Диски Расчет напряжений от действия

Первые две главы посвящены выводу основных уравнений теории упругости для пространственной и плоской задач. В качестве приложения плоской задачи приводится расчет толстостенных цилиндров с днищем от внутреннего и внешнего давления и вращающихся дисков. Исследуются напряжения при действии силы на острие клина и полуплоскость. В пособии рассматриваются контактные напряжения и деформации при сжатии сферических и цилиндрических тел, дан расчет тонких пластин и цилиндрических оболочек, рассматривается кручение стержней прямоугольного, круглого постоянного и переменного сечений, дается понятие о задачах термоупругости, приводятся расчет цилиндров и дисков на изменение температуры, общие уравнения теории пластичности, рассматривается плоская задача, приводятся примеры. [c.3]

Напряжения от действия центробежных сил и температурные напряжения, полученные в результате окончательных расчетов суммируются. Суммарные напряжения отражают напряженное состояние неравномерно нагретого вращающегося диска. [c.225]

Расчет напряжений от сил давления газов для цилиндрического стакана с опиранием по окружности (рис. 70, б) основывается на тех же положениях, что и для напряжений от термического нагружения. Отделяют головку поршня от юбки, определяют силу Р и момент М, действующие в граничном сечении, и сводят задачу вычисления напряжений в схематизированном поршне к расчету диска, опирающегося шарнирно на кольцо радиуса а и нагруженного давлением газов [c.138]

В роторах типа, показанного на рис. 2, в, сварной шов обычно выносят за пределы диска, он разгружен от действия центробежных сил и нагрет до относительно небольших температур (не выше 200 °С). Расчет сварного соединения можно проводить по совместному воздействию изгиба и кручения на вал. Наибольшее касательное напряжение в этом случае [c.288]

Прочность диафрагм отдельно стоящих оболочек целесообразно проверить на действие предельных усилий распора, передаваемых с оболочки на контур N p предельных усилий растяжения в арматуре угловых зон Л пр-р, предельных изгибающих моментов Мцр и сдвигающих сил 5 (рис. 3.20). В частном случае возможно разрушение верхнего пояса в сечении, где оканчивается армирование угловых зон оболочки косой арматурой. Разрушение отдельно стоящих оболочек может происходить от действия сдвигающих сил (рис. 3.20, г). Равнопрочность конструкции в данном случае будет определяться равенством суммы проекций на горизонтальную ось сдвигающих сил в плите у контура 2S силам распора Л пр, действующим на контурный диск. Распределение сдвигающих сил вдоль контура принимается в соответствии с упругим расчетом, а максимальные сдвигающие напряжения равными 3 р (см. работу [39], ч. 2). [c.222]

Все рассуждения велись до сих пор в предположении, что края диска свободны от действия внешних усилий. Эго предположение обычно не соответствует действительности. Посадка диска на вал выполняется в горячем состоянии или с помощью гидравлического пресса с таким натягом, чтобы деформация отверстия диска, вызванная центробежными усилиями, всегда была меньше, чем обратная ей по знаку, деформация при посадке диска, т. е. чтобы в рабочем состоянии диск плотно сидел на вале. Наружный край диска обычно снабжается ободом для закрепления в нем лопаток турбины, при вращении которого возникают дополнительные центробежные усилия, передающиеся на диск. Таким образом, по наружному и внутреннему краю диска обычно действуют некоторые равномерно распределенные растягивающие или сжимающие усилия. Вызванные этими усилиями напряжения в диске могут быть вычислены по формулам, выведенным для расчета толстостенных цилиндров (формулы (25.9) 144). Складывая напряжения по формулам (25.9), а также (29.9) и (29.10), получаем возможность построить полную картину распределения напряжений во вращающемся диске. [c.498]

Пример 2.1. Рассмотрим расчет диска газовой турбины. Результаты расчета диска без учета больших прогибов от растягивающих сил и изгиба приведены в примере 2.2. На рис. 2.6 и 2.7 показаны напряжения растяжения в диске от действия центробежных сил, растягивающей нагрузки Nгь иа наружном контуре и неравномерного нагрева вдоль радиуса. Суммарные напряжения с учетом изгиба от действия распределенной поперечной нагрузки (г) и неравномерного нагрева по толщине также соответственно показаны на рис. 2.6 и 2.7. В данном случае уравнения (2.77) и (2.84) решаются как линейные при этом полагается = О, i-ia-f) = О, = 0. = О, [c.51]

Сочетание статического и вибрационного режимов нагружения. В элементах газовых турбин, например в дисках, лопатках, корпусах, наряду с действием таких силовых температурных факторов, как статические напряжения, стационарные и нестационарные температурные напряжения, наблюдается периодическое возбуждение колебаний указанных деталей при резонансных режимах. На рис. 2.4.3 показано изменение суммарных напряжений от центробежных и газовых сил в лопатке I ступени турбины в течение одного этапа испытаний. В опасных точках газовых турбин чередуются различные комбинации статических а, термоциклических Отц, повторных механических напряжений бц, а также переменных апряжений высокой частоты от вибраций v Если имеет место статическое, а затем вибрационное нагружение, то в расчетах на прочность учитывают способность деталей накапливать повреждаемость от каждого вида нагружения, статического и вибрационного, независимо от наличия предшествующих нагружений другого типа. Условие усталостного разрушения при одновременном действии на деталь вибрационных и статических нагрузок определяют с учетом зависимостей прочности при асимметрии цикла (разд. 2.2). [c.74]

Упрощенные методы расчета напряженного состояния. Наряду с рассмотренными методами, позволяющими учитывать реальные формы поршней и действительные нагрузки, широко применяют методы, в которых производят значительную схематизацию изучаемой конструкции для упрощения процесса расчета напряжений. Выбор расчетной схемы зависит от поставленных целей. Наибольшее распространение получила схема [17], [75] и [76], в основу которой положен схематизированный поршень в виде цилиндрического стакана головка его представлена диском постоянной толщины, а юбка — цилиндром с постоянной толщиной стенки. Несмотря на значительные отличия от реальных конструкций поршней, применение такой схемы дает возможность производить с малой затратой времени сравнительный анализ влияния конструктивных и эксплуатационных факторов на их напряженное состояние. Упрощенные методы полезны также тем, что они облегчают понимание сложных процессов, происходящих в поршне под действием температурных и механических нагрузок. [c.135]

На определенном этапе развития инженерных расчетов запас прочности рекомендовалось определять по суммарным тепловым напряжениям и напряжениям от внешней нагрузки (см., например, [20]). Затем было замечено, что в ряде действующих конструкций из пластических материалов (например, в дисках газовых турбин) суммарные эквивалентные напряжения, подсчитанные в предположении упругости, существенно превышают предел текучести. Стало ясно, что местные пластические деформации, которые при этом возникают, приводят к перераспределению напряжений и не опасны для прочности. Это обстоятельство получило отражение в расчетах по предельному состоянию как известно, предельная нагрузка не связана с тепловыми напряжениями [5]. При достаточно высокой температуре выравнивание напряжений происходит также в связи с ползучестью. [c.209]

На элементы соединения действуют центробежная сила от пера и хвостовика лопатки, центробежная сила выступа диска, окружная и осевая составляющие от газодинамических сил потока. Последние две силы вызывают изгиб элемента соединения лопатки, но влияние их незначительно. Поэтому обычно напряженное состояние элементов соединения определяют только от действия центробежных сил. Расчетная схема представлена на рис. 3.21. При расчете соединения типа ласточкин хвост определяют [c.78]

При расчете напряжений в выступах диска часто ограничиваются определением средних растягивающих напряжений от центробежных сил (в том числе и от лопаточной нагрузки), а в ряде случаев дополняют их оценкой напряжений от смятия на контактных поверхностях и условных изгибных напряжений в зубчиках, задаваясь равномерным распределением напряжений по зубцам. Однако в действительности картина напряженного состояния в выступах диска значительно сложнее. Существенные усложнения напряженного состояния происходят вследствие концентрации напряжений в пазах, неравномерного засорения монтажных зазоров, различия в коэффициентах линейного расширения металла лопаток и дисков, изгиба в осевом направлении под действием осевого градиента температур и, наконец, вибрационных напряжений, возбуждаемых от колеблющихся лопаток. Дополнительные напряжения в диске могут возникать в случае анизотропии механических и физических свойств материала. В зависимости от конструкции диска и условий работы ГТУ соотношения между действующими в разных местах диска напряжениями существенно меняются в некоторых местах дисков максимальными являются радиальные напряжения, в других -тангенциальные. Резкие пуски и остановы машины вызывают иногда столь значительные термические напряжения, что они преобладают над напряжениями от центробежных сил. При работе на пылевидном топливе засоряются монтажные зазоры в пазах дисков, в результате чего меняются условия теплопередачи от лопаток к дискам, а также жесткость закрепления лопаток. Все это влияет на напряженное состояние диска. [c.24]

Проектировочный расчет муфты с торообразной резиновой оболочкой производится по методу допускаемых напряжений. Учитывая, что в большинстве случаев муфта выбирается из условия передачи заданного вращающего момента, в основу проектировочного расчета можно положить зависимость (5.2). Так же, как и для муфт с упругим диском, расчет ведется по величине максимальных, а не номинальных напряжений. Ввиду того что напряжения от зажима бурта и действия центробежных сил при таком подходе не учитываются, рекомендуется величину допускаемых напряжений принять более низкой, чем для упругих дисков (см. п. 4.6), и положить [c.122]

Основными нагрузками, действующими на диски, являются центробежные силы, возникающие при вращении. Определение напряжений и деформаций от центробежных сил — главный этап расчета дисков на прочность. Неравномерный нагрев приводит к возникновению температурных напряжений, которые могут оказаться существенными, особенно при нестационарных режимах работы машин. Равномерно нагретые по толщине, симметричные относительно плоской срединной поверхности диски достаточно рассчитывать только на растяжение. Для дисков сложной формы с изогнутой срединной поверхностью при неравномерном нагреве по толщине или осевых нагрузках и моментах во время расчета следует учитывать изгиб. [c.5]

Результаты расчета того же диска при изгибе поперечными силами (г) представлены на рис. 2.7. Поле температур постоянно по толщине и меняется только в радиальном направлении [рис. 2.7, а Т (г, г) = (/ )], Растягивающие напряжения а° и совпадают с напряжениями предыдущего варианта нагружения. Суммарные напряжения при совместном действии изгиба от сил <72 W и растяжения показаны на рис. 2.7, бив. Прогибы представлены на рис. 2.7, е. [c.39]

Исходя ИЗ практических условий, инженер должен оценить области с большим градиентом деформации и в этих областях, если используются обычные элементы, применять очень мелкие сетки, отвечающие простым элементам, либо применять элементы более высокого порядка. Если используется последний подход, необходимо построить переходные элементы от элементов высокого порядка в областях с резкими перепадами деформаций к более простым элементам в областях, где распределение деформаций по существу однородно или не столь важно для решения задачи. Чтобы выполнить это, полезно использовать элементы высокого порядка с меньшим числом узловых точек на краях, соприкасающихся с более простым элементом [9.101. Эта ситуация иллюстрируется на рис. 9.7 для классической задачи расчета кругового диска, на который действуют две диаметрально противоположные сосредоточенные силы. В разд. 8.7 показано, как построить поля перемещений в элементах с разным числом узлов на соответствующих сторонах. В точке приложения сосредоточенной силы или в вершине трещины, где напряжение в материале теоретически бесконечно (сингулярность напряжений), а также в непосредственной близости от этих точек желательно учесть сингулярность при построении элементов. В конце п. 9.3.3 мы снова вернемся к указанным построениям. [c.278]

Пример 4.2. На рис. 4.4, а показано меридиональное сечение диска газовой турбины. Диск изготовлен из сплава ХН77ТЮР-ВД и работает на трех режимах (табл. 4.1). Распределение температуры по радиусу диска на режиме I приведено на рис. 4.4, г, а суммарные напряжения от действия центробежных сил и нагрева на режиме I на рис. 4.4, б. Напряжения максимальны на внутреннем радиусе диска по результатам упругопластического расчета = = 61,47 кгс/мм на радиусе г= 7,65 см запас по напряжениям с учетом длительности данного режима в этой точке kg = 1,518. Распределение Лд min в зависимости от радиуса показано на рис. 4.4, в. На режимах II и III максимальные напряжения возникают в месте расточки запасы kg на радиусе 7,65 см приведены в табл. 4.1. Эквивалентный коэффициент запаса по напряжениям рассчитан по (4.22), причем в качестве эквивалентного принят режим I. Кривые длительной прочности сплава ХН77ТЮР-ВД приведены на рис. 4.5. По долговечности и напряжениям на режиме II диск достаточно нагружен и этот режим влияет на суммарное повреждение эквивалентное время на режиме II составляет примерно 30% времени на режиме I. [c.121]

При расчете быстровращающихся барабанов и дисков на прочность обыкновенно при-п имают во внимание лишь центробежную силу, развиваемую как ими самими, так и расположенным на их периферии венцом из лопаток, полюсов или других рабочих органов, пренебрегая напряжением от действия окружного усилия, вызываемого рабочим телом, как незначительной величиной по сравнению с полным напряжением. Для упрощения расчета делается допущение, что вся масса, составляющая венец, равномерно распределена по всей внешней поверхности барабана или диска. Вычисленное таким образом напряжение конечно тем меньше действительного, чем в меньшем числе мест сосредоточена масса веща. [c.393]

Напряжения в теле диска пилы. В процессе работы в диске возникают следующие напряжения от действия центробежных сил, из-за перепада температур на внепгнем и внут-регшем контурах диска, а также от воздействия радиальной и тангенциальной составляющих силы резания. Единой методики расчета, учитывающей влияние всех этих сосгавляюгцих, не существует. [c.799]

Радиальное смещение под г-м диском зависит как от кольцевой нагрузки Я ), так и от кольцевых нагрузок соседних с ней 1фк). Влияние соседних дисков будет, естественно, тем большим, чем меньше расстояние между ними. Подсчет радиальных смещений с учетом взаимного расстояния дисков может быть произведен с помощью построения функций влияния для смещений и составления системы линейных алгебраических уравнений, связывающих эти смещения. Однако эта приводит к весьма громоздкому расчету, связанному с вычислением коэффициентов и решением системы N алгебраических уравнений (где N — число дисков). Пренебрежение деформациями вала от действия поверхностных нагрузок приводит к завышению максимальных напряжений не более чем на 25% [18]. В дальнейшем не будем полностью пренебрегать деформациями вала от поверхностных нагрузок, а примем, что смещение участка вала под i-м диском вызывается только влиянием нагрузки и центробежными силами вала и не зависит от действия нагрузок PW при k i. Это приведет к тому, что напряженая на расточке будут завышены не более чем на 10—12%. [c.229]

Асимметричный цикл нагружения. Расчет на прочность таких деталей, как диски и валы, которые работают при действии переменных напряжений на фоне статических напряжений от центробежных сил и термических нагрузок, выполняют на основе гипотеа усталостной прочности для сложного напряженного состояния асимметричного цикла. Для диска характерным является сочетание переменного изгиба с расположением узловых линий по, диаметру или по окружности с двухосным статическим растяжением. Для вала характерным является сочетание переменных напряжений круче-, ния, растяжения и изгиба со статическим крутящим и изгибающим напряжением. Запас усталостной прочности в условиях сложного напряженного состояния можно определить, приведя асимметричный цикл переменных напряжений к симметричному через известные зависимости (Диаграммы предельных амплитуд) [c.85]

Расчет на изгиб от действия момента на внешнем контуре. Начальной изогнутостью срединной поверхности пренебрегаем. Диск считаем жестким и проводим расчет на изгиб от действия только изгибающего момента М,ь — = 60 кгс на внешнем контуре. На рис. 2.8 показано распределение изгибающих моментов М Мд и напряжений (Тизгз- изгв радиальном и окружном направлениях. [c.366]

При решении ряда технических вопросов прочности приходится иметь дело с задачами динамики. Например, при расчете многих машинных частей, участ-вуюпцих в движении, приходится принимать во внимание силы инерции. И напряжения, вызываемые этими силами, иногда во много раз больше тех, которые получаются от статически действующих нагрузок. Такого рода условия мы имеем при расчете быстровращающихся барабанов и дисков паровых турбин, шатунов быстроходных машин и паровозных спарников, маховых колес и т. д. Решение таких задач может быть выполнено без особых затруднений, так как здесь деформации не играют роли мы можем при подсчете сил инерции рассматривать тела как идеально твердые и потом, присоединив найденные таким путем силы инерции к статическим нагрузкам, привести задачу динамики к задаче статики. Эти задачи достаточно полно были рассмотрены в курсе сопротивления материалов, и мы на них здесь останавливаться не будем, а перейдем к другой группе вопросов динамики — к исследованию колебаний упругих систем под действием переменных сил. Мы знаем, что при некоторых условиях амплитуда этих колебаний имеет тенденцию возрастать и может достигнуть таких пределов, когда соответствующие ей напряжения становятся опасными с точки зрения прочности материалов. Выяснению таких условий, главным образом по отношению к колебаниям призматических стержней, и будет посвящена настоящая глава. Как частные случаи рассмотрим деформации, вызываемые в стержнях внезапно приложенными силами, и явление удара. [c.311]

Из гипотезы о недеформируемости сечения неразрезной части пружины следует, что напряженное и деформированное состояние пружины полностью определяется изменением начального угла подъема пружины а, т. е. углом поворота сечения на соответствующий угол г ). Поэтому при расчетах целесообразно в качестве переменной использовать отнощение угла ф к углу а. Исходя из этих соображений при Р ВЫК — о и была получена формула для определения усилия Рнж, действующего со стороны нажимного диска ФС, в зависимости от этого угла [7] [c.115]

Соотношение между значениями указанных напряжений зависит от режима работы ТНА. В момент запуска ТНА на лопатках турбины действует в основном газовая сила, которая в общем случае вызывает изгиб и кручение лопатки. Обычно при определении напряжений принято рассматривать лопатку как консольный стержень, жестко заделанный в диске. При этой газовая сила рассматривается как распределенная по длине стержня поперечная сила. Наличие такой силы приводит к изгибу лопатки. Кручение лопатки под действием газодинамических сил возникает в том случае, если с центром жесткости С не совпадает центр парусности Е — точка приложения равнодействующей газодинамических сил (рис. 11.9). В выполненных конструкциях напряжения изгиба от газовых сил в корневых сечениях лопаток а = (2...6) Ю Па. Напряжения кручения от га-зовых сил значительно меньше, и их обьмно не учитывают при расчете лопатки. [c.277]

А.А. Нигиным разработана программа расчета на ЭВМ кинетики напряженно-де( рмированного состояния дисков методом конечных элементов, алгоритм которой основан на использо-вании теории пластичности с трансляционным упрочнением в формулировке [75] и теории ползучести с анизотропным упрочнением в формулировке [76]. Использование этой программы позволяет рассчитать параметры деформационного критерия. Такие расчеты были проведены применительно к дискам [304], условия испытаний которых приведены в табл. 6.20. Тело диска разбивалось на треугольные элементы, в пределах которых принималась линейная зависимость перемещений от координат (рис. 7.21). Для определения распределения контурной нагрузки, действующей на выступ диска от лопаток, также использовался метод конечны элементов [304]. Пример такого расчета приведен на рис. 7.22. [c.494]

Как показали расчеты, принцип суперпозиции здесь не выполняется. Фактическая зона контакта и величина контактных напряжений существенно отличаются от тех, которые получаются формальным их объединением. Так, если при действии только вращающего момента контакт пальца с диском происходит на дуге abed (рис. 4.6), определяемой углом 3j, а при действии только центробежных сил контакт происходит по дуге def, определяемой углом -фс,, то при одновременном действии обоих силовых факторов контакт осуществляется по дуге b de, определяемой углом Под действием центробежных сил на дуге аЬ возникает зазор между пальцем и диском и давление падает до нуля, а дуга ef разгружается вследствие перемещения пальца под действием вращающего момента. [c.84]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...