Расчет валов турбинных

При расчете вала турбины определяют суммарные напряжения от крутящего и изгибающего моментов и осевого усилия. [c.284]

Расчет валов. По назначению различают валы передач (зубчатых, ременных, цепных и т. д.) и коренные валы машин, несущие, кроме деталей передач, рабочие органы машин-двигателей или рабочих машин. В качестве примера коренного вала можно указать вал турбины, на котором насажены турбинные диски. [c.375]

КОНСТРУКЦИЯ и МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ТУРБИННЫХ ВАЛОВ. РАСЧЕТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ [c.295]

В многоцилиндровых турбинах при расчете вала ц. в. д. или ц. н. д. учитывается мощность, развиваемая роторами предшествующих цилиндров. Величина крутящего момента увеличивается по длине вала от первых ступеней к последним (как у компрессора, так и у турбины) и достигает максимального значения у муфты, соединяющей валы турбины и генератора (или валы компрессора и газовой турбины). [c.298]

При конструировании диска необходимо прежде всего выбрать способ соединения диска с валом турбины. Наиболее распространенными являются соединения с помощью шпонок или пальцевых втулок. При этом необходимо предусмотреть надежную связь диска с валом, т. е. обеспечить, чтобы за все время работы диск был надежно центрирован и не изменял своего положения относительно вала. Наиболее просто это достигается горячей посадкой диска на вал. Для этого диск изготовляют с внутренней расточкой несколько меньшего диаметра, чем наружный диаметр посадочной части вала. После горячей посадки диска на вал на контактной поверхности возникают радиальные напряжения натяга. Если эти напряжения отличны от нуля во все время работы (что достигается расчетом натяга), то диск надежно фиксирован относительно вала. Крутящий момент передается на вал силой трения, возникающей в результате предварительного натяга, а также шпонками, которые заводят в пазы диска и вала (рис. 95). [c.205]

РАСЧЕТ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИИ ВАЛОВ ТУРБИНЫ / ПРИ ВНЕЗАПНОМ КОРОТКОМ ЗАМЫКАНИИ ГЕНЕРАТОРА [c.309]

Движение рабочей жидкости в рабочей полости ГДТ описывается уравнением баланса энергии (29). В это уравнение, в частности, входят угловая скорость турбинного колеса и ее первая производная. Поэтому для удобства совместного решения уравнений (29), (42) и (43) последнее следует привести не к оси колеса автомобиля, как это обычно делается при расчете по статическим характеристикам [13, 18, 27], а к валу турбинного колеса ГДТ. [c.44]

Валы турбины выполняются ступенчатыми из легированных сталей. Помимо расчета на прочность валы проверяются на критическое число оборотов, при котором происходит разрушение вала [c.381]

В результате периодических изменений передаваемой нагрузки, неуравновешенности вращающихся масс, неравномерности распределения нагрузок в местах сопряжения валов с другими деталями возникают колебания. Расчет на колебания проводится для высокоскоростных валов турбин, осей железнодорожных вагонов, трансмиссионных валов авиа- и автомашин и др. Расчет сводится к определению частот собственных и вынужденных колебаний, определению критических частот вращения с целью исключения возможных резонансных колебаний вала при эксплуатации. [c.289]

В курсе деталей машин рассматривают поперечные колебания осей и валов. Крутильные и изгибно-крутильные колебания имеют существенное значение при расчете валов с присоединенными узлами, таких, например, как роторы турбин, коленчатые валы поршневых двигателей, шпиндели, станки с обрабатываемыми изделиями и т. п. соответственно расчет валов на эти колебания рассматривают в специальных курсах. [c.282]

Расчеты показывают, что для наиболее выгодного использования кинетической энергии пара, получающейся при его расширении в соплах турбины, показанной на рис. 87, лопатки ее должны вращаться с очень большой скоростью, так что получается очень большое число оборотов вала турбины (до 30 ООО об/жын), а это обычно неудобно. Для уменьшения числа оборотов турбины применяют два способа устройство ступеней скорости и ступеней давления. [c.203]

Подшипники жидкостного трения сложны по конструкции, так как требуют подачу смазки под давлением, ее охлаждение, контроль температурного режима смазки, высокую скорость вращения вала. Их применение оправдано для валов, передающих большие мощности (валы турбин и т. п.). Проектированием и расчетом таких подшипников занимаются специализированные организации. [c.569]

В 93 и 94 рассмотрен раздельно расчет вала на прочность и условия его работы в зависимости от числа оборотов. Для того, чтобы сконструировать вполне надежный в работе вал турбины, необходимо производить указанные расчеты в их взаимной связи. Прежде всего, следует определить диаметр вала из условий принятой для него критической скорости в соответствии с 94, а затем произвести проверку его прочности по формулам 93. [c.211]

ГРАФИЧЕСКИЙ МЕТОД РАСЧЕТА ВАЛОВ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ТУРБИН [c.212]

Аналогично, при громадном разнообразии машин все они состоят из отдельных деталей, т. е. простейших частей, изготовляемых без применения сборочных операций. При этом многие из деталей встречаются в самых различных машинах вне зависимости от их назначения и конструкции. Такие детали принято называть деталями общего назначения. Это детали, служащие для соединения частей машин, — болты, винты, штифты, шпонки и т. п., детали передач вращательного движения — зубчатые колеса, шкивы, червяки и червячные колеса, цепи и звездочки для цепей, валы, оси, подшипники и др. Наряду с указанными широко применяются также детали, специфичные лишь для определенных машин или категорий машин. Перечень таких специальных деталей также чрезвычайно велик. Так, в поршневых машинах применяют поршни, шатуны в турбинах — роторы, диски в сельскохозяйственных машинах — лемехи. Изучению расчета и конструирования де- [c.322]

Pa — давление над ступицей рабочего колеса, определяется при расчете уплотнений / крш. уп и Гв — соответственно радиусы фланца крышки, уплотнения и вала (см. рис. III.12, б). В поворотнолопастных турбинах уплотнения нет, и выражение (III.63) для них имеет вид [c.79]

При расчетах редуктора известными являются мощность, передаваемая от корпусов турбин, частота вращения турбин и гребного вала и массогабаритные требования. [c.302]

Разработка способов расчета изгибных и связных колебаний стерн<ней переменного сечения, дисков, вращающихся валов на основе метода динамической жесткости, изыскания точных решений в специальных функциях, вариационных методов и применения средств вычислительной техники явилась важным фактором обеспечения вибрационной надежности роторных узлов паровых и газовых турбин высоких параметров, а также гидротурбин предельной мощности. Существенное значение в этом сыграли также исследования по конструкционному демпфированию, гидродинамике опор скольжения и динамическим измерениям, позволившие улучшить оценку колеба- [c.38]

Методика расчета критических оборотов типичных роторов газовых турбин и гребных валов судов (с учетом гироскопического эффекта) [c.137]

Установлено, что тепловые излучения турбины и трубопроводов вызывают в фундаменте упругие температурные деформации. Эти деформации могут достигать нескольких миллиметров, о все же они, не вызывают неприятных последствий, если вал достаточно гибок. Фундаменты должны также воспринимать усилия, возникающие в корпусе турбины. Необходимо предусмотреть конструктивные мероприятия для доведения их влияния до возможного минимума. Однако чаще всего возникают трудности, вызываемые явлениями резонанса колебаний фундамента. Не всегда можно провести точный расчет фундамента, так как конструкция его очень сложна и кроме того, необходимо учитывать также жесткость машин. [c.189]

Пример 2ш Расчет конца вала паровой турбины. На фиг. 84 приведен схематический чертеж конца вала паровой турбины. Этот конец пала пе должен воспринимать никаких нагрузок, однако за счет [c.475]

Пример 2. Расчет конца вала паровой турбины, На фиг. 89 приведен схематический чер- [c.526]

Такие характеристики не учитывают целого ряда потерь энергии внутри корпуса турбины. Учитывая последние, получим внутреннюю мощность турбины и ее внутренний к. п. д. Это будет мощность, передаваемая на вал ротора. Соответствующая характеристика ступени используется для расчетов [c.26]

Наибольшее внимание уделено конструктивному выполнению деталей ротора турбины — лопаткам, дискам, валам,— как наиболее ответственным и специфичным деталям. Кроме расчета этих деталей на прочность дано определение частоты их собственных колебаний. [c.3]

Для конструкций, изображенных на рис. 143, а — в, чаще всего применяется непосредственная посадка диска на вал с натягом, обеспечивающим плотность посадки в рабочих условиях под действием центробежных сил диска и вследствие разности температур между втулкой диска и валом посадка диска на вал в рабочих условиях ослабевает и может даже появиться зазор, обусловливающий вибрацию ротора и возможность аварии турбины. Необходимая величина натяга для посадки диска определяется расчетом (см. 54). Ориентировочная величина натяга составляет 0,001 диаметра вала. Разность между максимальным и минимальным натягами обычно равна 0,05—0,08 мм. [c.177]

Развитие усталостных трещин в эксплуатации имело место в дисках III ступени турбины двигателя НК-8-2у на самолетах Ту-154Б в зонах высокой концентрации нагрузки по отверстиям крепления дисков к валу двигателя. Расчеты методом конечных элементов показали наличие сложного напряженного состояния в тех местах диска, в которых обычными традиционными методами расчета оценивали напряженное состояние как линейное [1, 2]. При применении решения на основе обобщенного представления о плосконапряженном состоянии в ряде сечений не учитывается наличие касательных напряжений и неполностью учитывается объемно-наиряженное состояние дисков в ободной части, в том числе и в местах лабиринтных уплотнений. Тем более погрешности в оценке реального напряженного состояния возникают в местах концентрации нагрузок у отверстий под болты, соединяющие диск с валом турбины. Как показала практика эксплуатации таких дисков, именно у крепежных отверстий возникают усталостные трещины, которые в последующем распространяются в направлении ступичной части диска к валу. Реализуемое напряженное состояние материала диска по сечениям отличалось от расчетного, поскольку максимальная интенсивность напряженного состояния по расчету соответствовала сечению, расположенному перпендикулярно к плоскости роста трещины [2]. [c.542]

Рост мощности турбоагрегатов привел к увеличению диаметра дисков. Чтобы уменьшить напряжения у ступицы диска и облегчить валы турбин, стремились делать диски по возможности более легкими. Их толщина определялась только статической прочностью материала. В больших по диаметру и относительно тонких дисках при определенных условиях, рассмотренных ниже, могут возникнуть значительные изгибные колебания, которые приводят к появлению в диске усталостных трещин и затем к его полному разрушению, сносу части облопатывания при задевании за выступы диафрагмы и др. Большое количество аварий, приводивших часто даже к разрушению всей установки, вызвали необходимость в проведении научно-исследовательских работ по изучению колебаний турбинных дисков, в результате которых были разработаны методы расчета дисков на вибрацию, обеспечивающие их надлежащую прочность. [c.5]

Наиболее мощные турбины леперь все чаще исполняются вертикальными. При вертикальном вале турбина занимает меньше места в плане, вес турбины воспринимается един--ственной опорой (подпятником), что проще при расчете и выверке. В частности, у ковшевой турбины при вертикальном вале увеличение числа сопел на однО колесо влечет за собой меньшие потери от взаимодействия струй, чем при горизонтальном, и действительно, у них [c.45]

В курсе деталей машин рассматривают расчет осей и валов па поперечные колебания. Крутильные и изгнбпо-крутильные колебания имеют существенное значение прн расчете валов с присоеди-иеннылн узлами как, например, роторов турбин, коленчатых валов поршневых двигателей, шпинделей, станков с обрабатываемыми изделиями и т. п. и соответственно расчет валов на эти колебания рассматривают в специальных курсах. [c.373]

Барабаны реактивных и комбинированных турбин выполняются различных конструкций. При малом диаметре барабана его выполняют из массивной поковки в виде утолщенного вала. Диск регулирующей ступени, обычно увеличенного диаметра, или вытачивается заодно с телом барабана или одевается на вал барабана. Примером конструкции ротора комбинированной активно-реактивной турбины с малым диаметром может служить ротор турбины с противодавлением на фиг. 109. Рабочие лопатки закрепляются непосредственно на барабане. Диск регулирующей ступени выточен из одной поковки с барабаном. Продольные отверстия в барабане служат не столько для уменьшения веса ротора, сколько для создания за думмисом давления, равного противодавлению. Расчет на прочность такого барабана должен выполняться, как расчет вала. [c.205]

Надежность работы турбоагрегата во многом зависит от близости критических частот вращения системы ротор—опоры к номинальной частоте вращения. В случае работы ротора в области критических частот даже незначительная неуравновешенность может привести к существенному повышению уровня вибрации. Для предотвращения подоб-ных я влений всеми заводами-изготовителями ороиз водится тщательный расчет роторов турбин и генераторов по всем собственным формам колебаний вала. [c.99]

В случае работы ГТД с постоянной частотой вращения все точки пересечения характеристики турбины (линии I) с кривой п1п = 1 удовлетворяет первым двум условиям. Для каждой точки с помощью формул 6.5 можно определить эффективную мощность и эффективный КПД установки. Отсюда вытекает и обратный вывод каждой снимаемой с вала ГТД мощности соответствует определенная точка на кривой щ = onst, которая и будет кривой рабочих режимов II. Автоматическая система управления и регулирования при этом обеспечит подачу такого количества топлива, чтобы частота вращения о при любой нагрузке оставалась неизменной. Расчеты показывают, что в рассматриваемом случае снижение нагрузки приводит к значительному падению КПД вследствие су- [c.325]

Хорошо разработанные методы строительной механики для определения статических усилий, возникающих в упругих системах маншн, узлов и конструкций, потребовали во мнорих случаях экспериментального определения для машиностроения коэффициентов соответствующих уравнений, а также учета изменяемости условий совместности перемещений по мере изменения форм контактирующих поверхностей вследствие износа иди других явлений, нарастающих во времени. При относительно высокой жесткости таких деталей, как многоопорные коленчатые валы, зубья шестерен, хвостовики елочных турбинных замков, шлицевые и болтовые соединения, для раскрытия статической неопределимости были разработаны методы, основывающиеся на моделировании при определении в упругой и неупругой области коэффициентов уравнений, способа сил или перемещений, на учете изменяемости во времени условий сопряжения, а также применения средств вычислительной техники для улучшения распределения жесткостей и допусков на геометрические отклонения. Применительно к упругим системам металлоконструкций автомобилей, вагонов, сельскохозяйственных и строительных машин были разработаны методы расчета систем из стержней тонкостенного профиля, отражающие особенности их деформирования. Это способствовало повышению жесткости и прочности этих металлоконструкций в сочетании с уменьшением веса. [c.38]

Механический к. п. д. т] ,, на который при расчетах цикла умножается валовая мощность (работа) турбины, охватывает все потери в подшипниках турбины и компрессора, а при известных условиях и потери вспомогательных приводов от главного вала, в редукторах и ускорителях, если таковые имеются при передаче мощности турбины компрессору или другому потребителю. В больших газотурбокомпрессорах принимается Т1 0,985. [c.152]

При прогреве различные части турбины прогреваются с неодинаковой скоростью. Быстрее всего прогреваются лопатки и диски, затем вал и корпус турбины. Чем медленнее ведется прогрев турбины, тем равномернее прогреваются ее различные части и тем меньше будет разность их расширений. Однако производить слишком медленный прогрев практически невозможно, так как при этом значительно увеличилось бы время стоянки турбины и резко возросли бы затраты на пуск ее. Обычно величина зазоров в проточной части выбирается с таким расчетом, чтобы достичь максимального КПД проточной части и вместе с тем обеспечить достаточно высокие скорости прогрева и охлаждения цилиндров без опасности задеваний в уплотнениях или проточной части. [c.109]

В предыдущих расчетах принималось От1 заданным в пределах 5—15 Мн1м и выше, однако в действительности он определяется величиной натяга и раз.мерами вала. Поэтому, уточняя разобранные выше методы расчета диска, надо определить необходимую величину натяга, гарантирующую плотную посадку диска на любых режимах работы турбины, по этой величине найти напряжения на внутренней поверхности втулки и, базируясь на них, рассчитать диск. [c.232]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...