Лопатки Газовые силы, действующие на лопатку

Газовые силы, действующие на лопатку 282 [c.689]

Основные виды колебаний. Резонансные колебания вызываются совпадением одной из собственных частот лопатки с частотой переменных газовых сил, действующих на вращающуюся лопатку. [c.309]

При увеличении относительной скорости гУх увеличивается центробежная сила, действующая на лопатки турбины Г2 со стороны газового потока. В этом случае крутящий момент на валу турбины Г2 будет увеличиваться при уменьшении частоты ее вращения. При этом мощность двигателя сначала несколько увеличивается, а затем резко уменьшается. Падение мопщости двигателя вызвано в основном уменьшением частоты вращения силовой турбины Г2. [c.449]

В условиях работы газовых турбин проявляется еще одна слабость металла, называемая ползучестью или крипом. Это связано с возникновением относительно больших центробежных сил, действующих на лопатки при их вращении вместе с диском. В современных авиационных ТРД диаметр диска турбины может достигать 1 метра, а частота вращения — несколько десятков тысяч оборотов в минуту Это приводит к тому, что на лопатки действуют центробежные силы, в десятки тысяч раз превышающие их собственную массу. Под действием такой центробежной силы раскаленная лопатка постепенно удлиняется, сначала медленно, а затем быстрее. В некоторый момент лопатка задевает корпус двигателя и ломается, разрушая, как правило, все остальные. Иногда лопатка разрушается, не задевая корпус двигателя (разрывается). [c.471]

Все лопатки были одинаково изогнуты (почти сложены пополам), что указывает на сплющивание рабочего колеса под действием на разогретые лопатки центробежных сил, после чего лопатки оторвались от диска и вместе с кольцом были выброшены в выходной патрубок машины. Авария дымососа произошла вследствие неплотности газовой перегородки и частичного поступления в дымосос, минуя пароперегреватель и водяной экономайзер, дымовых газов с температурой около 700°С. Газовый короб перед дымососом во время аварии раскалился до красного свечения. Котел перед аварией сильно форсировался и температура уходящих дымовых газов была повышенной, что не было своевременно замечено персоналом вследствие отсутствия прибора. [c.187]

При рассмотрении ряда вопросов теории лопаточных машин и реактивных двигателей возникает необходимость определения сил и моментов сил, действующих на газовый поток со стороны обтекаемых тел, или обратная задача — определение сил воздействия движущегося газа на тела, находящиеся в потоке. Примером таких задач может служить нахождение окружных и осевых усилий, действующих на лопатки компрессоров и турбин, определение силы тяги, создаваемой двигателем и т. п. [c.27]

Лопатки сопловых аппаратов рассчитываются на действие изгибающих нагрузок от газовых сил как двухопорные балки (лопатки первой ступени) и как консольные или шарнирно-соединенные балки (второй и следующих ступеней) при косом изгибе. Для сопловых лопаток расчет на циклическое нагружение, вызванное действием термических усилий, имеет особое значение ввиду возможных забросов температур газа. Неравномерность температуры газа в окружном направлении, как показано в работе [2], может достигать 25—30%, это приводит к превышению рабочих значений температур на лопатках соплового аппарата на 50—150° С. Поэтому наиболее частым дефектом этих детален является их растрескивание от действия циклических термических напряжений (см. 1). [c.83]

В реально выполненных ступенях осевого компрессора между лопатками рабочего колеса и внутренней поверхностью корпуса всегда имеется конструктивный зазор Аг (рис. 2.38), величина кото-юго зависит от размеров компрессора и качества его выполнения. 1ри этом реальный зазор в рабочем состоянии компрессора может заметно отличаться от монтажного (контролируемого при сборке компрессора) вследствие радиальных деформаций деталей ротора и корпуса под действием центробежных и газовых сил и вследствие теплового расширения. Обычно у прогретого двигателя рабочий зазор оказывается меньше монтажного. Наличие радиального зазора оказывает существенное влияние на работу прилегающих к нему участков лопаток. Под влиянием разности давлений на во- [c.91]

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]

Неравномерность поля давлений и температур в газовом потоке перед рабочими лопатками турбины вызывается неравномерной работой форсунок и камер сгорания. В результате этого на лопатки действуют периодически изменяющиеся силы давления газового потока, которые и вызывают их вынужденные колебания. Частота импульсов давления, а следовательно, и частота колебаний лопаток очень велика. [c.100]

Газовые силы (в кгс/см), действующие на единицу длины рабочей лопатки (рис. 8), определяют но формулам [c.281]

В длинных лопатках действительные напряжения изгиба от газовых сил получаются меньше, чем по приведенным формулам, благодаря разгружающему действию центробежных сил на упругих прогибах лопатки. [c.285]

Действие центробежных сил приводит к тому, что суммарный изгибающий момент, а следовательно, и прогиб лопатки будет меньшим, чем от действия только газовых сил. Меньшими будут и напряжения изгиба лопатки. В выполненных конструкциях лопаток ТНА напряжения изгиба от действия центробежных сил в корневом сечении лопатки обычно составляют = (3...7)10 Па. Таким образом, на соответствующее значение удается уменьшить напряжения изгиба от газовых сил. Это обстоятельство специально используют для разгрузки лопаток от чрезмерно больших напряжений изгиба газодинамическими силами. [c.288]

Лопатки газовых турбин работают в тяжелых условиях и испытывают высокие переменные напряжения растяжения и меньше напряжения изгиба, вызывающие усталость материала. Температура иагрева лопаток без воздушного охлаждения 750—880° С На лопатки и диски компрессора и турбины действуют большие центробежные силы. Например, центробежная сила лопатки турбины достигает 80—250 кН, центробежная снла лопатки сверхзвукового компрессора 80—100 кН [c.19]

Лопатки компрессоров. На лопатки как осевых, так и центробежных компрессоров обычно действуют значительные вибрационные нагрузки. В связи с этим основными требованиями являются высокая усталостная прочность материала и его способность к демпфированию колебаний. Поскольку в компрессорах конструкционное демпфирование играет сравнительно меньшую роль по сравнению с аэродинамическим, а иногда и демпфированием в материале, то выбор материала лопаток и режима его термообработки проводят с учетом требования получения декремента затухания максимально возможного значения. Следует иметь в виду, что логарифмический декремент затухания колебаний у широко применяемых для лопаток хромистых сталей с повышением температуры, уровня вибрационных и растягивающих напряжений увеличивается. Тем не менее вибрационные напряжения в рабочих лопатках иногда достигают 200 МПа. Так, повреждения от ударов посторонним предметом или коррозионные повреждения (коррозионное растрескивание) являются концентраторами, резко снижающими усталостную прочность лопаток. Поэтому используются все меры, позволяющие повысить предел усталости, в частности соответствующая обработка поверхности. Требования коррозионной стойкости материала и его сопротивления коррозионной усталости являются особенно важными для компрессоров газовых турбин, работающих в морских условиях. Материал компрессорных лопаток, работающих на загрязненном воздухе, должен противостоять эрозии. В противном случае сопротивление эрозии должно обеспечиваться применением специальных покрытий. Под действием центробежных сил в лопатках возникают растягивающие напряжения, поэтому материал должен также обладать определенным уровнем прочностных свойств при рабочих температурах. Особенно существенным становится это требование для высокооборотных компрессоров. В компрессорах с большими степенями сжатия температура лопаток может достигать уровня, при котором необходимо учитывать изменение характеристик материала во времени, в частности сопротивление ползучести. [c.40]

В связи с вращением лопатки испытывают действие напряжений от центробежных нагрузок. Центробежное усилие, приложенное к единице массы на полувысоте рабочей лопатки, в 13-90 тыс. раз превышает силу тяжести. Напряжения от центробежных сил находятся в диапазоне от 69 МПа в среднем сечении лопастей лопаток первой ступени промышленных турбин до 277 МПа в сечении корневой части интенсивно охлаждаемых рабочих лопаток турбины авиадвигателей и последней ступени промышленных газовых турбин. Напряжения около 17 МПа возникают на последних ступенях турбовентиляторов авиадвигателей. Стремясь извлечь максимум энергии рабочего потока в промышленных газотурбинных установках, размеры кольцевой зоны последней ступени делают больше, чем в турбинах авиадвигателей. Поэтому у первых напряжения в корневом сечении рабочих лопаток обычно выше, чем у последних. Сочетание повышенных температур и напряжений порождает проблему ползучести рабочих лопаток и делает ее предметом главной заботы конструкторов, которые обычно выбирают для изготовления лопаток один из сплавов, обладающих наиболее высоким сопротивлением ползучести. [c.60]

Конструктивные схемы рабочих лопаток турбин показаны на рис. 1. В газовых турбинах применяют лопатки с елочным замком — бандажные (рис. 1, а) и безбандажные (рис. 1, б). Бандаж располагают по наружному радиусу лопаток он образуется замыканием верхних (бандажных) полок. Нижние полки лопаток образуют граничную поверхность проточной части, но не соприкасаются между собой. Лопатки Часто имеют удлиненную ножку для изоляции диска турбины от действия высоких температур газа. Заделка лопатки происходит по первым зубцам замкового соединения в результате действия центробежных сил. В паровых турбинах рабочие лопатки Часто закрепляют в диске с помощью Т-образных (рис. 1, в) и грибовидных (рис. 1, г) Замков. [c.229]

Еще одним видом соединения лопаток с диском является шарнирное крепление (рис. 3.20). Конструкция данного соединения предусматривает установку лопатки 4 с зазором относительно щти а 2 и обода диска 1. От осевого перемещения штифт фиксируется втулкой 5 и заклепкой 3, развальцованной на втулку 5. Наличие зазоров позволяет лопатке под действием изгибающих моментов от газовых и центробежных сил поворачиваться относительно штифта, установленного в диске с натягом. При этом осуществляется практически полное взаимное уравновешивание действующих изгибающих моментов, т. е. напряжения изгиба в лопатке при оценке ее прочности можно не учитывать. [c.77]

В воздушно-проходном сепараторе разделяемый материал в потоке газа поступает в кольцевое пространство, в котором скорость воздушного потока снижается в несколько раз и крупные частицы под действием силы тяжести выпадают из него и удаляются через патрубок. Воздушный поток далее проходит через тангенциально установленные лопатки, приобретая вращательное движение. В этот момент под действием центробежных сил более крупные частицы отбрасываются на стенки конического корпуса сепаратора, опускаются по ним и выводятся через другой патрубок. Газовый поток с мелкими частицами поступает в циклон. [c.210]

В рабочих лопатках турбин напряжения различны в кромках и в центральной части и неодинаковы по высоте пера лопатки. На рис. 4.5 [3] показано распределение суммарных (от действия центробежных и газовых сил и неравномерной температуры) напряжений и температур по контуру и срединной линии охлаждае- [c.84]

Лежащий на опорах вал (рис. 4) изгибается под действием веса закрепленного на нем диска. Деформацию изгиба испытывают также рельсы, балки, зубья шестерен, лопатки газовых турбин и многие другие детали. Для определения величины внутренних сил при изгибе также пользуются методом сечений. Найдя из условий равновесия вала (балки) в целом опорные реакции (на рис. 4 они равны 0,5 Р), проводят мысленно поперечное сечение, отбрасывают одну часть вала и рассматривают условия равновесия оставшейся части. Внутренние силы, действующие в плоскости поперечного сечения Л, сводятся к поперечной силе Q и иагибаюше.иу моменту М (в рассматриваемом [c.8]

Профильная часть лопатки и хвостовик подвержены действию повышенных температур, статическим напряжениям от центробеж ных и газовых сил и переменным напряжениям от вибраций. Статические напряжения растяжения в профильной части лопаток 100. .. 300 МПа, а температура около 1000° С. Переменные напряжения изгиба на резонансных режимах могут достигать 150 МПа. Статическая напряженносто елочных хвостовиков в поперечнотй сечении над первым зубом составляет 100. .. 200 МПа растягивающих напряжений и температурах 450. .. 750° С. Статическую напряженность хвостовиков лопаток компрессоров, имеющих профиль типа ласточкин хвост , оценивают о.бычно по напряжениям смятия, которые равны 100... 1>50 МПа для стальных и титановых лопаток. Рабочая температура хвостовика лопатки может достигать [c.121]

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]

Газовые силы, Н/м, действующие на единицу дликы рабочей лопатки (рис. 8), определяют по формулам [c.274]

На рис. 15.35 показана схема одновального ГТД. При вращении компрессора под действием центробежных сил воздух отбрасывается к периферии ра чего колеса. В этом случае на воде в колесо создается разрежение, а поэтому воздух непрерывно поступает в компрессор. В компрессоре воздз х сжимается в несколько раз, в результате чего повышается его давление и температура. Так как давление воздуха после компрессора больше давления окружающей среды, то он стремится выйти в окружающую среду, двигаясь по каналу к выходу. После рабочего колеса воздух поступает в диффузор, представляющий собой расширяющиеся каналы (рис. 7.40). В диффузоре он тормозится, а поэтому его давление увеличивается (при торможении кинетическая энергия потока превращается в потенциальную энергию давления). Из диффузора воздух поступает в камеру сгорания, в которую через форсунку подается топливо. Топливо, смешиваясь с воздухом, сгорает, выделяя большое количество тепловой энергии. Смесь газов (рабочее тело) сильно нагревается (повышается его температура). Так как камера сгорания открыта, то при сгорании топлива давление рабочего тела не повышается, хотя оно сильно нагревается. Давление рабочего тела почти такое же, как и на выходе из диффузора. Из камеры сгорания рабочее тело поступает на лопатки соплового аппарата, где расширяется. Давление рабочего тела на выходе из соплового аппарата равно давлению окружающей среды. В сопловом аппарате происходит преобразование потенциальной энергии давления (сжатое в компрессоре рабочее тело подобно пружине) в кинетическую энергию потока. С большой скоростью газовый поток поступает на рабочие лопатки турбины, имеющие криволинейный профиль, в результате чего возникает центробежная сила Р (рис. 7.47), заставляющая рабочее колесо турбины вращаться. Принципиально работа газовой турбины не отличается от работы паровой турбины, рассмотренной ранее. Отличие состоит только в рабочем теле (водяной пар или смесь продуктов сгорания топлива). [c.447]

Ползучесть кеталлов. Начальные сведения о ползучести были сообщены в 72. В настоящее время вопрос о расчете на ползучесть при проектировании изделий, работающих при высоких температурах, приобрел, очень большое практическое значение. До недавнего времени с ползучестью сталкивались главным образом в энергомашиностроении при проектировании паровых и газовых турбии. Диск и лопатки турбины находятся под действием больших нагрузок от центробежных сил, и долговечность их определяется в первую очередь ползучестью. Развитие сверхзвуковой авиации И реактивной техники вызвало к жизни и новые задачи, связанные с ползучестью. Обшивка самолета, корпус ракеты испытывают значительный аэродинамический нагрев при скоростях, превышающих скорость звука. [c.427]

Установлено, что по мере увеличения числа циклов (перераспределения напряжений) величина размаха полных деформаций Ае не изменяется. Отсюда следует, что при постоянных форме, периоде, max цикла и величине статической нагрузки величина Ас может быть принята в качестве параметра, характеризующего долговечность лопаток. Таким образом, для оценки долговечности лопаток можно использовать упрощенный метод [253], основанный на сопоставлении расчетных значений Ае (на основе упругого расчета) с данными, характеризующими сопротивление термической усталости материала Np - /(Ае) при ах = onst, Тц onst, полученными при испытании образцов по методике Коффина. Этот метод не учитывает возможных влияний статических напряжений в лопатках, образуюпщхся цод действием центробежных сил и изгибающих моментов, вызванных действием газового потока. [c.461]

Случай малой силы сухого трения. Для получения зависимости прогибов ротора от оборотов необходимо прежде всего вычислить прогибы ротора под диском, считая его трехопорным, по формуле (VI. 5). Аналогичные вычисления необходимо сделать и для двухопорной схемы ротора. Прогибы в этом случае определяются по формуле (VI. 5), но коэффициенты а, Ь, с, d уже вычисляются по приведенным ниже соотношениям. Далее, необходимо вычислить величины прогибов в момент вступления в работу ограничителей деформации в опоре, что может быть либо при малой величине зазора, либо при большом дисбалансе, либо при неудачном выборе величины затяжки пружин. Следует заметить, что по эксплуатационным и конструктивным соображениям параметры опоры нужно подобрать так, чтобы при нормальных и повышенных дисбалансах ограничители не действовали их работу можно допустить только при аварийных величинах дисбаланса. На фиг. 87 представлен возможный вид решений при величине эксцентриситета е = 0,002 см, который обычно бывает при эксплуатации газовой турбины. Следует заметить, что эта величина эксцентриситета приблизительно в 10 раз больше величины, устанавливаемой на балансировочном станке. Возрастание дисбаланса объясняется тем, что газовая турбина работает в условиях высокой температуры ее диск часто находится в пластическом состоянии, наблюдается вытяжка лопаток, замков и пр. Более того, возможна и некоторая расцентровка деталей ротора. При возникновении дефектов у турбины обгара кончиков лопаток, обрыва их частей и т. д., эксцентриситеты могут быть более е = 0,01 см. Так, обрыв одной лопатки вызывает эксцентриситет е = 0,1 см. Такие величины дисбалансов будем называть аварийными. [c.180]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...