Напряженное состояние в в лопатке

В охлаждаемых сплавах и рабочих лопатках напряженное состояние в критических участках гораздо сложнее, чем в образцах, используемых для испытаний на ползучесть и усталость. Вообще говоря, общедоступны только данные по одноосному нагружению, так что при конструировании деталей приходится прогнозировать служебную долговечность в условиях двух- или трехосного нагружения, пользуясь данными для одноосного напряженного состояния. Методы анализа напряжений в деталях сложной конфигурации становятся все более тривиальными, поэтому определить характер напряженного состояния и уровень напряжений проще, чем установить точную модель поведения материла. [c.78]

Отклонения начальных параметров пара, параметров пара промежуточного перегрева и за турбиной приводит к изменению состояния пара внутри турбины, расхода пара через ее проточную часть и, как следствие, к изменению напряженности рабочих лопаток, стенок корпусов, диафрагм фланцевых соединений, осевого усилия, воспринимаемого колодками упорного подшипника, к ускоренному исчерпанию ресурса ряда деталей, появлению вибрации и другим явлениям. Отклонение какого-либо из параметров обычно имеет комплексное воздействие на турбину, подвергая опасности целый ряд его элементов. Например, повышение давления пара перед турбиной при полностью открытых регулирующих клапанах приводит к увеличению расхода пара через турбину, следствием чего является возрастание напряжений изгиба в рабочих лопатках, особенно последней ступени, увеличение осевого усилия на сегменты упорного подшипника, увеличение прогиба диафрагм, напряжений в шпильках фланцевого соединения, корпусе турбины, сопловых коробках и подводящих паропроводах. [c.307]

Пространственное напряженное состояние в охлаждаемых лопатках турбин [c.318]

Зарождение усталостной трещины произошло от отверстия под штифт крепления лопатки. Начальная зона излома, прилегавшая к отверстию под штифт, глубиной около 5 мм имела фиолетовый цвет, а далее излом имел золотистый цвет окисления. Граница зон с разным окислением излома в виде уступа указывала на смену режима нагружения диска или на изменение условий напряженного состояния диска в зоне развития трещины. И в том, и в другом случае трещина на указанной границе должна была остановиться на некоторое время, что и обусловило формирование уступа в изломе. [c.526]

Чтобы оценить перспективу применения этих результатов, необходимо сделать несколько замечаний об элементах конструкций. Фактически не существует элементов, подверженных строго одноосному напряженному состоянию. Рассмотрим, например, лопатку компрессора газовой турбины. Хотя турбина преимущественно подвержена действию центробежных сил, лонатка испытывает также изгиб и кручение и должна быть усилена у основания, где возникают контактные напряжения. Соображения лучшей работы лопатки требуют усложнения ее конфигурации меняется площадь поперечного сечения и его форма вдоль длины лопатки, профиль закручивается и лопатка должна плавно переходить в замок. [c.392]

Клиновидный образец значительно проще в изготовлении, чем лопатка, и, кроме того, позволяет применять более точные методы расчета термонапряженного состояния. Построение номограмм тепловых и напряженных состояний в клине в широком спектре тепловых нагрузок дает возможность достаточно удобно и обоснованно назначить эквивалентные режимы испытаний на газодинамических стендах. [c.204]

Трудности суммирования повреждений материала при программно изменяющейся статической, циклической и тепловой нагрузках, возникающие при расчете долговечности цилиндрических образцов, испытываемых в условиях однородного напряженного состояния, усугубляются при оценке совокупности механических, тепловых и химических воздействий на лопатки, работающие по различным программам их нагружения, в значительной степени зависящим от условий эксплуатации двигателя. При работе двигателя на неустановившихся режимах лопатки находятся в экстремальных усло- [c.204]

В работе [621 сделана попытка разработки метода оценки уровня поврежденности лопатки в целом. Поскольку даже для обычных образцов, испытываемых в равномерном температурном поле и при однородном напряженном состоянии, линейное суммирование повреждений может производиться весьма условно, то суммирование повреждений столь сложного элемента, как лопатка, должно производиться с еще большей осторожностью. При циклических тепло-сменах в агрессивном газовом потоке по телу испытуемого элемента в различных его участках могут идти одновременно процессы упрочнения и разупрочнения. При длительных испытаниях в одни и те же моменты времени вблизи поверхности кромок происходит наблюдаемое визуально разрушение материала, а в сердцевине под воздействием благоприятных теплосмен материал упрочняется. Испытания на малоцикловую усталость образцов, вырезанных из лопаток, прошедших стендовую либо эксплуатационную наработку, свидетельствуют об улучшении механических свойств материалов. В то же время в других случаях можно наблюдать одновременное появление трещин в зонах экстремальных нагрузок. [c.205]

Вопрос о напряженном состоянии елочного замка мы в дальнейшем будем рассматривать как задачу плоской деформации. Если бы эту задачу можно было решить достаточно точными методами, то, очевидно, достаточно было бы ввести в рассмотрение лишь силы Fi, Pi, и Q,-. Однако, ввиду весьма сложной конфигурации элементов замка, приходится отдельно рассматривать напряженное состояние тела хвостовика лопатки и выступа диска с одной стороны и зубцов — с другой, вследствие чего мы и вводим в рассмотрение указанные выше силы. [c.11]

Изложенный метод расчета неприменим к лопаткам, крепление которых осуществлено по типу рис. 91. Помимо центробежной силы и усилия газа, напряженное состояние лопаток в этой [c.97]

Радиальные волокна в диафрагме, примыкающие к прямолинейному краю, подвергаются только воздействию изгибающего момента М остальные компоненты напряженного состояния в связи с отмеченными выше краевыми условиями на этом краю обращаются в нуль. Можно принять, что крайняя лопатка диафрагмы изгибается моментом, действующим на соответствующем участке полукольцевой пластины — диафрагмы. Поскольку [c.420]

Таким образом, не только режимы термического и механического нагружения, но и процесс упругопластического деформирования в опасных точках имеет нестационарный характер. Особенностью термомеханического напряженного состояния кромки лопатки является неоднородность распределения температур и напряжений наиболее неблагоприятное сочетание напряжений и температур (но не экстремальных) имеет место в полуцикле нагрева, когда в кромке действуют сжимающие напряжения. В целом для лопатки возможно сочетание как сжимающих, так и растягивающих напряжений в полуцикле высокотемпературного нагрева. Пластическое деформирование кромок приводит к возникновению поля остаточных напряжений при однородном тепловом состоянии и к изменению распределения напряжений по сечению в последующих циклах. При этом в формировании предельных состояний существенной оказывается роль процессов ползучести и релаксации [20, 29, 64, 68], протекающих наиболее интенсивно на этапе стационарного режима (период выдержки) и при наличии определенного уровня статических напряжений. [c.27]

Более подробное исследование напряженного состояния в утолщенных дисках (см. рис. 6.1, г) может быть проведено с помощью метода конечных элементов (см, гл. 5 и 18 гл. 6), позволяющего учесть окружную несимметрию из-за взаимодействия с лопатками. [c.175]

Напряженное состояние рабочего колеса предполагаем осесимметричным, что оправдано для колес с числом лопаток больше 12. Схему деформации дисков с лопатками принимаем аналогичной схеме деформации круглой трехслойной пластинки с упругим заполнителем. При этом для деформаций несущих слоев справедлива гипотеза Кирхгоффа—Лява, а для среднего слоя (лопаток) — гипотеза о равномерном по ширине распределении деформаций сдвига. Ступичную часть колеса представим в виде кольца (при сопряжении лопаток со ступицей) или в виде изотропного диска. Основные уравнения получены вариационным методом. [c.184]

Расчет центробежных колес с помощью метода конечных элементов. Метод конечных элементов, использование которого для расчета пространственного напряженного состояния в осесимметричных дисках показано в гл. 5, перспективен для рассмотрения центробежных рабочих колес. Выбор соответствующих элементов позволяет достаточно подробно рассмотреть как несущие диски, так и лопатки. В работе [138] решена осесимметричная задача расчета центробежных колес. Однако основное преимущество метода, позволяющего рассмотреть реальное деформирование с помощью комбинации различных элементов [46], при этом теряется. [c.197]

Например, при расчете лопатки газовой турбины в качестве входных параметров используют частоту вращения ротора, давление, скорость, температуру и расход газа на входе в турбину, радиусы корневого и концевого сечения и др. Параметры выхода включают показатели, характеризующие состояние газа на выходе из турбины, напряжения и температуру в лопатке, геометрию профилей сечения лопатки на различных радиусах и т. д. [c.672]

Так же как и в расчете лопаток в пределах упругости, предположим, что напряженное состояние всех точек лопатки является одноосным, и используем гипотезу плоских сечений. Из последней следует, что в некоторой точке поперечного сечения, определяемой координатами I и т], в системе главных центральных осей выражение для пластической деформации, образовавшейся за счет ползучести материала, имеет вид [c.100]

Поясним сказанное двумя примерами. В качестве первого примера рассмотрим вращение ротора турбокомпрессора. Такие роторы часто делают в виде тонкостенных полых цилиндров, несущих на внешней поверхности лопатки. Для соединения цилиндрической части ротора с валом служат концевые днища, которые на напряженное состояние цилиндрической оболочки в ее средней части влияют мало. При быстром вращении пустотелого ротора каждый элемент его оболочки шириной гбф и длиной, равной единице (рис. 8.12, а, б), испытывает действие центробежной силы [c.219]

Лопатки компрессоров и турбин газотурбинных двигателей (ГТД) в процессе нормальных условий эксплуатации подвергаются растяжению под действием динамической нагрузки от вращения ротора с изгибом и скручиванием под действием газодинамического потока. Частота и форма колебаний лопатки неоднородны по ее высоте, что соответствует переменному двухосному напряженному состоянию. Для различных ступеней частота собственных колебаний лопаток различна и составляет от несколько сот герц для первых ступеней вентилятора до нескольких тысяч герц для последних ступеней компрессора. [c.567]

Вместе с тем необходимо учитывать тот факт, что усталостная трещина в лопатке возникла не от надрыва материала, а следовательно, имел место латентный период накопления повреждений и до возникновения усталостной трещины. При наличии концентратора напряжения в области много-цикловой усталости при сложнонапряженном состоянии материала период роста трещины составляет не более 30 % от долговечности детали (см. главу 1). На это указывают результаты экспериментов, представленные в первой главе книги. [c.585]

Вместе с тем, даже для приемлемого по структурному состоянию материала лопаток горячей части двигателей может иметь место их интенсивное нагружение в результате натяга по бандажным полкам. Технология сборки рабочих колес с лопатками предусматривает равномерное распределение натягом и устранение зазоров, чтобы в лопатках не возникали высокие статические и переменные напряжения. Однако в процессе сборки в силу разных причин могут возникать повышенные напряжения в лопатках, что может способствовать не только их преждевременному разрушению по механизму ползучести, но и вызывать усталостное разрушение. Все это создает предпосылки к оценке предполагаемых и реализуемых условий работы лопаток, тем более что их наработка в эксплуатации непрерывно возрастает, а это приводит к до- [c.622]

В каждом ремонте лопатки снимают с колеса турбины и устанавливают вновь. Поэтому напряженное состояние лопаток по зонам бандажных полок является переменным от ремонта к ремонту в пределах допустимых величин в рамках существующей технологии сборки. Однако в большин- [c.626]

Рассматриваемое разрушение лопаток является смешанным. Даже на начальном этапе развития трещины по границам зерен на нее оказывает влияние вибрационная нагрузка от набегающего газового потока. Особое значение имеет тот факт, что лопатка в этом потоке подвергается скручиванию, создающему сдвиговые напряжения. Они способствуют облегченному разрушению по границам зерен и более быстрому зарождению трещин при всех механизмах разрушения по сравнению с растяжением (изгибом) при одноосном напряженном состоянии материала. Поэтому данные по испытаниям материала на длительную прочность при растяжении не в полной мере отражают реальную долговечность материала при возникновении в нем начальных межзеренных трещин. [c.627]

Многократные изменения в условиях сопряжения лопаток при их сборке в ремонтах приводят к тому, что между ремонтами напряженное состояние лопаток различно. Некоторые лопатки могут иметь многократно повторяющийся уровень наибольшего напряженного состояния и накапливать повреждения в материале наиболее интенсивно по сравнению с остальными лопатками не только разных дисков турбин, но и в пределах одного диска. Поэтому при приближении к предельному состоянию в эксплуатации начинают наблюдаться случаи возникновения трещин без видимых отклонений в условиях нагружения лопаток. [c.627]

Институтом проблем прочности АН Украины разработаны эффективные численные методы и проведено рещение задач механики разрушения на ЭВМ для роторов с дефектами типа трещин. Выполнены также расчеты напряженно-деформированного состояния в зоне концентраторов напряжений без учета и с учетом наличия дефектов на дисках паровых турбин и для осевой расточки ротора. Показано, что напряжения в Т-образном пазе диска для последних ступеней турбин превышают предел текучести и трещины, расположенные на поверхности галтели Т-образного паза, представляют существенную опасность с точки зрения хрупкого разрушения, в то же время дефекты, расположенные в зоне отверстия под замковую лопатку, не могут служить непосредственно причиной хрупкого разрушения. Погрешность инженерного метода расчета коэффициента интенсивности напряжений для роторов с поверхностными дефектами не превышает 10%. [c.231]

Рассмотрим более общий случай, когда необходимо суммирование статической и циклической долей повреждаемости. Рассчитаем долговечность рабочей лопатки турбины, температурное и напряженное состояния которой описаны в работе [71]. [c.183]

ЭТИХ закругленных углов сечения неоднородное тепловое и напряженное состояния подобно состояниям кромки лопатки в периоды переходных режимов. [c.338]

Прекращение нагрева в этот момент приведет к тому, что начальные условия в процессе охлаждения существенно изменятся вместо равномерного температурного поля по телу лопатки будет иметь место явно неравномерное распределение температуры, что скажется на формировании напряженного состояния при охлаждении. Тот же температурный перепад в цикле [c.198]

При анализе системы "литейный стержень - литейная оболочка ее необходимо рассматривать как конструкцию, которая в процессе технологического цикла подвержена термическим и механическим нагрузкам. В литейном стержне и литейной оболочке в случае их нагрузки возникает сложно-напряженное состояние, включающее напряжение изгиба, среза и растяжения или сжатия. Это явление описывается тремя уравнениями уравнением прогиба, угла поворсзта и осевого усилия. При выводе уравнений приняты координаты X - в направлении ширины (хорды) пера лопатки Y -в направлении оси пера лопатки Z - в направлении толщины пера лопатки [c.405]

Усталостные испытания. Усталостные испытания лопаток часто проводятся по первой форме изгибных колебаний. Однако известно, что вибрационные дефекты лопаток, вызванные колебаниями на сложных формах, не столь уж редки. Сопротивление усталости лопаток зависит от формы их колебаний. Это может быть вызвано изменением напряженного состояния вибрирующей лопатки при переходе от одной форрлы колебаний к другой, влиянием технологии изготовления и, особенно, финишных операций на состояние материала различных участков поверхности лопаток. Могут влиять и другие факторы, например, частота колебаний. В этой связи получение экспериментальной информации о сопротивлении усталости лоиаток на формах колебаний, которым обязано появление дефектов, представляет существенный практический интерес. [c.218]

Расчет рассматриваемого замкового соединения МКЭ проводился в рамках плоского напряженного состояния в отсутствие объемных сил и температурных деформаций. При этом полагалось отсутствие технологических зазоров между контактирующими зубьями замка. По длине участков соприкосновения зубьев располагались тонкие слои контактных конечных элементов, реализующих фрикционное взаимодействие с коэффициентом трения /тр = 0,2. Параметры сетки элементов для симметричной части хвостовика лопатки и межпазо-вого выступа диска составляли 706 и 927 узлов соответственно. Вторичная дискретизация хвостовой части лопатки показана на правой половине рис. 80. Граничные условия на симметричной части замкового соединения (см. рис. 78) формулировались в виде [c.198]

Жесткая связь лопаток центростремительных турбин с дисками и большие градиенты температур (до 125° С) на коротких участках перехода лопаток в диск играют большую роль. В отличие от осевых, в центростремительных турбинах напряженное состояние лопаток тесно связано с напряженным состоянием диска [9]. Необходимо отметить, что наличие асимметрии диска с лопатками. устанавливаемыми только на одной его стороне, приводит к увеличению доли изгибающих усилий в балансе нагрузок на рабочее колесо центростремительной турбины, а значит и на ее лопатки. Расчеты, проведенные на предприятиях Средне-Уральского совнархоза [9], показали, что пренебрежение учетом влияния изгиба приводит к существенному уменьшению расчетных максимальных напряжений и, следовательно, к ослаблению конструкции (в частности, расчеты турбокомпрессора ТКР-23 показали, что если не учитывать изгиб, то уменьшаются радиальные и тангенциальные напряжения диска около втулки примерно в 1,5 раза). Однако роль изгиба нельзя и преувеличивать. Несомненно, более важным является то, что вследствие многообразия форм и частот собственных колебаний лопаток центростремительных турбин очень трудно в рабочем диапазоне турбокомпрессора исключить приближение частоты возмущающей силы к частоте какой-либо из форм собственных колебаний. При совпадении этих частот возникает, как известно, резонанс. Если при этом переменные напряжения превысят допустимый уровень, то разрушения лопаток неизбежны. Они имели место, например, при испытаниях турбокомпрессора ТКР-23, а также опытной центростремительной турбины турбокомпрессора Моссовнархоза, у которой усталостные трещины появились на входных кромках радиальных лопаток у галтели (3—4 мм от места перехода лопатки в диск). Тензометрированием в рабочих условиях было установлено, что причиной появления трещин являются переменные напряжения от вибрации, которые достигали а =< 20 кПмм и превысили допустимые в 3—4 раза. Резонанс наступал при совпадении частоты собственных колебаний лопаток турбины с частотой возмущающих сил (кратность колебаний совпадала с количеством сопловых лопаток). Создать условия, при которых напряжения от вибраций в рабочем диапазоне не превышали бы уровень, допустимый для выбранного материала, оказалось весьма трудным. По-видимому, эти трудности сдерживают широкое [c.103]

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]

Очевидно, что использование де( рмационных критериальных уравнений типа (2,165) может позволить рассчитать долговечность лопаток, работающих в условиях каждой из перечисленных схем, если известна кинетика их напряженно-деформированного состояния. Для определения степени надежности лопаток целесообразно использовать метод определения запасов прочности по термоциклической к ) и статической кг) составляющим, смысл которого пояснен на рис. 7.6. Кривая 1кс1 - предельная, положение которой соответствует условиям разрушения согласно уравнению (2.165) при значениях чисел циклов, длительности и максимальной температуре цикла, отвечающих выбранному режиму работы ГТУ, эквивалентному реальной программе эксплуатации. Запасы прочности лопатки, напряженное состояние которой (в наиболее нагруженном участке) характеризуется положением точки А , определяются как отношения к - Ке1Ье кг = ас/аЬ [269]. Может использоваться и понятие единый за- [c.458]

В алюминиевых лопатках направляющего аппарата ГТД, когда распространение трещин происходит под действием вибрационных нагрузок квазихрупко, предлагается использовать отверстия в качестве ловушек для трещин [73]. Целесообразность применения данного подхода обусловлена тем, что если трещина достигала критического размера в межремонтный период, то требовался досрочный съем двигателя. Под критическим состоянием в данном слз чае подразумевался сам факт выявления в эксплуатации усталостной трещины. На основе стендовых испытаний, обобщения опыта эксплуатации двигателей и тензометри-рования лопаток были выявлены наиболее напряженные и потенциально опасные зоны с точки зрения зарождения и роста усталостных трещин. Предложено, после обнаружения в межремонтный период на лопатке трещины выполнять в ней два отверстия в строго определенных напряженных зонах, к которым будет устремлено движение развивающейся трещины. После попадания в отверстия трещина будет остановлена или заторможена, а двигатель можно дальше эксплз атиро-вать с заторможенной трещиной. [c.445]

Приведенные примеры расчета сопловых лопаток турбин (эти детали наиболее подвержены воздействию термощикличес-ких нагрузок) свидетельствуют о следующем. При значениях температуры цикла тах, которые существенно увеличивают пластичность материала (1050—1100°С), влияние амплитуды деформации на долговечность уменьшается — запас пластичности материала достаточно велик. При тах=Ю00°С, когда пластичность сплава ЖС6К резко уменьщается, роль термических напряжений существенно возрастает, что приводит к уменьшению долговечности. В лопатке всегда имеются зоны, нагретые до различных температур следовательно, сопротивление термической усталости различное в разных точках, и не всегда трещины термоусталости возникают в наиболее нагретых зонах. Часто они появляются в переходных областях (от горячих зон к холодным), что может быть связано с местным уменьщением деформационной опособности материала. В связи с этим расчет теплового и напряженного состояний лопаток для дальнейщей оценки их сопротивления термоусталости следует выполнять не для одного опасного сечения, а для нескольких сечений по высоте лопатки. [c.180]

Поскольку известно, что существует однозначная связь между критериями Био, Нуссельта и Рейнольдса, предполагалось, что воспроизведение на газодинамических стендах закона изменения температуры газового потока по профилю лопатки Т = Гпов (О и мени в течение цикла, а также числа Рейнольдса Re = Непов (О приведет к однозначному воспроизведению неустановившихся тепловых и напряженных состояний. Поэтому была создана специальная испытательная камера, с помощью которой испытывалась только одна лопатка. На выходе устанавливалось регулируемое гидравлическое сопротивление, с помощью которого можно было создать любое заданное статическое давление, позволявшее получить в камере газ с плотностью и кинематической вязкостью, обеспечивающими получение реального значения чисел Re = Re (i). При этом в соответствии с выбранными реальными режимами эксплуатации воспроизводились графики изменения температуры и критерии Рейнольдса в течение всего цикла. Полученные экспериментально тепловые состояния считались основными при проведении исследований по изучению закономерностей разрушения. [c.196]

Существующие экспериментальные методики и аналитические методы оценки теплового и напряженного состояний рабочих и сопловых лопаток газовых турбин основаны на рассмотрении, как правило, натурной лопатки или модели, геометрически ей подобной. Весьма сложная геометрическая форма лопатки не позволяет использовать методы точного аналитического решения задач нестационарной теплопроводности и термоупругости. Вследствие этого в настоящее время анализ термонапряженного состояния лопаток газовых турбин проводят на основании термометрирования их при весьма сложных, трудоемких и дорогостоящих экспериментах в натурных условиях либо в условиях, близких к натурным, на специальных стендах с использованием приближенных методик численных расчетов. [c.202]

Л. В. Кравчуком проведены расчеты термонапряженных состояний клинообразных образцов с различными углами раствора и радиусами закругления, а также величинами хорды клина. Эти данные обобщены в виде номограмм, которые позволяют без больших затрат труда выбирать размеры и форму клина, а также тепловой режим их испытаний. При этом можно получить в образце те же теп-лонапряжения, что и в реальной лопатке. На рис. 70 показана схема одной из таких номограмм. По известным распределениям температур и термических напряжений на кромке натурной лопатки, протермометрированной при некотором характерном режиме теплового нагружения, находим скорости изменения температуры кромки. Далее, задавшись определенным радиусом закругления клинообразного образца и соблюдая равенство скоростей изменения температур кромок клина и лопатки, можно определить рациональный угол его раствора. По величине максимальных термических напряжений на кромке находим значение хорды, которое должно соответствовать ранее найденным значениям угла раствора и радиуса закругления клина. На рис. 70 штриховыми прямыми линиями показан пример моделирования термонапряженного состояния одной из испытаннь х лопаток. Моделью служит клин с радиусом закругления 1,3 мм, углом раствора 17° и хордой 20 мм. [c.204]

Расчет с использованием обычных методик суммирования повреждений весьма трудоемок и по разным причинам не всегда целесообразен. Рдной из таких причин можно считать сравнительную условность расчета термических напряжений и несоответствие их действительным. В связи с этим на первом этапе изучения закономерностей разрушения турбинных лопаток представляет интерес экспериментальное исследование долговечности лопаток при их испытаниях в условиях, моделирующих характерные наиболее напряженные режимы, а также сопоставление этих долговечностей для различных режимов и анализ возможностей суммирования некоторых условных уровней повреждаемости лопаток. При этом в связи с несовершенством методов расчета неустановившихся напряженных состояний, сложностью и неравномерностью процесса накопления повреждений по сечению лопатки, большим градиентом термодинамических потенциалов расчет и суммирование повреждений для отдельных элементов пока не представляется возможным. [c.205]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...