Диск газовой турбины — Расчет

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]

Ниже приведен пример расчета на прочность диска газовой турбины. [c.288]

Пример 8.3. Расчет диска газовой турбины на прочность. [c.288]

Для решения простых задач (расчет лопаток и дисков газовых турбин) применяют машины Урал-1. Для более сложных задач (сложные рамные системы, оболочки при пластической деформации, двухмерные задачи) используют машины [c.608]

Пример 3.4- Рассмотрим процесс деформирования диска газовой турбины, расчет которого приведен в 8 (пример 3.1) для демонстрации использования деформационных теорий пластичности и ползучести. Геометрические размеры диска приведены в приложении 1. Для удобства сравнения результатов с расчетом по деформационным теориям приняты те же расчетные сечения, что и в предыдущих примерах. В табл. 3,5—3.9 приведены исходные данные, использованные в расчете истории деформирования диска. [c.105]

Пример 4.3. Запасы по разрушающей частоте вращения для диска газовой турбины, расчет которого на растяжение приведен в гл. 3 8, а контрольный расчет к тексту программы в приложении 1, показаны на рис. 4.2. [c.128]

Задача о тепловых напряжениях в круглой пластине линейно-переменной толщины при осесимметричном температурном поле исследована в 5.4. Приведен пример расчета тепловых напряжений в стальном диске газовой турбины при нестационарном осесимметричном температурном поле, известном из эксперимента. [c.138]

Горячие испытания металлов на усталость приобрели в последние годы очень большое значение как метод, дающий необходимые характеристики для правильного выбора допускаемых напряжений при расчете деталей, работающих в условиях переменных (циклических) нагрузок и высоких температур. К таким деталям современного энергетического оборудования относятся лопатки паровых и газовых турбин, диски газовых турбин, клапаны двигателей внутреннего сгорания, детали горячих насосов и др. [c.260]

Для расчета компрессора найденное ранее количество воздуха обычно увеличивается на 1—2% (для учета потерь через концевые уплотнения, расход воздуха на охлаждение лопаток и дисков газовой турбины и др.). [c.421]

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]

К расчету диска газовой турбины (вспомогательные коэффициенты) [c.135]

Фиг. 82. К примеру расчета диска газовой турбины.

К расчету диска газовой турбины (значения функций 6, Т, Q и J) [c.152]

К расчету диска газовой турбины (величины U, U , W , W/ , О и о ) [c.154]

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]

Рис, 2,7. Результаты расчета диска газовой турбины на растяжение [c.366]

К расчету диска газовой турбины на ползучесть. Подготовка расчета [c.337]

Диск газовой турбины — Расчет на ползучесть 335—339 [c.388]

Расчеты и испытания на прочность в машиностроении. Расчетная оценка прочности дисков газовых турбин при наличии термоциклических нагрузок. - Челябинск 1985. - 106 с. [c.587]

Разработка способов расчета изгибных и связных колебаний стерн<ней переменного сечения, дисков, вращающихся валов на основе метода динамической жесткости, изыскания точных решений в специальных функциях, вариационных методов и применения средств вычислительной техники явилась важным фактором обеспечения вибрационной надежности роторных узлов паровых и газовых турбин высоких параметров, а также гидротурбин предельной мощности. Существенное значение в этом сыграли также исследования по конструкционному демпфированию, гидродинамике опор скольжения и динамическим измерениям, позволившие улучшить оценку колеба- [c.38]

Исследуемая опора была установлена на модели ротора газовой турбины с консольным диском (фиг. 84). Эта схема была выбрана потому, что она наиболее интересна с практической точки зрения и является более трудной в отношении расчетов, так как необходимо учитывать гироскопический эффект диска. Однако полученные результаты можно перенести и на другие [c.172]

Разделов с описанием конструкции и особенностей расчета деталей газовых турбин не было во втором издании, они написаны заново. Существенно расширено содержание некоторых глав. Так, в главе, посвященной специальным задачам расчета дисков, приведены основы расчета сварных и цельнокованых роторов, методика расчета упругих дисков распространена па расчет дисков с учетом пластических деформаций и деформаций ползучести, что целесообразно с методической точки зрения. [c.3]

В связи с быстрым развитием машиностроения в настоящее время все более важное значение приобретают расчеты на прочность деталей машин, длительное время работающих при высоких температурах. К таким деталям относятся, например, диски и лопатки паровых и газовых турбин, трубы и другие детали паровых котлов, различные части двигателей внутреннего сгорания, реактивных двигателей, химических установок и приборов и многие другие. [c.571]

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]

Влияние концентраторов напряжений на длительную прочность материалов. Многие элементы конструкций имеют сложную конфигурацию, в результате которой создаются различные концентраторы напряжений в виде галтелей, надрезов, отверстий и т. д. Так, например, в паровых и газовых турбинах, т. е. в агрегатах, которые подвергаются расчетам на длительную прочность, концентраторами напряжений являются резьбовые соединения, замковые соединения турбинных лопаток, отверстия в дисках и т. д. [c.122]

Методы расчета на прочность дисков переменной толщины применяют при проектировании паровых и газовых турбин, компрессоров и т. д. Температурные напряжения в дисках, изменение параметров упругости вдоль радиуса, учет пластичности и ползучести материала см. в работах [1, 6, 9], а также в более ранних работах [10]. Существует свыше 50 методов определения напряжений в дисках. Эти методы можно разделить на три группы аппроксимации, конечных разностей, интегральные. [c.593]

В главах II и III рассмотрены расчеты лопаток и дисков турбомашин при этом исследованы температурные напряжения и ползучесть этих деталей применительно к условиям их работы, как деталей паровых и газовых турбин. [c.4]

Задача расчета диска является одной из актуальнейших задач расчетов на ползучесть. Диски паровых и газовых турбин, подвергаясь в процессе эксплуатации сильному нагреву, находятся в условиях ползучести. Они должны быть спроектированы так, чтобы их пластические деформации за время срока службы не превосходили величин, допустимых по условиям нормальной эксплуатации. [c.188]

Пример 3.5. Рассмотрим результаты расчета диска газовой турбины, диаметральное сечение которого показано на рис. 3.19. Материал диска — сплав ХН77ТЮР. Программа нагружения диска показана на рис. 3.20. Напряженное состояние в диске в конце этапа с максимальной частотой вращения [c.108]

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]

В результате необратимых процессов пластичности и ползучести деформация дисков может быть значительной и приводить к нежелательным явлениям — изменению зазоров в лабиринтных уплотнениях, короблению, изменению посадок, задеванию лопаток за корпус и т. д. Пластические деформации, появляющиеся сразу после нагружения, в дальнейшем не увеличиваются вследствие упрочнения материала, если нагрузки не превышают первоначально приложенных это используют на практике. Для того чтобы при работе не менялись посадки и зазоры, а материал деформировался упруго, применяют технологическую операцию предварительной раскрутки диска — автофретирование. Диск, почти полностью механически обработанный, за исключением посадочных мест, раскручивается (обычно без лопаток) на специальной технологической установке при постоянной температуре, примерно соответствующей рабочей. Частоту вращения при этой операции определяют расчетным путем таким образом, чтобы напряжения в диске примерно соответствовали напряжениям упругого расчета для облопаченного диска на максимальном рабочем режиме в эксплуатации. Затем диск снимают с установки и подвергают окончательной механической обработке посадочные места, уплотнения и т. п. В табл. 4.2 приведены остаточные удлинения дисков газовых турбин различных размеров (типов) по наружному диаметру после автофретирования и указана относи- [c.122]

Температура диска газовой турбины высокая. Она понижается от периферии к центру. В диске GT 1307 в момент разрушения температура в зоне центрального отверстия, вероятно, несколько превышала температуру окружаюпцей среды, тогда как температура на периферии диска была высокой. Этот радиальный перепад температур и привел к возникновению высоких температурных напряжений. Расчеты показали, что растягиваюш ие температурные напряжения составляли 12 кгс/мм , напряжения от центробежных сил —30 кгс/мм . Полное окружное напряжение в вероятной зоне начала разрушения составляло 40 кгс/мм . В про-цессе испытаний образцов Шарпи с V-образным надрезом, вырезанных из диска 1307, при 24° С ударная вязкость изменялась в пределах 1—1,2 кгс-м, а переходная температура равнялась [c.83]

Примеры расчета. На рис. 2.6 показан диск газовой турбины. Днск имеет центральное отверстие. Посадка на вал — свободная. Профиль диска несимметричный относительно плоскости, нормальной к осн вращения. Действие лопаток, расположенных иа наружном контуре диска, заменяется усилием н моментом на радиусе г—Ь, равномерно распределенными по окружности. Материал диска — сплав ЭИ415. Удельный вес материала у = 7,8 г/см . [c.365]

В разделе 2 этой главы рассматривается расчет диска газовой турбины из материала ЭИ415 (см. рис. 2.8). Показано распределение температуры и предела прочности по радиусу. На рис. 2.7 представлены эпюры радиальных и окружных суммарных напряжений от неравномерного нагрева и центробежных сил. Ниже показаны результаты оценки запасов прочности этого диска по формулам настоящего параграфа [c.400]

В качестве примера расчета по предложенному методу проведем оценку работоспособности диска газовой турбины из стали ЭИ787 при следующих условиях его работы [c.168]

Задача о расчете на ползучесть вращающегося диска паровой турбины была первой серьезной технической задачей, которая вызвала необходимость разработки теории ползучести, что было отмечено в начале этой главы. Эта задача не стала менее актуальной и в наше время, когда газовая турбина служит необходимым элементом турбовинтового и турбореактивного самолета. Повышение рабочих температур влечет за собою разработку новых жаропрочных отлавов, для которых задачи расчета на прочность ставятся и решаются примерно теми же методами, что и для паровых турбин. [c.636]

Лопатки газовых турбин в большинстве случаев охлаждают отводом тепла в диск. При этом в соответствии со сказанным в 16 температура лопатки меняется по длине так, как показано на рис. 127. Предел длительной прочности металла поэтому увеличивается к основанию лопатки и на некоторой части длины лопатки растет быстрее, чем суммарное напряжение асумм- В итоге наименьший запас прочности молсет оказаться не в основании лопатки, где напряжение Осумм достигает максимума, а ближе к ее середине. Это обстоятельство необходимо принимать во внимание при расчете лопаток газовых турбин. [c.165]

На фиг. 77 приведены опубликованные в работе [66] данные расчета напряженного состояния двух вариантов диска одинаковых геометрических размеров газовой турбины целого из аустенитной стали марки ЭИ726, использованного в газовой турбине ГТ-700-4 НЗЛ, и композитного с ободом [c.127]

Замковые соединения лопаток находятся под воздействием следующих силовых факторов а) центробежных сил лопаток и моментов от центробежных сил, возникающих при смещении (выносах) центров тяжести поперечных сечений лопатки по отношению к радиусу диска б) момента газовых усилий в осевой плоскости и в плоскости вращения ротора. Замки газовых турбин, кроме того, работают в сложных температурных условиях, вызывающих в начальный момент упруго-пластические деформации, а затем и деформации ползучести материала. Еслинагрувкаи температура вамка не постоянны, то расчет обычно ведут при эквивалентных нагрузках и температурах. [c.97]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...