лопаток последних ступеней широко распространенных турбин отечественного производства типов АТ-25-1, АП-25, ВК-50 и ВК-100 , У всех этих турбин тип хвоста вильчатый. [c.156]

Выше указывалось, что для рабочих лопаток турбин существуют, по крайней мере, два источника возмущения. Первый обусловлен неравномерностью парового потока по окружности ступени из-за неодина-ковости выходных сечений направляющей решетки, угла установки лопаток, шагов, толщин выходных кромок, стыков горизонтального разъема диафрагм и др. Частота гармоник возмущающего усилия при этом кратна числу оборотов ротора турбины. Второй источник возмущения обусловлен кромками сопл. Возмущающая сила при этом кратна числу П2. Спектр частот колебаний лопаток и их пакетов весьма широк. Вместе с тем, далеко не все формы колебаний и не все гармоники возмущающих сил представляют опасность. Обычно тангенциальные колебания при изгибе выше третьего тона даже в резонансе с частотой возмущающих сил происходят с такой малой амплитудой, что опасности не представляют. То же относится к аксиальным, крутильным и изгибно-крутильным колебаниям. Вместе с тем, для значительной части спектра резонанс с частотой возмущающих сил опасен и необходимо принять меры для вибрационной отстройки лопаток как в стадии проектирования проточной части, так и в стадии ее доводки, монтажа и эксплуатации. [c.178]

В 1967—1968 гг. на ряде элсхтростанций произошли поломки рабочих лопаток ступени одной из крупных турбин. Все поломки имели усталостный характер. В некоторых случаях в изломе четко обнаруживалась линия фронта усталости. Представлялось необходимым определить форму колебаний, при которой произошли указанные полом.ки, н принять меры для новышсния надежности лопаточного аппарата. Лопатки аварийной ступени были изготовлены из стали 1X13, выполнены с постоянным сечением по высоте и снабжены ленточным бандажом. Высота рабочей лоиатки этой ступени 154 мм, ширина лонатки 30 мм, средний диаметр 1782 мм. Максимальное напряжение при изгибе лопаток от парового потока составляло 256-10 Н/м , суммарное статическое напряжение для них невелико и составляло 1400 X Х10 5 Н/м , Число сопловых лопаток было 98. Поломки значительной части рабочих лопаток произошли у их оснований через различное число часов работы от 900 до 5700. Кроме поломок лопаток было обнаружено много трещин и поломок бандажей, также имевших усталостный характер. В связи с изложенным было предпринято вибрационное обследование лопаточного аппарата этой ступени на 12 идентичных дисках различных турбин. [c.202]

Кроме указанных видов повреждений, в материале рабочих лопаток турбин возникают усталостные повреждения от механических вибраций. Первоначальные трещины от термического нагружения часто не являются опасными при отсутствии вибраций, поскольку обычно уменьшают степень жесткости нагружения материала, а следовательно, и величину возникающих термонапряжений. При действии вибрационных нагрузок эти трещины являются источником концентрации напряжений и быстро развиваются в усталостные. В этом чаще всего проявляется отрицательная роль совместного действия циклических нагрузок низкой и высокой частоты. [c.79]

При доводке двигателей F107, начавшейся с конца 1974 г., был устранен ряд конструкторско-производственных дефектов по суфлированию и уплотнению полости опоры, расположенной между турбинами, по подбору типа консистентной смазки для переднего подшипника, по устранению вибраций ротора высокого давления, по системе запуска в высотных условиях, по устранению вибрационных поломок рабочих лопаток первой ступени вентилятора и т. д. В результате этого предполетные испытания двигателя были завершены в октябре 1975 г., и с марта следующего года двигатель проходил летные испытания. Первые поставки годных к эксплуатации крылатых ракет AL M начались в 1980 г. В соответствии с имеющимися планами в течение 1981—1987 гг. намечено заказать около 3400 крылатых ракет, запускаемых со стратегического бомбардировщика В-52, который может нести 12— 20 ракет на подкрыльевых пилонах [51]. [c.211]

Однако сопловое парораспределение имеет и существенные недостатки. Его экономичность при полном открытии регулирующих клапанов оказывается ниже, чем при дроссельном, из-за потерь, связанных с парциальным подводом пара. Парциаль-ность создает высокий уровень переменной силы, действующей на рабочие лопатки, из-за того, что они попеременно проходят перед активными и неактивными дугами подвода пара. Это снижает вибрационную надежность рабочих лопаток. [c.53]

Выше отмечалось, что имеются две группы возмущающих сил. Частота первой из них кратна частоте вращения. Наглядное изображение условия возникновения резонанса с возмущающими силами этой группы дает вибрационная диаграмма (рис. 16.20), представляющая собой графическое изображение условия резонанса. Поскольку значения частот пакетов рабочих лопаток на колесе всегда имеют некоторый естественный разброс, связанный с их изготовлением, то частоты лопаток изобразятся заштрихованной полосой, повышающейся с частотой вращения. Частоты возмущающих сил линейно зависят от частоты вращения турбины. Поэтому они для различных кратностей к изображаются прямыми линиями, выходящими из начала координат. Пересечение каждого из лучей с полосой динамических собственных частот обра- [c.442]

Направляющие лопатки турбин испытывают значительные статические (изгибные) и вибрационные нагрузки от обтекающего их газового потока, а в некоторых случаях также усилия от связанных с ними статорных деталей. Из-за неравномерности температур газов по высоте и окружности проточной части турбин температуры отдельных лопаток или отдельных сечений лопаток могут быть на 50—100° С выше средней. Неравномерность температур вращающихся рабочих лопаток меньше, однако они испытывают значительно большие механические нагрузки от действия центробежных сил. Поломки лопаток часто связаны с действием динамических (вйJбpa-ционных, усталостных) напряжений. Выяснить с необходимой полнотой источники возмущающих усилий, их частоты и формы трудно, [c.164]

Чистота обработки пера рабочей лопатки соответствует обычно V 7—V 8. Профиль лопаток определяет форму межлопаточных каналов рабочего колеса турбины. Он должен тщательно контролироваться, иначе может быть изменена форма каналов, а также статическая и вибрационная прочность лопаток. Для лопаток длиной 35—70 мм допуски на размеры профиля ие должны превышать 0,3 мм. На толщину выходной кромки следует давать еще более жесткий допуск. Это объясняется тем, что в большинстве случаев усталостные разрушения лопаток начинаются со стороны тонкой выходной кромки и ее чрезмерное утонение недопустимо. Поперечные следы от механической обработки снижают усталостную прочность лопаток, так как являются местом концентрации напряжений. Поэтому входные и выходные кромки нагруженных лопаток рекомендуется полировать только в продольном направлении. На готовых лопатках вообще не должны допускаться риски, раковины, подрезы и другие дефекты, так как они являются очагами появления усталостных трещин (фиг. 72). Поверхностные дефекты выявляются или люминесцентным способом, или цветной дефектоскопией. Внутренние дефекты материала лоиаток выявляют с помощью рентгеносконии. [c.95]

Как известно, для создания турбин крупной мощности необходим пропуск большого количества пара, что обеспечивается разветвлением потока и созданием достаточно длинной рабочей лопатки последней ступени турбины. Лопатка испытывает очень высокие статические напряжения. Вибрационные же напряжения не поддаются расчету из-за отсутствия достаточных сведений о возмущающих усилиях и о демпфирующей способности лопаточного аппарата. Таким образом, дальнейшее увеличение длин лопаток становится недопустимым по соображениям ирочностн. [c.3]

Измерения производились с помопгью передвижной вибрационной установки ПВ-3, упомянутой выше. Отличительной особенностью прнмененной схемы явилось использование пьезоэлектрического щупа с усиленным рабочим сигналом нрп высоких частотах, для получения которого последовательно с ПВ-3 был включен электронный усилитель. В табл. 12 приведены значения частот и форм колебаний лопаток всех испытанных дисков. Лопатки — высокочастотные, находятся для основного тона тангенциальных колебаний вне зоны отстройки от критических чнсел оборотов. Разбросы частот колебаний лопаток для испытанных ступеней составляли от 3,0 до [c.202]

Повышение вибрационной прочности обло-пачивания регулирующих ступеней, подверженных воздействию ударных изгибающих усилий, резко меняющихся из-за парциаль-ности ступени, достигается в турбинах ЛМЗ применением свариваемых попарно лопаток (фиг. 106, а и б) [98]. Лопатки выполняются заодно с бандажами. Под сварку они подаются с полностью обработанной профильной частью и припуском на обработку хвоста после сварки. Лопатки свариваются между собой по бандажу и хвосту в приспособлении, фиксирующем расположение рабочих каналов. В зависимости от размера и напряженности лопаток могут применяться разные типы сварных соединений. Для малонапряженных лопаток (фиг. 106, а) ограничиваются швом малого калибра по нижней части хвоста. В напряженных лопатках они обвариваются по хвосту глубокими швами с трех сторон. Бандаж, являющийся в обоих случаях напряженным, проваривается на всю толщину. После сварки лопатки подвергаются термической обработке и далее поступают на механическую обработку хвостовой части. [c.156]

Там, где связанность велика, роль упругодинамических свойств лопаток и диска в формировании этих частей спектра соизмерима, а собственные частоты и формы колебаний, соответствующие им, могут существенно отличаться от частот и форм парциальных систем. В этих условиях понятия лопаточные и дисковые колебания теряют смысл. Ширина зон спектра, где связанность i-олеба-иий лопаток и диска должна приниматься во внимание, зависит от конкретных конструктивных форм рабочего колеса (параметр связи X различен для различных зон) и требуемой точностью оценок вибрационного состояния его. [c.100]

Диаграмма частот дает наглядное представление о спектре частот лопаток в зоне настройки. Обычно для лопаток последних ступеней паровых турбин с постоянной частотой вращения частоты возмущающих сил второго типа (от кромок направляющих лопаток) лежат значительно выше частот опасных форм колебаний. Резонансы наступают при малой частоте вращения, весьма далекой от рабочей, и в большинстве случаев не представляют опасности. При наличии стоек или ребер на выходе из проточной части щ турбины необходимо нанести на диаграмму частот лучи, соответствующие jqqq возмущающим силам от них, и обеспечить вибрационную отстройку лопа-ток от резонансов с этими силами. [c.127]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...