Лопатки Расчет напряжений от центробежных сил

Напряжение изгиба от центробежных сил достаточно жестких лопаток будем определять для недеформи-рованного состояния лопатки. Упругие деформации в лопатках предполагаются малыми, и изменением изгибающих моментов от действия центробежных сил в результате прогибов лопатки пренебрегаем. Такой расчет дает несколько завышенные напряжения, так как упругие деформации лопатки, как было сказано выше, разгружают ее. [c.47]

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]

К числу сильно нагруженных деталей относятся также диски газовых турбин, которые, как и рабочие лопатки, подвержены совместному воздействию нагрева и механических нагрузок. Нагружение дисков турбомашин и их прочность подробно рассмотрены в разд. 11.4. Отметим, что среди большого числа факторов нагружения дисков следует особо выделить растягивающие усилия от центробежных сил массы самого диска и закрепленных на нем рабочих лопаток, а также усилия растяжения - сжатия в диске, обусловленные его неравномерным прогревом вдоль радиуса. Данные факторы нагружения являются опасными, так как вызываемые ими напряжения достигают очень больших значений и,кроме того, распределяются почти равномерно по толщине диска. Последнее обстоятельство создает условия, при которых невозможно перераспределение напряжений по толщине диска с ростом нагрузки. При расчете статической местной прочности диска указанные факторы нагружения рассматриваются как основные. [c.262]

На стадии прочностного расчета обороты ротора и их изменение по режимам обычно известны, поэтому можно достаточно точно рассчитать нагрузки от центробежных сил. Средние (расчетные) для данного режима газовые нагрузки также можно определить по данным газодинамического расчета турбины. Однако пока не представляется возможным надежно рассчитать переменные составляющие газовых нагрузок. Поэтому при проектировании лопаток приходится ограничиваться определением напряжений от расчетных газовых нагрузок, а переменные вибрационные напряжения определять экспериментально (тензометрированием) после изготовления опытных образцов изделия. Температурное поле лопатки и его изменение по режимам можно предварительно приближенно рассчитать [8]. Это позволяет определять температурные напряжения. [c.294]

При подборе материалов для лопаток паровых турбин (при условии их удачной конструкции) не возникает проблем. Рабочая часть лопатки представляет собой в сечении криволинейный изогнутый продольно профиль, имеющий длину от 10 до 1800 мм. Как закрепленные, так и вращающиеся лопатки должны сопротивляться напряжениям, возникающим под действием пара, а вращающимся лопаткам сообщается также напряжение из-за действия центробежных сил. Нагрузка, действующая на вращающиеся лопатки со стороны пара при прохождении их через стационарные лопатки, оказывает влияние на величину возникающих циклических изгибающих напряжений, которые достигают максимума при совпадении их частоты с основной или гармонической частотой вибрации лопатки. Если это произойдет, резонансная вибрация вызывает напряжения, превышающие предел устойчивости материала, предусмотренный при изготовлении лопатки. Поэтому сопротивление усталости турбинных лопаток является такой важной характеристикой при расчетах. Если ограничения, накладываемые аэродинамикой на величину сечения, делают невозможным достижение достаточно высокой частоты для конструкции с простой лопаткой, то лопатки необходимо закреплять вместе группами. В американских конструкциях большие лопатки турбин промежуточного давления собирались в группы посредством выточек, которые стыковались с соответствующими выточками соседних лопаток и соединялись сваркой. В Великобритании большие лопатки обычно собирались в группы и сшивались проволокой. В местах, где проволока проходит через выточки, вы-штампованные и проточенные в лопатках, лопатки спаивают твердым припоем. Более маленькие лопатки соединяют на наружном ободе, изготовленном из полосового материала с отверстиями, в которых заклепывают верхние лопатки. [c.224]

Иногда при расчете напряжений изгиба лопатки от паровых усилий не учитывают коэффициент разгрузки %, так как приведенные выше нормы допустимых напряжений на изгиб выработаны без учета разгрузки центробежными силами. [c.46]

Если лопаточный венец имеет бандажное кольцо, антивибрационные полки или проволочные связи, следует определить центробежную силу от этих дополнительных масс, приходящуюся на каждую лопатку, и при расчете растягивающих напряжений в сечениях, расположенных на меньших радиусах, чем соответствующие массы, включить добавочную центробежную силу в выражение для С (г). Обязательно проверяют напряжения в ослабленном из-за отверстия под проволоку сечении. [c.279]

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]

Расчетом достаточно точно определяют напряжеиия в лопатках от действия постоянных газовых нагрузок и центробежных сил, а также соответствующие запасы статической прочности. Эти расчеты служат для выбора исходных размеров лопатки при ее проектировании. Однако большинство дефектов лопаток в эксплуатации бывает связано с действием переменных напряжений, возникающих при вибрациях лопаток. [c.308]

Силы, вызывающие напряжения в рабочей лопатке, складывавзгся из разрывающих усилий от центробежных сил лопатки, бандал а и скрепляющих проволок, а также из паровых усилий на лопатку. Центробежные силы вызывают растягивающие напряжения, а паровые усилия — изгибающие напряжения. Расчет лопатки на прочность сводится к расчету на разрыв от центробежных сил и на изгиб от паровых усилий. [c.229]

Проведя расчеты напряжений на различных режимах работы лопатки, можно построить графики изменения напряжений в характерных точках сечения. На рис. 3.4 приведены результаты расчета суммарных напряженнй на входной В, выходной А кромках и в наиболее холодной точке Г вогнутой стороны охлаждаемой лопатки из сплава ЖСбК при изменении оборотов ротора и температуры в соответствии с кривыми, приведенными на рис. 1.8. Там же показано изменение по режимам средних напряжений, характеризующих нагруженность только от центробежных сил. Максимальная неравномерность температур и максимальные растягивающие напряжения возникают на нестационарном режиме при выходе на максимальный режим. На стационарных режимах напряжения несколько выравниваются. При сбросе оборотов из-за более интенсивного охлаждения кромок температурные напряжения меняют знак. [c.312]

Как бандалс, так и скрепляющая проволока находятся в одинаковых условиях работы центробежная сила собственной массы нагружает на изгиб бандаж между лопатками добавочные изгибающие напряжения возникают от изгиба лопаток (см. 11). При расчете часть бандажа между лопатками рассматривается как балка длиной (шаг по бандажу) с жестко заделанными концами и с равномерно распределенной нагрузкой интенсивностью [c.81]

Для расчета напряженного состояния необходимы данные о скорости вращ ения, газовых нагрузках и температурном состоянии по длине и сечениям лопатки. Учитываются дополнительные изгибающие моменты, возникающие вследствие выносов оси лопатки. Эффектом кручения, возникающего от действия центробежных и газовых сил, обычно пренебрегают. [c.82]

Схематизация лопатки в форме бруса справедлива, строго говоря, лишь для достаточно длинных лопаток. Для коротких лопаток более правильно считать, что лопатка является толстостенной или тонкостенной (в зависимости от толщины профиля) оболочкой. Однако расчет лопатки по схеме оболочки связан с большими трудностями. В настоящее время известны отдельные попытки решения задачи в такой постановке для некоторых частных случаев. В работах А. Д. Коваленко [И], [12] исследуется напряженное состояние лопатки радиальной турбомашины, возникающее в результате ее вращения. При этом лопатка рассматривается как тонкая и короткая цилиндрическая оболочка кругового очертания с опертыми или заделанными в диски криволинейными контурами и со свободными прямолинейными краями. В работе Л. М. Качанова [10] лопасть осевой водяной турбины схематизируется в виде пластины переменной толщины, имеющей форму части кругового кольца, нагруженной давлением и центробежными силами. [c.56]

Если лопаточный венец имеет бандажное кольцо, антивибрационные полки или проволочные связи, следует определить центробежную силу от этих дополнительных масс, приходящуюся на каждую лопатку, и при расчете растягивающих напряжений в сечениих, расположенных на мень- [c.272]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...