Лопатка Проектирование

При выборе технологического процесса изготовления отливок учитывают назначение и конструкцию изделия, серийность производства и марку сплава. Например, детали из жаропрочного сплава (чугуна) - Седла клапанов для двигателей внутреннего сгорания можно отливать двумя способами в оболочковые формы и по выплавляемым моделям. Лопатки ГТД возможно получать только способом по выплавляемым моделям. Поэтому прежде чем приступить к проектированию технологического процесса изготовления жаропрочной отливки, необходимо выбрать наиболее рациональный способ ее производства, который наряду с требующимися служебными свойствами изделия обеспечил бы наиболее высокие технико-экономические показатели производства и экономный расход материалов. [c.113]

При проектировании технологического процесса литья турбинных лопаток ГТД необходимо толщину стенок рабочих охлаждаемых лопаток устанавливать согласно отраслевому стандарту ОСТ 1.41793-78. В зависимости от длины лопатки (40 - 400 мм) толщина стенок (6) может составлять 0,7 - 6,0 мм (см. табл. 29), а допуски на них приведены в табл. 29 - 33. [c.138]

Следующая стадия — проектирование детали или узла. Главным расчетным условием для большинства вращающихся деталей является центробежная сила. Это означает, что в вентиляторной лопатке, например, основная доля (около 60%) волокна располагается в радиальном направлении. Однако напряжения в лопатках распределяются неравномерно. На рис. 18 приведен типовой [c.62]

Это отношение должно быть близким единице, если нет проверенного опытом и показавшего высокий к. п. д. образца, которому в достаточной степени строго следуют при проектировании нового колеса. Расчёт наружного диаметра колеса Вг вытекает из плана скоростей при выходе потока из колеса (фиг. 30). Меридиональную составляющую скорости потока при выходе без учёта стеснения сечения лопатками с 2 выбирают обычно равной или меньшей до 0,5 от, если к тому есть специальные соображения, например, стремление получить более широкое [c.351]

Экспериментальное определение частот и форм собственных колебаний. Расчет-но-теоретическое определение частот и форм собственных колебаний лопаток в достаточной степени сложно, поэтому в практике проектирования нередко прибегают к опытному определению частот собственных колебаний и узловых линий соответствующих форм (эти линии дают хорошее качественное представление об изогнутой поверхности). Для этой цели одна изготовленная лопатка или ее модель защемляется хвостом в горизонтальном положении и к одной из ее точек контура подводится механический или электродинамический возбудитель колебаний, причем частота плавно меняется от низших к высшим частотам в пределах звуковых частот (20—20 ООО гц). [c.424]

При проектировании проточной части турбины профиль направляющей лопатки и горло принимаются по среднему диаметру диафрагмы. В связи с тем, что выходные кромки, как правило, располагаются радиально, то к периферии шаг лопатки увеличивается, а к корню уменьшается, что в свою очередь приводит к изменению горлового сечения. При высоких лопатках, где длины окружности периферического и корневого сечений значительно отличаются от среднего, может получиться, что принятое по среднему диаметру положительное горло на периферии получится нулевым или даже отрицательным. Этого стараются избежать поэтому при постоянном радиусе и угле кривизны штамповки лопатки приходится изменять длину прямолинейного участка, увеличивая ее на периферии и уменьшая у корня, что при постоянной ширине лопатки В и угле установки на выходе а приводит к изменению прямолинейной части лопатки К на входе, следовательно, развернутая длина дуги криволинейной части лопатки S по высоте лопатки остается постоянной. В вариантах /, //, III приведены такие профили лопаток. В вариантах IV и V изменение прямолинейного участка / при постоянных углах а и ai, а также R = О приводит к изменению угла штамповки радиуса R, а следовательно, развернутая длина кривизны S будет переменной. Теоретически закон изменения угла происходит по эллипсу, но [c.98]

На отрезке X в выбранном нами сечении представлена величина так называемого горла сопла, которое нам желательно сохранить по всей высоте лопатки. При проектировании направляющих штампованных лопаток с высотой канала от 50 мм и выше выбирают такой угол наклона линии прогиба лопатки, при котором проекция этой линии изгиба на плоскость соседней лопатки будет параллельна выходной кромке этой лопатки. Это способствует сохранению перекрыши X по высоте лопатки. Для каналов с высотой менее 50 мм увеличение [c.123]

Фиг. 77. Проектирование штампованной лопатки на плоскость диафрагмы для определения углов.

Таким образом определены величины угла поворота штампа угол р и угол у, на который срезается входная кромка, с тем, чтобы лопатка не выступала за торцевую плоскость диафрагмы. Величины прямолинейных участков на входе и выходе в среднем сечении задаются при проектировании либо определяются во время эскизирования суще-ствуюш,ей лопатки. Развернутая длина участка изгиба профиля лопатки S подсчитывается по формулам, приведенным в разделе VII. [c.126]

Этим заканчивается проектирование развертки штампованной лопатки точным методом. Этот метод пригоден для развертки лопаток [c.135]

Наиболее трудной частью проектирования лопатки переменного профиля является выбор взаимного положения отдельных поперечных сечений и ориентация их относительно хвостовика лопатки. [c.20]

Это легко сделать в лопатках постоянного по высоте профиля. При проектировании лопаток переменного профиля рекомендуется, чтобы корыто и спинка по всей высоте представляли собой части цилиндрических или конических поверхностей это чает механическую обработку лопаток. [c.21]

В длинных лопатках эти напряжения, а также напряжения изгиба от аэродинамических сил, действующих на лопатку, достигают больших значений. В этом случае применяют так называемый погиб лопатки, под которым понимают смещение профиля параллельно самому себе. Величину и направление смещения рассчитывают таким образом, чтобы изгибающий момент от центробежных сил в каждом сечении частично или полностью компенсировал изгибающий момент от аэродинамических сил. Проектирование и обработка лопатки в этом случае усложняются. [c.21]

Известно, что при проектировании лопаток ограничиваются обычно расчетами статических напряжений и определением частотных характеристик лопаток. Кроме того, привлекаются дополнительные материалы, базирующиеся в основном на анализе статистических данных по авариям с рабочими лопатками. Переменные напряжения в лопатках в настоящее время не рассчитываются, поскольку нет необходимых сведений о возмущающих усилиях и о рассеянии энергии колебаний в лопатках. [c.6]

Большое значение для будущего развития паровых турбин имел опыт работы с мощными колесами Кертиса. Максимальный расход пара этой турбиной близок к его расходу турбиной К-50-29. Поэтому проектирование прочных лопаток колеса Кертиса было трудной задачей, особенно для режима, при котором открыт всего один клапан, так как в этом случае перепад энтальпии на регулировочную ступень получался гораздо большим, чем при расчетном режиме. При парциальном впуске нестационарный поток порождал большие переменные силы, действующие на лопатки. Имея в виду эти силы, в лопатках допускались очень небольшие напряжения от парового изгиба -—всего 12— 15 МПа. Несмотря на это, все же были усталостные поломки в первом ряду лопаток колеса Кертиса. [c.10]

При проектировании ЧВД играли большую роль концевые потери. Но они качественно и количественно учитывались неточно. Это особенно относилось к протечкам у периферии и корня ступени. Недооценивалась возможность появления отрицательной степени реактивности в корневых сечениях ступеней как с относительно короткими, так и длинными лопатками, что могло приводить к срывным явлениям. [c.14]

Это особенно касается лопаточного производства в связи с его централизацией. Проблема аэродинамики настолько изучена, что потребности крупного турбиностроения могут быть удовлетворены ограниченным числом профилей. Возможна также стандартизация целых ступеней с длинными лопатками. Наконец, высший уровень унификации должен охватывать такие объекты, как ЦНД в целом. При правильной постановке перспективного проектирования унифицированный ЦНД может применяться в турбинах как для АЭС, так и для ТЭС. [c.28]

Противодавление за ЦНД выбирается, как указывалось, в широком диапазоне в зависимости от средств охлаждения и условий эксплуатации турбины. Это связано с особыми требованиями к проектированию последней ступени. Действительно, если, например, противодавление увеличивается в три раза и приблизительно в той же пропорции возрастает плотность пара, то при сохранении его объемного расхода и кинематики потока усилия от парового изгиба на лопатки также повышаются в три раза. Поэтому с ростом противодавления при одновременном увеличении массового расхода пара рабочие лопатки ЦНД должны иметь усиленные профили с большой хордой. При этом можно выполнять профили РЛ для различного вакуума приблизительно подобными и в основном сохранять аэродинамические свойства РК. [c.45]

В целом эти первые турбины высокого давления с промежуточным перегревом пара оказались вполне прогрессивными. Опыт их эксплуатации позволил уверенно применять промежуточный перегрев пара во всех последующих мощных конденсационных турбинах высокого давления и весьма содействовал усовершенствованию конструкций цилиндров, проточных частей высокого давления, клапанов, лабиринтовых уплотнений и систем регулирования. Большое значение имело также создание новой двухъярусной лопатки для ЧНД, возродившей это перспективное направление в проектировании ЦНД. [c.66]

Базой для проектирования проточной части ЦНД послужила ступень с лопаткой /2= 1400 мм, d.2 = = 4100 мм, di —2,9 и 5 = 18 м2. Удельный расход пара последним РК — около 33 т/(м -ч). Давление за ЦВД составляет 3,6 МПа, за ЦСД 0,37 МПа. [c.81]

По вопросу выбора параметров пара для таких турбин в настоящее время высказываются различные мнения. Некоторые специалисты считают, что для термоядерных установок потребуются турбины, рассчитанные на начальное давление до 40— 50 МПа с температурой пара до 1300 К. Такие турбины могут оказаться эффективными при использовании чисто паротурбинного цикла. При их создании будет полезен опыт проектирования, изготовления и эксплуатации высокотемпературных паровых турбин (в частности, Р-100-300/650), а также успехи в разработке высокотемпературных газовых турбин с охлаждаемыми лопатками. Другой путь, с нашей точки зрения более эффективный,— использование комбинированных установок с МГД-генераторами и высокотемпературными газовыми [c.260]

Упомянутые концентрические слои обычно не являются строго цилиндрическими. Однако поскольку в ступенях со сравнительно короткими лопатками отклонение рабочего вещества в радиальном направлении при течении его в проточной части ступени мало, а проектирование ступеней со сравнительно длинными лопатками в настоящее время выполняется с использованием условия радиального равновесия среды, то приближенно можно считать поверхности тока в основной части потока цилиндрическими. Тогда, развернув интересующее сечение (на том или ином радиусе) на плоскость, получают плоский поток через решетку профилей (рис. 1). Здесь имеются в виду ступени с цилиндрической проточной частью. [c.7]

Как показали исследования [20 и др. ], при вращении ротора среда, движущаяся в пограничном слое на лопатках, в радиальном направлении не уравновешена. Радиальные составляющие скорости в пограничном слое имеют место и в том случае, если проектирование облопачивания выполнено из условия радиального равновесия в контрольных сечениях основной, незаторможенной в пограничном слое части потока. Профиль скоростей по толщине слоя закручен (рис. 6). По всей высоте лопаток поток в пограничном слое является трехмерным. Например, в турбине, в венце направляющих лопаток он отклоняется от направления движения потенциальной части потока к центру в венце рабочих [c.23]

В связи с увеличением перепада энтальпии на рабочей лопатке за счет использования энергии выхода пара из сопла при проектировании устройства применен искусственный прием, заключающийся в увеличении перепада за счет снижения энтальпии за ступенью. Поскольку в потоках, параллельных основному, указанного выше роста перепада энтальпии нет, то в цепях устройства, моделирующих зазор над бандажом и разгрузочные отверстия, предусмотрены компенсационные сопротивления, на которых срабатывается излишняя для этих цепей разность потенциалов. [c.218]

Газовая турбина имеет пять ступеней. Скорость вращения вала турбокомпрессорной группы равна 5650 об/мин. При проектировании ротора турбины был широко использован опыт конструирования паровых турбин. Рабочие лопатки сделаны из сплава Нимоник и имеют бандаж. [c.181]

При проектировании этих турбин прежде всего возникла задача дальнейшего увеличения размеров лопаток последних ступеней с тем, чтобы турбоагрегаты можно было выполнить с небольшим числом выхлопов. В результате большой творческой работы коллективов ХТЗ им. С. М. Кирова и ЛМЗ были созданы уникальные ступени, по своим размерам превышающие разрабатываемые в настоящее время за рубежом (при п = 3000 об мин). Длина рабочей части последней лопатки ХТЗ им. С. М. Кирова составляет 1050 мм при среднем диаметре 2550 мм, а в конструкции ЛМЗ —960 мм при среднем диаметре 2480 мм. Окружная скорость лопатки иа ее периферии [c.28]

При конструировании рабочих лопаток основное внимание уделяется трем факторам проектированию профильной части лопатки, обеспечивающей высокие аэродинамические характеристики ступени, созданию надежной лопатки с точки зрения статической и вибрационной прочности и технологичности изготовления лопатки. [c.32]

Неравномерность давления парового потока особенно неблагоприятна в условиях резонансного колебания лопаток. Напряжения, возникающие при этом в лопатках, во много раз превосходят статические напряжения изгиба. Поэтому при проектировании и изготовлении турбин необходимо особое внимание уделять, во-первых, отстройке рабочих лопаток от резонанса, во-вторых, сведению к минимуму всех неблагоприятных факторов, влияющих на неравномерность давления пара. [c.35]

При проектировании и предварительных расчетах лопаток формула (9) или табл. 1 дают возможность довольно быстро оценить величину центробежной силы и напряжения в корневом сечении лопатки переменного сечения. [c.38]

Обычно при проектировании лопаток в первую очередь определяют корневое, среднее и верхнее сечения. Предположив, что площади лопатки изменяются по степенной зависимости выражения (6), можно найти показатель степени р по формуле [c.39]

Напряжения изгиба от центробежных сил в любом сечении возникают тогда, когда центр тяжести этого сечения не лежит на радиальной линии, проходящей через центр тяжести вышележащей части лопатки. В лопатке постоянного с ечения центры тяжести всех сечений лежат на прямой. Очевидно, что в такой лопатке совмещение линии центров тяжести сечений с радиальной линией сводит к нулю изгибающие напряжения от центробежных сил. В лопатках переменного сечения центры тяжести сечений лежат на пространственной кривой. В этом случае ввиду несовмещения всех точек кривой центров тяжести сечений с радиальным направлением в сечениях лопатки появляются дополнительные изгибающие моменты от центробежных сил. В очень длинных лопатках эти моменты достигают значительных величин, и при проектировании их можно устранить только при помощи так называемого погиба лопатки (см. гл. II). [c.46]

В проектировании современных мощных конденсационных турбин одной из важнейших задач считается создание надежной и экономичной последней ступени, особенно рабочей лопатки. [c.60]

При проектировании обычно отсутствуют точные данные о величине переменных возмущающих сил, действующих на рабочие лопатки. Вследствие этого строго ограничивают величину расчетных допускаемых напряжений от воздействия пара на рабочую лопатку, так называемых напряжений парового изгиба, т. е. суммарных напряжений парового изгиба от аэродинамического воздействия парового потока и от перепада давления на рабочую лопатку. Последний представляет собой разность давлений в зазорах перед и после рабочей лопатки давление, как правило, изменяется в радиальном направлении (по длине лопатки). [c.116]

Геометрический синтаз заключается в конкретизации геометрических свойств проектируемых объектов и включает в себя охарактеризованные выше задачи оформления конструкторской документации, а также задачи позиционирования и синтеза поверхностей и траекторий. К задачам позиционирования относятся задачи взаимного расположения в пространстве деталей заданной геометрической формы, например задачи выбора баз для механической обработки детален сложной формы, синтез композиций из заданных деталей и т. п. К синтезу поверхностей и траекторий относятся задачи проектирования поверхностей, обтекаемых потоком газа или жидкости или направляющих такой поток (крыло самолета, корпус автомобиля, лопатка турбины), синтеза траектории движущихся рабочих органов технологических автоматов, синтеза профилей несущих конструкций и др. [c.72]

Эти силы действуют не только на газ или жидкость, но и на тело вращающегося колеса и на укрепленные на нем лопатки. Больпше (из-за большой угловой скорости вращения ш колеса турбины) массовые силы инерции приводят к огромным разрывающим напряжениям в теле колес и, особенно, в лопастях (лопатках) турбин. В основном именно поэтому приходится ограничивать величину угловой скорости вращения турбин и воздушных винтов. В связи с этим условием прочности турбин в их стальных лопастях и лопатках не допускаются окружные скорости, превышающие 700 м сек. Это является серьезным ограничением, которое необходимо учитывать при проектировании воздушных винтов и вращающихся колес. Очевидно, что в профилированных элементах неподвижных направляющих аппаратов такого рода разрывающих напряжений не возникает. [c.109]

Когда будет завершена унификация отдельных частей турбин, проектировщики получат предписываемый стандартами набор отдельных деталей турбоагрегата, и общая часть проектирования сведется к конструированию турбоагрегата путем набора стандартизованных ступеней, облопаченных стандартизованными лопатками. После этого останется только детально рассчитать показатели качества работы набранных отсеков турбоагрегата. [c.29]

Анализ показывает [74j, что преднамеренный разброс шагов может привести к значительному снижению амплитуд гармоник возмущающих сил по сравнению с последними в случае равномерного распределения лопаток в направляющем аппарате. Данной проблемой занимались исследователи [74, 82 и др.]. Рассмотрим метод проектирования направляющих решеток с преднамеренным разбросом шагов, предложенный в [74]. Пусть в решетке сопловых лопаток имеется несколько сегментов и в каждом из них свой шаг лопаток, постоянный в пределах сегмента. Разложим в ряд Фурье возмущающую силу от каждого сегмента, которая мох<ет быть графически лредставлена синусоидой с числом волн, равным числу направляющих лопаток в сегменте. Тогда для первого сегмента круговая частота со1=2я//ь где /i —время прохохедения рабочей лопаткой одного шага направляющих лопаток первого сегмента. Пусть за время одного оборота Т происходит Zi колебаний лопаток. Можно показать, что уравнение огибающей амплитуд возмущающих сил для лопаток первого сегмента направляющего аппарата мол<ет бьпь представлено в следующем виде [c.93]

К началу тридцатых годов многие фирмы купили лицензии на изготовление турбин по проектам проф. Лёзеля, главного конструктора завода Эроте Брюннер Машиненфабрик . Он предложил реактивные турбины с очень малыми перепадами энтальпии на каждую ступень и потому с огромным общим числом ступеней. К тому же, лопатки устанавливались с очень малыми радиальными зазорами. По мнению изобретателя, при малых скоростях потока следовало ожидать очень высокий к. п. д. турбины. Идея основывалась на опытах Британского общества инженеров-механиков с турбинными решетками в зоне малых скоростей пара. Но эти опыты, как выяснилось позднее, были неточными. Да и вообще опыты только на неподвижных решетках не могли служить достаточной базой для проектирования принципиально новых типов турбин. Но в то время и позднее находил признание тезис что дает хорошие результаты в неподвижных решетках, то хорошо и для турбин. Этот тезис при распространенных тогда методах испытаний реше- [c.12]

В соответствии с новыми требованиями к паровым турбинам конструкторы сосредоточили внимание на освоении новых материалов, на создании последних ступеней ЦНД с предельной для данного этапа ометаемой лопатками площадью, на конструировании новых типов высокоэкономичных цилиндров, на проектировании устойчивой системы валопровода и на решении ряда других сложных задач новышения экономичности, надежности и маневренности блоков, а также на совершенствовании их управления и автоматизации. На этой основе выполнялись конденсационные и теплофикационные турбины, а также специализированные маневрен-ные блоки. [c.65]

Мощности регулировочных ступеней крупнейших паровых турбин достигли необычайно высокого значения (около 50 МВт у турбины К-800-240 ЛМЗ). Проектирование рабочих лопаток таких ступеней, которые ввиду нестационарности потока, обусловленного парциальным подводом пара, подвержены большим переменным усилиям, становится крайне затруднительным. В табл. VIII.2 приведены геометрические размеры рабочих лопаток P ряда турбин ЛМЗ и напряжения от парового изгиба Ол и (Тхв соответственно в их профильных и хвостовых частях. С ростом единичной мощности турбины конструкторы оказываются вынужденными применять все меньшие относительные высоты лопаток регулировочных ступеней, что, безусловно, снижает к. п. д. Применение рабочих лопаток большой ширины, а также использование сварки лопаток в пакет по две-три лопатки позволяют уменьшить из- [c.141]

Несмотря на указанные погрешности проектирования, к. и. д. Т1 ступени 3 более, чем на 1% превышает к. п. д. ступени 1, т. е. в общем балансе влияния различных факторов на эффективность ступени 3 превалирует характерное для ступеней с ТННЛ улучшение течения в конфузорных корневых межлопаточных каналах РК при высокой корневой степени реактивности и снижение вреднего влияния радиального зазора над РК при низкой периферийной степени реактивности [для ступени 3 при (u/ o)opt имеем р =59% и р" = 27%]. Для ступеней с ТННЛ неизбежно некоторое снижение коэффициента скорости в периферийных сечениях НА вследствие уменьшения конфузорности потока из-за отклонения его тангенциально наклоненными лопатками к корню ступени. Этот недостаток, однако, как показывает опыт, с избытком компенсируется перечисленными выше положительными факторами. [c.207]

Ступень 1Б спроектирована по изложенной в п. XI.2 методике с небольщим ТННЛ (бс = = 4° 20 ) и умеренной закруткой потока за ступенью (о 2с = 103°). При проектировании ступени 1Б срабатываемая ею изоэнтропийная разность энтальпий принята при той же окружной скорости на 12,5% больше, чем для ступени 1А, и выдержано условие dhuldr = 0. Расчетное снижение градиента степени реактивности Арт ступени 1Б по сравнению со ступенью 1А составляет 9%. Корневые степени реактивности и высоты НЛ ступеней 1А и 1Б одинаковы. Направляющие лопатки ступени 1Б имеют подобные по высоте профили с постоянным углом установки, линейные размеры профилей меняются пропорционально радиусу. Угол для ступени 1Б постоянен по высоте НА и равен 13° 43. Закрутка лопаток РК ступени 1Б существенно иная, чем закрутка РЛ ступени 1А. [c.216]

Для рационального проектирования систем охлаждения газотурбинных лопаток необходимо знать распределение местных коэффициентов теплоотдачи по обводу профиля. К настоящему времени известно ограниченное число экспериментальных работ, посвященных данному вопросу. Одна из таких работ была выполнена в ЦКТИ Г. С. Амброком, Л. М. Зысиной и И. Г. Шапиро. В качестве объекта для исследования был выбран профиль рабочей лопатки газовой турбины ГТ-12-3 Ленинградского металлического завода [Л. 5-19]. [c.188]

Каждый из описанных методов облаоз.ает присущими ему и достоинствами и недостатками. Основным недостатком метода свободного профилирования нужно считать возможность искажения линий плавности на поверхности лопатки. При косом фрезеровании геометрические характеристики сечений меняются плавно, причем все сечения связаны единым законом образования, что существенно упрощает и делает более надежным контроль геометрии лопатки. Однако проектирование лопаток этим методом может привести к тому, что в результате разброса центров тяжести сечений в теле лопатки возникают недопустимо высокие напряжения изгиба от собственных центробежных сил (внецентренное растяжение). Для разгрузки лопатки от этих напряжений ей придается так называемый начальный погиб [39], при этом сечения лопатки перемещают относительно того положения, которое они занимали бы после косого фрезерования. Смещение сечений происходит при обработке лопатки на фрезерном станке путем перемещения фрезы вместе со шпиндельной бабкой в вертикальной плоскости по копиру, кривая которого строится в соответствии с величинами погибов в расчетных сечениях. [c.63]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...