Диски Запасы прочности

В конструкции роторов турбоагрегатов (лопаточного аппарата, дисков) запас прочности на увеличение частоты вращения сравнительно невелик и обычно не превышает 20% некоторые детали, и в первую очередь лопатки последних ступеней мощных конденсационных турбин, имеют еще меньший запас. Исчерпание этого запаса, т. е. повышение частоты вращения за пределы допустимого, может привести к разрушениям дисков, роторов, подшипников, генератора и всего агрегата. Чтобы избежать этого, и применяется защита от повышения частоты вращения — автомат безопасности. [c.113]

Сложное напряженное состояние диска, изменяющиеся вдоль радиуса температура и свойства материала не позволяют заранее указать те радиусы, на которых запасы прочности окажутся минимальными. Для оценки упругого состояния диска строится полная характеристика распределения запасов прочности вдоль радиуса диска. На рис. 6.20 показано примерное распределение напряжений и запасов прочности в диске с неравномерным нагревом. На участке от нулевого сечения до радиуса наибольшим главным напряжением является окружное напряжение ае, а наименьшее осевое а = 0. На этом участке запас прочности определяется по напряжению ае. На участке в пределах радиусов г . .. Гь наибольшим напряжением является а , и оно определяет запас прочности. В периферийной части диска на радиусах больше Гь Запас прочности определяется суммарным напряжением а + + ае, так как последнее является отрицательным и складывается с первым главным. Наименьшие запасы могут быть на контуре отверстия или на внешнем контуре диска. В первом случае имеет место пиковое возрастание окружного напряжения ае, а во втором — сложение двух достаточно больших главных ае и а . Кроме того, на внешнем контуре существенно снижается предел длительной прочности материала из-за высоких рабочих температур. В средней части диска запасы прочности достаточно высоки По сравнению с критическими сечениями. Подбором толщины и [c.311]

Пример 111.4. Определить запас прочности узла (рис. 111.26, о), считая диск Л абсолютно твердым, а материалы бруса и трубки одинаковыми. Предел текучести материала при сдвиге —т . [c.110]

При требуемых величинах ресурса в десятки тысяч полетов условия работы дисков ГТД отвечают области малоциклового нагружения и характеризуются, в основном, регулярно повторяющимся от полета к полету воздействием на диски нагрузок в виде полетного цикла нагружения (ПЦН). Каждый ПЦН представляет собой сложный блок сочетающихся, накладывающихся друг на друга и изменяющихся во время полета силовых, температурных и вибрационных нагрузок. Диски современных ГТД проектируются с запасами прочности, при которых в процессе эксплуатации в их наиболее напряженных местах может происходить повторное упругопластическое деформирование их материала, а в зонах максимальных напряжений материал дисков может работать за пределами упругости. В этих местах с ростом наработки идет накопление повреждений материала, отвечающих области малоцикловой усталости (МЦУ). [c.38]

В связи с ограниченным ресурсом пластичности реальных металлов, наряду с расчетом по предельному равновесию, существующие нормы предусматривают также определение максимальных суммарных (от центробежных сил и температурного поля) напряжений. Таким образом, нормами прочности в настоящее время регламентируются значения двух запасов прочности для дисков запас по несущей способности (или связанный с ним запас по разрушающим оборотам) и запас местной прочности. Температурные напряжения учитываются только последним. [c.137]

Расчеты, выполненные для ряда турбинных дисков реально работающих конструкций, показывают, что во многих случаях действительной предельной скорости враш,ения соответствуют условия частичного разрушения. Этому способствует, в частности, снижение предела текучести к периферии диска в связи с повышением температуры. При чрезмерном сужении диска у обода фактический запас прочности может оказаться существенно ниже того значения, которое определяется по методике, не учитывающей возможности частичного разрушения. [c.142]

Как видно из таблицы, в ряде случаев ошибка, связанная с неверным предположением относительно действительного механизма разрушения, оказалась существенной. Например, для дисков № 4 и 7 она составила 17%—по разрушающим оборотам (ошибка в величине запаса прочности при этом приближается к 40%)- Это больше, чем обычно наблюдаемое расхождение между расчетными и экспериментальными данными. [c.143]

Для дисков № 4, 7, 9 действительный запас оказался даже ниже регламентируемого нормами прочности [6, 63] значения (1,4—1,5). Так как данные диски в эксплуатации не разрушались, следует сделать вывод о том, что при учете возможности частичного разрушения значения запасов прочности, рекомендуемые нормами прочности, могут быть несколько снижены. Однако для установления новых рекомендаций необходимо подвергнуть анализу большее число конструкций. [c.143]

При определении запасов прочности возникает вопрос об отыскании предельного цикла, соответствующего рассматриваемому рабочему циклу. Пусть, например, при нарушении нормальных условий работы турбины вследствие выхода из строя системы автоматического регулирования или по другой причине максимальные скорости вращения и температурные перепады в диске изменяются таким образом, что Р. Т. перемещается в направлении ае в2 (рис. 71). Тогда для расчетного режима запасы прочности могут быть определены как отношения соответствующих координат предельных точек е , в2 и рабочей точки. [c.157]

В соответствии с характеристиками турбины диск может иметь несколько переходных режимов, отличающихся между собой максимальными значениями параметров р, q, а также температурами to, определяющими его общий нагрев. Поэтому для расчета запасов прочности целесообразно строить серию диаграмм приспособляемости, отвечающих изменяющейся с некоторым интервалом температуре to. [c.158]

Инженера-расчетчика, несомненно, заинтересует вопрос, в каком соответствии находятся коэффициенты запасов прочности турбинного диска, определяемые по существующей методике [6, 63], с теми значениями запасов, которые могут быть найдены по формулам (5.53), (5.54), исходя из диаграммы приспособляемости. Примем для сопоставления, что при построении диаграммы приспособляемости в качестве механической характеристики использовался не предел текучести, а предел длительной прочности, т. е. та характеристика, которая является основной в существующей методике оценки прочности диска. Для соответствующего перестроения диаграммы приспособляемости достаточно произвести необходимую замену в выражениях (5.38), (5.45), (5.50) и вытекающих из них формулах. С учетом вводимых запасов прочности такую замену можно считать в какой-то степени соответствующей расчету на приспособляемость по условному пределу ползучести. [c.158]

Сопоставим локальные запасы прочности. Запас по знакопеременному течению имеет более определенный (чем принятый местный запас прочности) механический смысл, поскольку при его определении имеется в виду реальная опасность разрушения от термической усталости. При вычислении этого коэффициента определяется максимальное изменение напряжений в точках диска за цикл (а не их абсолютный максимум, как в принятой методике). Таким образом, учитываются обратные температурные перепады, при которых суммарные напряжения на ободе диска могут даже изменять свой знак (разрушение диска, связанное с наличием обратных температурных перепадов, описано в работе [122]). [c.159]

Запасы прочности по знакопеременному течению и по прогрессирующему разрушению дисков работающих газотурбинных установок [c.160]

СХОДСТВО условий работы, определяемое целевым назначением соответствующих двигателей. Был выполнен также расчет дисков двигателя, условия работы которого характеризуются большей по сравнению с другими конструкциями нестационарно-стью. Для одной из ступеней турбины запасы прочности определялись как по расчетным температурным условиям стационарного режима (строка 15), так и по результатам экспериментального исследования температурных полей на режимах ну. ка и прогрева (строка 15 ). [c.160]

Рис. 85. Запасы прочности турбинных дисков при повторных пусках (по приспособляемости)

На рис. 85 показано распределение вычисленных коэффициентов запаса прочности по знакопеременному течению и по прогрессирующему разрушению для турбинных дисков некоторых работающих конструкций и для дисков, испытанных на разрушение в условиях повторных запусков в ЦНИИТМАШе (точки Л, 5, С) и в ЧПИ (точки f, G). Для наглядности по осям координат отложены величины, обратные запасам прочности . [c.172]

Запасы прочности всех разрушившихся дисков лежат вне зоны надежной работы. При этом результаты расчета находятся в качественном соответствии с данными испытаний (числа циклов до разрушения, места образования трещин, наличие одностороннего нарастания деформации). [c.173]

Цель проектирования — обеспечить по возможности минимальную массу диска (критерий Ф ) эквивалентный запас прочности, удовлетворяюш,ий отраслевому стандарту (критерий Фг) минимальный уровень напряжений от изгибаюш их усилий (критерии Фя, Ф4). Расчет напряженного состояния диска, обусловленного неравномерностью температурного поля по радиусу, проводился по методике ЦИАМ [2]. [c.24]

Данные для определения коэффициента запаса прочности первых зубцов диска [c.124]

При отсутствии ползучести металла замка, т. е. при относительно низких температурах, расчет заключается в определении предельной нагрузки на замок и соответствующего коэффициента запаса прочности /г". Для этого необходимо произвести расчеты, указанные в п. а—в раздела А, и в п. а раздела Б. По последнему пункту расчет ведется для зубцов хвостовика лопатки и выступа диска до тех пор, пока граница между упругой и пластической зонами не пересечет весь зубец (от верхнего контура к нижнему). Соответствующие усилия и будут предельными для зубцов лопатки и диска, после чего меньшая из этих величин подставляется в формулу (4.11), что дает возможность определить соответствующий коэффициент запаса прочности п°. Для облегчения некоторых расчетов, указанных в этом параграфе, можно воспользоваться вспомогательными таблицами, а именно [c.173]

На приведенных графиках сопоставлено распределение в дисках суммарных упругих напряжений и напряжений ползучести, которые получились в результате перераспределения первоначального напряженного состояния за время ресурса работы двигателя. Там же даны значения пределов длительной прочности за 50 000 час (ресурс работы двигателя) по радиусу диска. Разница между кривой оа. по ООО и кривыми рабочих напряжений определяет величину запаса прочности в различных участках диска. [c.128]

Вследствие благоприятного соотношения коэффициентов линейного расширения примененных в диске материалов первоначальные напряжения в центральной части композитного диска при заданном распределении рабочей температуры в нем почти на треть меньше, чем у однородного. Если учесть при этом, что у материала однородного диска величина прочности в центральной части ниже, то при тех же запасах прочности композитный диск может допускать заметно большую нагрузку. Композитный диск имеет также меньшую величину тангенциальных напряжений на ободе, что, естественно, приводит к меньшему снижению их в результате ползучести. Поэтому в диске, выполненном из разнородных сталей, перераспределение напряжений в процессе ползучести ничтожно, в то время как у однородного диска оно значительно. Благодаря этому уменьшается также вероятность возникновения треш ин термической усталости на ободе, работаюш ем [c.128]

Для применяемых в настоящее время сварных роторов из слаболегированных сталей предел текучести 00,2 = 500 -600 МПа. При таких материалах не удавалось создавать с достаточным запасом прочности диски последних РК со стальными лопатками длиной 1200 мм и более. Цельнокованые роторы также не решают проблему, так как пока крупные роторы изготовляются с центральными отверстиями, на периферии которых возникают высокие напряжения. Применение сварно-кованых роторов, как и сварных, ограничивает выбор материала и затрудняет контроль при отсутствии центральных отверстий. [c.48]

Если образцы для испытания были взяты от партии металла, они лишь приблизительно характеризуют материал, давая какие-то средние значения. Для каждой отдельной детали действительные прочностные свойства могут существенно отклоняться. Даже если образец взят непосредственно от детали, то он тоже показывает свойства металла лишь самого образца. В более глубоких слоях детали, например диска, свойства могут резко отличаться. Кроме того, могут остаться необнаруженными некоторые местные пороки материала. Наконец, могут быть допущены и на образцах некоторые отступления от предписанных свойств. Все это может значительно снижать действительный запас прочности по сравнению с расчетным. [c.20]

Коэффициент запаса прочности при рабочей (номинальной например, для быстроходных турбин с частотой сети 50 Гц и = 3000 об/мин) частоте вращения турбины должен быть не ниже, чем /(т=1,6, по отношению к минимальной величине предела текучести, приведенной в технических условиях. Предел текучести принимается при рабочей температуре однако практически вследствие относительно невысокой рабочей температуры он незначительно отличается от величины предела текучести при комнатной температуре. Всегда следует принимать предел текучести, полученный на тангенциальных образцах. Возможные остаточные напряжения (растяжения или сжатия) не учитываются они не должны превышать во всех зонах диска, включая обод, величину, оговоренную в технических условиях. [c.269]

Рекомендуемый выше запас прочности относится к тонким дискам. Решение пространственной задачи необходимо в тех случаях, когда длина втулки относительно ее радиальных размеров велика. В этом случае диск следует рассчитывать на ЭЦВМ по программе ЦКТИ. Критерием прочности при этом является отношение [c.270]

Для насадных дисков, работающих в зоне низких и умеренных температур, в которой ползучесть применяемого металла проявляется весьма слабо, коэффициент запаса прочности принимают по отношению к величине предела текучести стали при рабочей температуре диска. Для номинальной расчетной частоты вращения (например, 3000 об/мин 1500 об/мин и т. д.) рекомендуется принимать [c.270]

Особое внимание следует обращать на прочность головки обода диска, учитывая наличие, как правило, относительно малых радиусов закруглений и значительной концентрации напряжений. Поверхность головки не должна иметь глубоких рисок, надрезов и т. д. Должны быть исключены, по возможности, вибрационные нагрузки на головку обода. Материал головки обода диска должен иметь повышенные пластические свойства и высокий уровень ударной вязкости при рабочей температуре. Практика показала, что при соблюдении перечисленных выше условий концентрация напряжений не представляет опасности в головках дисков как с хвостами типа наездник , так и в елочных хвостах (см. гл. И). Средние напряжения в корне грибка обода при номинальной частоте вращения определяются для дисков последней ступени коэффициентом запаса прочности по отношению к пределу текучести /Ст 1,8, при этом для зоны корня грибка обода и для зоны расточки диска необходим также проверочный расчет (или оценка фактического коэффициента запаса прочности) для максимально возможной частоты вращения. [c.270]

При аналитическом построении циклических диаграмм допускается пренебрегать изменением модуля упругости и нелинейностью модулей нагрузки и разгрузки [45]. При аппроксимации циклической диаграммы, как и в случае большинства других предложений по аналитическому построению циклических диаграмм, исходят из предположения о подобии исходной и циклической диаграмм при различных температурах. Это позволяет свести задачу к изотермической и деформации в циклах неизотермического нагружения определять по диаграммам, полученным для изотермических условий. Здесь используется, как и в условии (1.5), представление о независимости поведения материала от способа подвода энергии в процессе упругого и пластического деформирования. Принимаемые при расчетах упрощающие гипотезы дают модель циклически стабильного материала, что считается оправданным, поскольку на практике изготовление дисков из циклически разуп-рочняющихся материалов не допускается, а по отношению к упрочняющимся материалам эти упрощения должны идти в запас прочности. [c.40]

В настоящее время ресурс роторов оценивается 100—270 тыс. ч [33]. Вместе с тем имеются случаи повреждения дисков высокотемпературных ступеней после значительн9 более ранних сроков эксплуатации. Так, на турбине К-500-240 произощло повреждение диска первой ступени РСД. Повреждение произощло после 83 тыс. ч работы при расчетной температуре пара перед ступенью 510 °С, числе пусков турбины к моменту повреждения 252 и расчетном напряжении от центробежных сил 146 МПа. Расчетный запас прочности диска по характеристикам длительной прочности стали составил и=1,6. Диск изготовлен из стали 20ХЗМВФ (ЭИ-415). [c.45]

Путем сопоставления рабочего цикла, определяемого координатами рабочей точки (Р. Т), с некоторым предельным циклом могут быть определены запасы прочности турбинного диска по отношению к двум опасным состояниям (знакопеременное течение, приводящее к термоусталости, и прогрессирующее нарастание деформации, результатом которого может быть нарушение работоспособности конструкции или разрушение статического типа). Аналогия между диаграммой приспособляемости (рис. 71) и известной диаграммой предельных амплитуд напряжений (эта аналогия будет наиболее полной, если линию, определяющую условия знакопеременного течения, построить для температурных циклов при со = onst) позволяет использовать некоторые соображения и методы, принятые в расчетах на выносливость [120, 151, 158]. [c.157]

Запасы прочности рассчитанных турбинных дисков, находящихся в экоплуатации (табл. 3), лежат внутри некоторой области в зоне надежной работы [c.173]

Несмотря на то, что наиболее рациональной формой маховика как аккумулятора энергии является диск равной прочности [1, 4], наиболее перспективной формой его следует считать, по-видимому, тонкий обод, так как это позволяет изготовлять его из наиболее прочных волокнистых или слоистых материалов — лент [2], волокон из материалов с высокой удельной прочностью [3]. Подобные маховики способны накопить, согласно расчету, энергию, соизмеримую с полезной энергией горючего даже без учета веса, двигателя внутреннего сгорания. Между тем, прочностно-энерге-тический расчет таких маховиков, производимый обычными методами, дает большую погрешность, связанную со значительным удлинением высокопрочного материала при нагружении. Этому способствует как высокая прочность волокон, так и малый модуль упругости некоторых из них (например, изготовленных из волокна SiOa). Удлинение обода маховика вызывает изменение момента инерции, а следовательно, и запаса энергии в нем, что ведет к дальнейшему возрастанию напряжений и т. д. [c.28]

Выбор материала для рабочих колёс зависит от окружных скоростей. Для высоконапряжённых дисков применяются хромоникеле-молибденовые стали со следующими механическими свойствами предел прочности при растяжении = 80 — К О кг/лж , предел текучести а = 70ч-80 г/жи<2, удлинение Сб = 18-=--i- 12%, ударная вязкость = Ю кгм см Допускаемый запас прочности 2,5-3 к пределу текучести. Особое значение придаётся вязким свойствам металла. Диски изготовляются из специальных поковок. Образцы для механических испытаний берутся из ступицы диска (внутренней части). Металл контролируется на флокены. [c.588]

Лопатки газовых турбин в большинстве случаев охлаждают отводом тепла в диск. При этом в соответствии со сказанным в 16 температура лопатки меняется по длине так, как показано на рис. 127. Предел длительной прочности металла поэтому увеличивается к основанию лопатки и на некоторой части длины лопатки растет быстрее, чем суммарное напряжение асумм- В итоге наименьший запас прочности молсет оказаться не в основании лопатки, где напряжение Осумм достигает максимума, а ближе к ее середине. Это обстоятельство необходимо принимать во внимание при расчете лопаток газовых турбин. [c.165]

Экспериментальное исследование напряжений возможно на натурных деталях и на их моделях. Исследование натурных деталей возможно с помощью проволочных датчиков сопротивления, метода лаковых покрытий, а также с помощью рентгенографии. Однако на металлической модели очень трудно определить величины концентрации напряжений. Это успешно можно выполнить с помощью поляризационнооптического метода на моделях из оптически-активпого материала. Условия работы и условия нагружения таких деталей паровых турбин, как корпусы стопорных и регулирующих клапанов свежего пара, корпусы клапанов промежуточного перегрева, корпусы цилиндров турбин, сопловые коробки, различные элементы паровпуска, близки, особенно в блочных установках, к работе таких элементов паровых котлов, как цилиндрические барабаны, камеры, коллекторы и т. п. Диски, сварные и цельнокованые роторы паровых турбин работают, как правило, при отсутствии знакопеременных нагрузок и при относительно малых температурных градиентах по радиусу. Вследствие этого для них можно в общем случае применить те же коэффициенты запаса прочности, что и для перечисленных выше неподвижных деталей. При всех прочих равных условиях коэффициенты запаса прочности различны для деформированного и для литого металла для литого они более высоки. [c.30]

Смятие представляет собой местную деформацию. Поэтому напряжения смятия на контактных поверхностях хвоста и головки обода диска могут быть допущены относительно большими. Коэффиценты запаса прочности можно принять в этом случае /Ст=1,25 /Сд=1,25 /Сп=0,9. [c.117]

Насадные диски роторов низкого давления обычно работают при температурах не выше 200° С. При назначении коэффициентов запаса прочности совершенно обязательным является условие, чтобы верхний уровень предела текучести материала диска в любой его зоне не превышал предела, указанного в технических условиях. Для дисков с длиной ступицы более 450 мм верхний уровень предела текучести (см. гл. I) пи в коем случае не должен превышать 80 кгс/мм как для стали 34ХНЗМА, так и для аналогичных ей. В каждом случае применения новой стали должна быть определена переходная температура хрупкости для различных размеров и пропорций дисков. Отношение предела текучести к пределу прочности (при комнатной температуре) не должно превышать 0,85. [c.269]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...