Ротор Результаты расчетов

ЧТО аналитически подобную задачу решить, если и возможно, то лишь ценой заметных упрощений, которые непредсказуемым образом могут отразиться на результатах расчета, расчет же коэффициентов Ki и Кц на ЭВМ не представляет особых сложностей. Решение методом конечного элемента начинается с идеализации объекта. На рис. 15.2 показана конечноэлементная модель осесимметричного ротора с трещиной. По мере приближения к вершине трещины сетка элементов сгущается, что для наглядности на этом рисунке отражено последовательными вставками. Последняя из них окружает вершину трещины. [c.111]

Результаты расчета критической глубины дефектов для ротора, приведенные в табл.5.9, свидетельствуют о том, что целесообразно дифференцированно подходить к дефектоскопии различных типов и зон роторов. [c.233]

Сложность сравнения результатов расчета и измерений вызвана неизвестностью распределения небалансов по длине ротора у работающей машины. На рис. 51 показано распределение по длине рамы амплитуд колебаний на частоте 50 Гц, полученное на различных экземплярах машин одной и той же конструкции (кривые в). Там же приведено расчетное распределение амплитуд рамы и ротора (кривые а, б). Отклонение результатов расчета и эксперимента в основном не превышает разброса экспериментальных значений. Минимальные расчетные уровни амплитуд не согласуются с экспериментом вследствие неучтенных источников возбуждения и высокого уровня помехи при измерениях. [c.117]

В результате расчета, проведенного на ЭЦВМ, получена зависимость величин t j, б, h, у от угла поворота ротора (рис. 30). [c.126]

Для определения 4—5 критических частот и форм колебаний на машине Стрела требуется 5 мин., на машине Урал-1 — 2 часа. На фнг. 46, а приведена схема ротора ПВК-200-l и генератора ТВФ-200-2 точки 0,24 до 106 — номера участков. Результаты расчета показаны на фиг. 46, б. [c.615]

Величины, входящие в уравнение (16), являются функциями Q. Для конкретного ротора, с известным законом распределения остаточного дисбаланса, решим системы уравнений (16) в численной форме, задаваясь величинами прогиба У и Q. Результаты расчетов приведены в табл. 1 и 2, на основании которых построены графики изменения величины реакций на опорах R в зависимости от оборотов ротора турбомашины (фиг. 5 а, б). По оси абсцисс отложена скорость вращения п об мин, по оси ординат — величины реакций, возникающих на опорах, при различных значениях максимального остаточного прогиба ротора в диапазоне рабочих оборотов. Горизонтальной прямой обозначена допустимая динамическая нагрузка на подшипник ротора, подсчитанная с учетом типа подшипника и ресурса турбомашины. [c.501]

Ввиду того что результаты расчета температур для большинства характерных поверхностей ротора и корпуса при стационарных режимах слабо зависят от коэффициентов теплоотдачи и определяются в основном температурами омывающих сред [20], особое внимание обращалось на использование нестационарных режимов. При этом в качестве базовых выбирались режимы мгновенных сбросов и наборов нагрузки (в пределах регулировочного диапазона), когда с достаточной для практики точностью можно считать, что реализуются постоянные условия обтекания и, следовательно, интенсивности теплообмена в течение всего переходного процесса. [c.121]

Рис. 5.2. Сравнение результатов расчета (2) и эксперимента (1) по температурам ротора при сбросе нагрузки со 150 да 80 МВт

На рис. 5.7 приведено сравнение опытных и расчетных данных по изменению температур на расточке ротора в районе камеры регулирующего колеса при пуске как из холодного, так и из горячего состояния. Как видно из рисунка, совпадение результатов расчета и эксперимента вполне хорошее (их разница не превышает 10-20°С, т.е. 3-5% t aK )- Необходимо отметить, что изменение а при определении температурных полей ротора на режимах пуска сравнительно мало сказывается на результатах расчета, что объясняется высокими значениями критерия Bi для ротора. [c.131]

Таким образом, многочисленные результаты расчета температурных полей роторов и корпусов паровых турбин, выполненные по разработанным в ЦКТИ методикам, во всех рассмотренных случаях вполне удовлетворительно согласуются с опытными данными. Среднее отклонение расчетных и опытных значений на стационарных режимах составляет 1-2%, а на нестационарных - 2-4% что в большинстве случаев удовлетворяет практическим потребностям (имеющие место в отдельных случаях небольшие отклонения опытных данных от расчетных объясняются, прежде всего, недостаточной изученностью [c.141]

Сравнение результатов расчета абсолютных и относительных тепловых расширений роторов и корпусов с опытными данными [c.142]

Представляет интерес сопоставление фактических данных по относительным перемещениям роторов ЦНД с результатами расчетов, выполненных по методике НПО ЦКТИ [20] на стадии проектирования турбины. [c.146]

Аналогичные сопоставления проводились и для других турбин, в частности для турбины К-1200-240 на Костромской ГРЭС. Анализ этих данных подтверждает, что результаты расчетов относительных расширений роторов и корпусов этих турбин хорошо согласуются с действительностью, а выбранные на их основе осевые зазоры и предельные показания штатных датчиков близки к оптимальным. [c.146]

Расчет температурных напряжений в роторах высокого и среднего давления производился по программе решения осесимметричной задачи теории упругости, разработанной Институтом проблем машиностроения АН - Украины на основе метода конечных элементов. Результаты расчета температурных напряжений в роторах при различных режимах работы турбины, а также напряжений от центробежных сил при номинальной частоте вращения приведены в табл. 5.5. Значения осевых напряжений даны без учета концентрации напряжений для наружной поверхности бочки ротора в сечении между рассматриваемой и следующей ступенями. Значения окружных напряжений 0(р относятся к расточке ротора под соответствующей ступенью. [c.166]

Результаты расчета, представленные в табл. 5.5 и 5.6, показывают, что при пусках по заданным графикам наиболее тяжелой в отношении накопления повреждений от термоусталости является комбинация пусков из горячего и неостывшего состояния. Согласно расчету для РСД допускается всего 200 таких комбинированных циклов. Весьма напряженным для РСД является также и цикл с отдельным пуском из горячего состояния (500 допустимых циклов), этот цикл одновременно дает наибольшее накопление термоусталостных повреждений в роторе высокого давления. [c.168]

Результаты расчетов в этом случае с точностью до Ю С совпадают с экспериментальными данными, полученными при измерении температур в расточке роторов. [c.169]

В этом случае Аа (Тв) = N (Тв))" . Значения коэффициентов Р, d и То приведены в табл. 4.5. Сравнение результатов расчетов с экспериментальными данными выполнено графически (рие. 4.7). Результаты экспериментов получены при температуре цикла, близкой к максимальной рабочей температуре роторов (520 °С). Анализ кривых (см. рис. 4.7) показывает, что увеличение времени выдержки вызывает наибольшее уменьшение долговечности в первые часы и стабилизируется при значительных (десятки часов) выдержках. В области больших Ае N уменьшается приблизительно в 3 раза, а в области малых Ае — на порядок. Сравнение результатов расчетов, приведенных по формуле (4.44), с экспериментальными данными, полученными в малоцикловой области, показывает их удовлетворительное согласие. [c.155]

На рис. 4.10 приведены результаты расчетов роторов высокого и среднего давления, отработавших 15—25 лет. Анализ этих результатов показывает следующее. Точки, характеризующие повреждение, накопленное в наиболее напряженных зонах тепловых канавок первых ступеней ротора среднего давления, лежат в области заведомого неразрушения образцов. [c.159]

Однако практика расчетов роторов с учетом и без учета хвостовиков показала, что их влияние на напряженное состояние деталей ротора обычно незначительно. В то же время трудности решения системы, дополненной четырьмя уравнениями, существенно возрастают. Для упрощения расчета хвостовиков можно рассматривать их отдельно, задаваясь, на их краях перемещениями, полученными в результате расчета дисков и перемычек. Решая два отдельных уравнения, получаем краевые силы и моменты и проверяем прочность хвостовиков. [c.241]

Расчет полей температур в роторах и лопатках газовых турбин в процессе их прогрева и при установившемся тепловом режиме связан с необходимостью оценивать значения коэффициентов теплообмена-на различных участках исследуемого тела. Метод оценки коэффициентов теплообмена в телах сложной формы основан на том, что должны быть получены экспериментально изменения во времени температуры в исследуемом поле и температуры среды. Затем проводятся решения соответствующих задач на гидравлическом интеграторе для рассматриваемого тела, в которых задаются полученные изменения. При решении задач коэффициент теплообмена подбирается таким образом, чтобы результаты расчета совпали с экспериментальными данными. [c.445]

Анализ показал, что вышеприведенные результаты для ротора с одним диском являются справедливыми и для произвольных двухопорных роторов (ротор с несколькими дисками, с распределенными параметрами), если под М понимать массу Всего ротора, а под 2 — его первую собственную частоту. При этом результаты расчетов всегда будут с некоторым запасом, так как дополнительный анализ показал, Что гироскопический эффект дисков, который может проявляться в несимметричных системах, всегда повышает устойчивость. [c.167]

В проблеме устойчивости роторов на подшипниках скольжения особое место занимают ненагруженные роторы с вертикальной осью при полных (360-градусных) подшипниках. В таких системах S = О, % = О п для подшипников с неограниченной протяженностью в результате расчета получают = Ig = = 0 /2 = —/3 = 6я, /5 = /д = 12п, т. е. в реакции слоя отсутствуют квазиупругие силы. Теоретический анализ показывает, что такие системы будут неустойчивыми при любых скоростях. [c.168]

Примеры расчетно-экспериментальных исследований для сложных систем. Ниже приведены некоторые характерные результаты расчетов и экспериментов для роторов турбоагрегатов большой мощности. Все расчеты выполнены с помощью программы на ЭВМ, составленной на основе метода начальных параметров. Динамические [c.184]

Ниже в качестве иллюстрации многообразия возможных явлений приведены результаты расчетов для неуравновешенного ротора с одним диском на жестких опорах, у которого нелинейны только силы внешнего и внутреннего трения, зависящие от четных степеней радиуса перемещений диска. Уравнения движения такой системы имеют вид [13] [c.506]

На рис. 7.6.11 приведены результаты расчетов для идеально уравновешенного (кривая 7) и неуравновешенного ротора (кривая 2) для случая, когда в системе действуют изотропные не- [c.510]

В монографии изложены результаты исследования напряженного и деформированного состояния контактирующих элементов конструкций методами конечных элементов и граничных интегральных уравнений. В рамках плоских, осесимметричных и пространственных задач теории упругости, пластичности и ползучести изучено влияние различных условий контактного взаимодействия на характер работы соединений. Приведены результаты расчетов напряженно-деформированного состояния деталей технологической оснастки, фланцевых соединений и замковых соединений лопаток турбомашин. Рассмотрена ползучесть составного ротора и других объектов с учетом изменения зоны контакта во времени. [c.2]

Не зависимая от частоты составляющая погрешности зависит в данном случае от углового положения статора генератора опорного напряжения, его ротора относительно эксцентрика вибростенда, статора фазорегулятора и направления разметки его шкалы, нулевого деления шкалы, постоянных составляющих сдвига фаз в усилителях и других блоках прибора. Перечисленные факторы усложняют использование метода для определения постоянной составляющей погрешности измеряемого сдвига фаз. Эта составляющая проще всего определяется с помощью стробоскопа. Рассмотренные схемы позволяют наряду с определением - фазовых характеристик балансировочных комплектов производить их предварительную фазировку . Однако не всегда и не все погрешности измерений сдвига фазы колебаний нужно учитывать. Например, при балансировке с использованием только пробных корректирующих масс частотно-независимая и частотно-зависимая составляющие погрешности при измерениях сдвига фазы не влияют на результаты расчетов требуемых корректирующих масс, так как балансировка производится при одной частоте вращения. При балансировке с использованием чувствительностей, как показано в гл. 4, при измерениях сдвига фазы необходимо учитывать обе составляющие фазовой погрешности. [c.99]

Как видно из полученных формул, при подвеске груза Ог на гибкой нити, высота его подвески на результат расчета не влияет. Если груз подвешен к тележке на жесткой связи, вместо размера Лх в расчетные формулы (3.4) и (3.6) подставляют значение Л (расстояние до общего центра тяжести масс тележки и груза), что резко увеличивает значение М . Размер е (расстояние от точки приложения силы Рр до центра изгиба рельса) для тавровых рельсов можно принимать равным нулю, а для симметричных двутавров — равным половине высоты балки. В формулах не учтено разгружающее действие гироскопических моментов от вращающихся масс роторов электродвигателей и колес. [c.40]

Момент инерции якоря двигателя бесконечно большой сравнительно с моментом инерции валка и слитка. Это практически не отразится на результатах расчета, так как на обжимных станах приведенный момент инерции валка и слитка в несколько десятков раз меньше люмента инерции ротора. [c.169]

Уступы и бурты ротора. Торцовые поверхности уступов и буртов, а также консольных концов ротора имеют малые радиальные размеры, и поэтому давление жидкости незначительно изменяется по радиусу этих элементов. Это давление определяют в результате расчетов проточных частей и вспомогательных трактов агрегата. Осевую силу, действующую на уступ или бурт, рассчитывают по формуле [c.75]

При выполнении расчета на современной вычислительной машине нет особого смысла делать такие упрощающие предположения, которые, с одной стороны, не очень существенно упрощают задачу, а с другой стороны, иногда могут заметно повлиять на количественный результат расчета. В то же время не следует, конечно, пытаться учитывать все на свете расчетчика не должно покидать чувство меры, ибо и возможности ЭВМ ограничены, и время и труд, необходимые для составления и откладки программы, могут понадобиться немалые и, главное, нет смысла в очень точной постановке задачи, если для выполнения практических расчетов при такой постановке нет достоверных исходных данных. Исходя из этих соображений, наиболее целесообразным представляется пока ограничиться расчетной схемой ротора, исследование которой может быть выполнено с помощью аппарата теории обыкновенных дифференциальных уравнений с постоянными коэффициентами. [c.94]

В результате расчета собственная частота колебаний оболочки соответствует 314 гц, что входит в диапазон работы данной роторной системы. Вследствие этого можно ожидать вибрации при оборотах ротора, близких к 18 800 об1мин, с амплитудой, зависящей от метода уравновешивания ротора, величины и местоположения дисбаланса, а также упругоинерционных свойств системы ротор — опоры — корпус. Эти свойства предопределяют уровень вибраций машины в большей степени, че.м дисбаланс ротора. [c.222]

Верхний предел а ф указать затруднительно, так как при имеющем место уровне Bi погрешность в задании а в сторону ее завьппения весьма слабо сказывается на результатах расчета [20]. Из изложенного следует также, что сравнительно тонкие диски ротора ЦВД турбины К-160-130 ХТЗ, по-видимому, не оказывают существенного влшшия на температурное состояние вала ротора. [c.125]

Обширная система измерения параметров пара в проточной части и концевых уплотнениях и широкий диапазон исследованных режимов - как стационарных, так и нестацинарных, позволили провести подробное сопоставление расчетных и опытных данных по температурным полям и тепловым расширениям роторов и корпусов этой турбины. Сопоставление результатов расчета тепловых расширений ЦВД с опытными данными для стационарных режимов с нагрузкой 277 и 60 МВт приведено на рис. 5.17. Как видно из приведенных данных, совпадение опытных и расчетных данных вполне удовлетворительное. Некоторое их расхождение для режима с = 60 МВт объясняется главным образом тем, что стационарное состояние при переходе к постоянной нагрузке 60 МВт устанавливается весьма медленно (более 10 ч), а при проведении опыта нагрузка 60 МВт удерживалась всего 6 ч. [c.143]

Сопоставление опытных и расчетных значении относительных тепловых расширений для ЦСД турбины K-300 240 ЛМЗ проводилось для 14,. 15, 19 и 24-й ступеней, где были установлены специальные датчики НПО ЦКТИ, и по штатному датчику. Следует отметить примерно одинаковый характер распределения относительного расширения РСД вдоль оси ротора и изменения этого значения при нестационарных режимах для турбин К-300-240 ЛМЗ, К-300-240 ХТЗ, Т-250/300-240 ТМЗ и К-800-240-1 ЛМЗ, у которых ЦСД имеет много общего по конструкции. Так, во всех случаях, начиная уже с сечения паровпуска, тепловое удлинение корпуса существенно превышает соответствующее значение для ротора. Это превышение в сечении паровпуска колеблется для указанных турбин в пределах 1,5-2,5 мм, причем от нагрузки это значение практически не зависит [20]. Этот вывод, впервые сделанный в результате расчетов для турбины Т-250-3000-240, позднее был подтвержден опытными данньо<и. 144 [c.144]

Результаты расчетов абсолютных и относительных удлинений корпуса ЦНД турбины К-300-240 ЛМЗ сопоставлялись с соответствующими опытными данными, полученными на Конаковской и Литовской ГРЭС. Как показывают результаты измерений, относительное расширение РНД (по штатному датчику) для установившегося режима гц номинальной нагрузки в среднем равно 1,6 мм [20]. По расчету абсолютные тепловые расширения ротора и корпуса ЦНД равны соответственно+6,2 и+1,7 мм. Упругая деформация РНД (А/рнд " - Л/рсд) составляет около 2 мм (рис. 5.17). Следовательно, на участке между штатными датчиками РСД и РНД дополнительное удлинение ротора относительно корпуса по расчетным данным равяо РНД РСД 1,7-2 = 2,5 мм. Среднее значение Ар д по опытным данным составляет 1 мм, т.е. опытное значение Д = 2,6 мм, хорошо совпадает с расчетом (А = 1,6 - (-1) = 2,6). [c.145]

Результаты расчетов пуска из горячего состояния представлены на рис. 5.27 и 5.28 для двух наиболее опасных моментов времени, соответствующих достижению сначала максимальных отрицательных перепадов температур по радиусу ротора (внутренняя поверхность горячее наружной), а затем максимальных положительных. Появление отрицательных перепадов температур в роторах в начальные моменты пусков связано с большой разностью температур металла ротора и поступающего к ротору пара. Так, при пуске после 7 ч останова турбины максимальная температура РВД равна примерно 475°С, а температура пара за регулирующей ступенью в начальнь. й момент времени 400°С. Разница 8С С между начальной температурой пара перед турбиной (480 С) и температурой пара, омывающего ротор, [c.163]

Таблица 5.5. Результаты расчета leunqiaTypHiiix напряжений в роторах

Результаты расчетов ресурса роторов, выполняемых в соответствии со схемой (рис. 4.9), наносят на график (рис. 4.10), где по оси абсцисс отложен размах деформации эквивалентного цикла, по оси ординат — накопленное за период эксплуатации ротора число эквивалентных циклов. Неотъемлемой частью теста является обобщение данных, полученных на образцах. Эти результаты позволяют уточнить значение определяющего параметра в критерии разрушения ИМАШ и соотношениях типа Мэйсона — Лангера для системы деталь—условия эксплуатации . В качестве такого параметра может быть использована предельная пластичность поверхностного слоя. [c.159]

Результаты расчета повреждения, в наиболее повреждаемых зонах роторов и корпусов турбин при типичном эксплуатационном нагружении (табл. 4.6), приведены в табл. 4.7. Расчеты на длительную прочность [77] показали, что для этих деталей длительная прочность не ограничивается ресурсом 200 тыс. ч, а коэффициенты запаса времени до разрушения и длительной пластичности превышают требуемые. При моделировании на образцах из роторных сталей 25Х2М1Ф и 20ХЗМВФ при температурах до 630 °С процессов изменения длительных свойств роторов был сделан вывод о возможности исчерпания ресурса парка роторов по условиям длительной прочности уже после 2,5-10 ч. Дополнительное обоснование этого способа увеличения ресурса роторов проведено с использованием в качестве моделей прямых участков паропроводов свежего пара и промперегрева из стали того же класса (что и конструкции), проработавших при более высокой температуре (540—565 °С) более 170 тыс. ч и имеющих не лучшие механические характеристики. [c.161]

Результаты расчета свидетельствуют о том, что для получения приемлемых габаритов виброза-щитной системы величина ц//Я должна быть достаточно малой, т.е. точность статической балансировки ротора должна быть высокой. Так, например, при d < 0,05 м получаем р//и< 0,001м. Безопасное расстояние до ограничительных упоров может во много раз превосходить максимальную амплитуду колебаний в линейной системе. В рассмотренном примере резонансная амплитуда (ш = ) составит [c.443]

Результаты расчетов и экспериментов показывают, что масса ротора и корпуса и жесткость элементов конструкции оказывают существенное влияние на виброакустические характеристики ЭМЛШ. При изменении массы корпуса, ротора или жесткостей элементов ЭМММ возможно возникновение явлений резонанса, когда частоты возмущающих сил совпадут с частотами собственных колебаний. На вибрацию и шум оказывает влияние степень близости в спектре частот возмущающих сил к резонансным частотам, зависящим от параметров конструкции так, например, при увеличении жесткости крышек гиродвигателя резонансные частоты [c.193]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...