НАПРЯЖЕНИЯ в лопатках паровых турбин

Особенно большой величины достигают динамические напряжения в ступенях паровых турбин с парциальным подводом пара, где в течение определенных периодически повторяющихся отрезков времени на лопатки вообще не действует сила парового потока. [c.147]

Расчетные режимы и запасы прочности. Расчетным режимом турбомашин является режим максимальной мощности (полный передний ход). Лопатки первой ступени паровых турбин при сопловом регулировании рассчитывают на режим малой мощности, при котором усилие Ри. достигает максимального значения, а лопатки ТЗХ — на режим полного заднего хода. Кроме того, проверяют напряжения в лопатках при предельной частоте вращения, которая на 10—15 % превышает наибольшую [26]. [c.278]

В активных паровых турбинах максимальные допускаемые напряжения изгиба равны 35—38 МПа при полном подводе пара и 15—19 МПа — при частичном, в реактивных — до 60 МПа 26]. В лопатках К1 Д [<7и ] = 60 МПа (до 120 МПа в авиационных конструкциях), в лопатках КВД [ст ] = 170 МПа. В лопатках газовых турбин максимальные изгибные напряжения 50—80 МПа (до 150 МПа в авиационных конструкциях) [6, 36]. [c.278]

Условия работы пара и материалы. Лопатки паровых турбин в ряде случаев работают в очень тяжёлых условиях как в отношении напряжений, так и в отношении износа их поверхности. [c.171]

Толщину кромки газотурбинной лопатки в связи с большими температурными напряжениями выполняют обычно несколько толще, чем у лопатки паровой турбины. [c.15]

Для выяснения влияния величины воздушного зазора между якорем и сердечником на измеряемую величину, в особенности при малых значениях этих зазоров, были поставлены специальные опыты по измерению декрементов свободно колеблющейся рабочей лопатки паровой турбины. Хвост единичной лопатки зажимали в оправке. Начальный импульс задавали отклонением лопатки от положения равновесия. Были проведены две серии опытов с напряжениями у основания лопатки, равными 500 [c.75]

Рассчитать величину так называемой динамической составляющей напряжений в лопатке при резонансном колебании, не зная значений возмущающих сил в работающей турбине, невозможно. Можно считать, что возмущающие силы приблизительно пропорциональны постоянной составляющей усилия парового потока. В связи с этим для обеспечения достаточной прочности лопатки при возможных резонансных колебаниях статические напряжения изгиба от парового усилия принимают для активных лопаток не более 400 кгс/см при полном подводе пара и 180 кгс/см при парциальном подводе пара для реактивных лопаток их принимают равными 400—500 кгс/см . Эти величины допустимых напряжений изгиба установлены на основании статистических данных об авариях рабочих лопаток [159]. [c.35]

Большинство элементов теплосилового оборудования барабаны и коллекторы паровых котлов, корпуса пароводяной арматуры, литые колена, тройники и крестовины, валы, роторы и лопатки паровых турбин и т. д. проходят термическую обработку на заводах-изготовителях для получения оптимальной структуры и снятия остаточных напряжений. В этом разделе будут рассмотрены некоторые типовые режимы термической обработки элементов теплосилового оборудования электростанций и исходных материалов, применяемых для их изготовления. [c.209]

Применением бандажей на лопатках (аналогично тому, как это делается в газотурбинных двигателях и паровых турбинах), что ограничивает амплитуду колебаний. Однако из-за технологических трудностей этот способ уменьшения напряжений в лопатках турбокомпрессоров для наддува дизелей не получил распространения. [c.100]

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]

Несомненно, в свое время останутся позади и этот рубеж, и следующий, но взбираться вверх становится все труднее. Не из-за самих температур и не из-за высоких напряжений, при которых работает, например, паровая турбина, а из-за совокупности этих воздействий, которая подрывает силы даже высоколегированной стали. Например, харьковчане для своей машины в 300 тысяч киловатт разработали новую последнюю лопатку турбины рекордной длины — в 950 миллиметров. При вращении ротора на нее действует центробежная сила свыше 100 тонн [c.113]

Форсунки для камер горения газовых турбин. Специфика сжигания топлива в камерах горения газотурбинных установок заключается, в частности, в том, что в них создаются высокие напряжения как объема, так и сечения. Эти напряжения в несколько десятков раз превышают напряжения, допустимые в топках паровых котлов. В связи с этим размеры камер горения весьма ограничены и по диаметру и по длине. Между тем, в камерах горения газовых турбин нельзя допустить механического недожога, ибо даже малое количество несгоревшего жидкого топлива, выпавшего на стенках камеры, приводит к образованию кокса. Куски этого кокса, оторвавшись от стенок и попав в проточную часть, могут повредить, а то и полностью разрушить лопатки газовой турбины. Чтобы избежать этого, применяют особые меры, обеспечивающие полное выгорание топлива в пределах самой камеры. В частности, добиваются очень тонкого распы-ливания жидкого топлива, что обеспечивает его быстрое испарение и ускоряет прохождение остальных стадий до полного выгорания. [c.129]

Во многих современных конструкциях паровых турбин бандаж используется как уплотнение против утечки пара через осевые и радиальные зазоры. Примеры конструкций показаны на рис. 25. Бандаж типа а из специально прокатанной полосы уплотняет как осевой зазор между соплами и рабочими лопатками, так и радиальный зазор рабочих лопаток. Нижняя лента бандажа типа б толщиной около 0,8 мм делается из красной меди (при невысокой температуре) или из никеля и уплотняет осевой зазор. Наружный стальной бандаж имеет обычную конструкцию (скос кромок бандажа делается для уменьщения напряжений изгиба в [c.23]

Перо лопатки осевых турбин и компрессоров должно быть рассчитано на растяжение центробежной силой и на изгиб силами давления газа (пара). Если центры тяжести всех сечений лопатки не лежат на прямой, проходящей через ось вращения, то необходимо определить возникающие в этом случае напряжения изгиба от центробежных сил. Напряжениями кручения, которые могут возникнуть в лопатке, обычно пренебрегают. Перо лопатки радиальных паровых турбин должно быть рассчитано на изгиб под совместным действием центробежной силы и давления пара. [c.46]

Диафрагмы газовых турбин по своей конструкции заметно отличаются от рассмотренных выше диафрагм паровых турбин. Необходимость пропуска большого объема газов при относительно небольшом его давлении приводит к использованию направляющих лопаток большой высоты и ширины профиля. По условиям эксплуатации газовой турбины при остановке неизбежны приток в турбину холодного воздуха из компрессора и быстрое охлаждение проточной части. В этом случае использование диафрагм обычной для паровых турбин конструкции с массивными телом и ободом приводит к возникновению в лопатках значительных термических напряжений, могущих вызвать [c.148]

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]

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 конструировании самой пятиступенчатой газовой турбины были применены, как показано на рис. 5-1, в основном, испытанные узлы промышленных паровых турбин той же фирмы. Корпус, во избежание нежелательных термических напряжений, получил простую форму с горизонтальным разъемом. Корпус турбины изготовлен из легированной стали. На уровне осей он опирается на мощные лапы, так что возможны свободные тепловые расширения, а ось корпуса всегда совпадает с осью вала. Направляющие лопатки закреплены в диафрагме, которая подверглась точной центровке в корпусе турбины, однако имеет возможность свободного расширения при нагреве. Поэтому радиальное тепловое расширение ротора и направляющего аппарата является одинаковым и зазоры между неподвижными и вращающимися частями остаются постоянными независимо от температуры газов. Благодаря такой конструкции турбина легко выдерживает быстрый пуск. [c.167]

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]

На рис. 44 представлены результаты испытания елочного хвостового соединения рабочей лопатки последней ступени паровой турбины, проведенные поляризационно-оптическим методом в ЦКТИ им. Ползунова. Как показали испытания, наибольшая компонента напряжений возникает в сечении а—а и составляет атах = 53 кгс/мм при среднем напряжении Оср = 20 кгс/мм . Как видно из графика, распределение реактивных усилий по зубцам неравномерно и характеризуется коэффициентами неравномерности для первой и последней пары зубцов соответственно [c.92]

Например, благодаря высокой коррозионной стойкости титан будет применяться в химической и пищевой промышленности, а также в судостроении в энергомашиностроении применение прочных и легких титановых сплавов снизит напряжение, развивающееся от центробежных сил в лопатках компрессоров и последних ступеней паровых турбин. [c.445]

Это указывает на то, что в точках тип материал должен выйти за пределы упругости и получить некоторые остаточные деформации. В случае пластических материалов, способных получать до разрушения значительные удлинения, остаточные деформации в перенапряженных местах не представляют опасности, они повлекут за собой более равномерное распределение напряжений по сечению тп. Это свойство пластических материалов — выравнивать распределение напряжений в случае резких изменений в поперечных размерах брусков — особенно ценно, и при проектировании таких конструкций, как турбинные лопатки, нужно обращать особое внимание на то, чтобы применяемый /р материал был способен получать значительные деформации и чтобы его пластические свойства не исчезали при тех температурах, которые мы имеем в паровых турбинах. [c.239]

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]

Результаты решения задачи поперечного изгиба для профиля турбинной лопатки могут быть использованы для расчета на прочность лопаток радиальных паровых турбин. При этом можно допустить, что касательные напряжения в любом поперечном сечении лопатки зависят только от величины перерезывающей силы в этом сечении [2]. [c.160]

Повышение вибрационной прочности регулирующих ступеней высокого давления паровых турбин достигают применением свариваемых попарно лопаток (рис. 10, б). Лопат подают на сварку с полностью обработанной профильной частью и припуском на обработку хвоста после сварки. Лопатки сваривают между собой по бандажу и хвосту в приспособлении, фиксирующем расположение рабочих "каналов. Высота швов зависит от напряженности лопаток. При необходимости, определяемой условиями повышения вибрационной прочности, возможна сварка пакетов из трех и более лопаток. [c.297]

Лишь небольшое число деталей, работающих в условиях высоких напряжений и температур (лопатки мощных паровых турбин, опоры, крепления и обдувочные устройства паровых котлов высокого давления) изготовляют из жаростойких и жаропрочных высоколегированных сталей. [c.481]

При сгорании топлива в топках паровых котлов и в двигателях внутреннего сгорания химическая энергия топлива преобразуется в тепловую энергию и передается рабочему телу (пару или газу) первичного двигателя . Рабочее тело, расширяясь на лопатках турбины или в цилиндре двигателя внутреннего сгорания, совершает механическую работу и передает ее на вал электрического генератора, где она преобразуется в электрическую энергию. Электрический ток высокого напряжения, полученный на силовой установке проходит через понижающий трансформатор и направляется потребителю. [c.198]

Детали роторов. В паровых турбинах большой мощности насчитывается несколько тысяч рабочих и сопловых лопаток, трудоемкость изготовления которых составляет около 20—25% трудоемкости изготовления всей турбины. Иаи--более ответственной частью ротора являются рабочие лопатки, которые находятся в наиболее тяжелых условиях, так как на них действуют постоянные и переменные силы. Постоянные силы вызывают растягивающие и изгибающие напряжения, а переменные — вибрацию. [c.119]

Турбина Число рабочих лопаток Высота рабочей лопатки 1 Хорда В Относи- тельная высота ЦВ Напряжения от парового изгиба [c.141]

Ввиду дополнительных динамических напряжений в лопатках допускаемые напряжения от изгиба потоком пара при статических расчётах принимают не более 350 кг/см при полном подводе пара и не более 180 кг1см при изменяющемся парциальном подводе пара, а также в последних лопатках крупных паровых турбин. [c.171]

Диафрагмы паровых турбин. Обычно в задачу расчета сопловой турбинной диафрагмы включается определение напряжений во всех ее элементах (теле, ободе, лопатках) и максимальных прогибов. Как показали многочисленные исследования, наиболее рациональной схемой для расчета прогибов диафрагмы и напряжений в теле и ободе следует считать сплошную полуколь-цевую пластину. Соответствующий метод расчета изложен, например, в [59]. Он удовлетворительно согласуется с экспериментальными данными [60], но, естественно, не дает возможности определить напряжения в лопатках. Определение последних связано с большими трудностями, которые частично преодолены в работе [61]. [c.67]

Из перегревателя парового котла водяной пар по трубопроводу направляется в паровую турбину 2. Здесь, проходя через суживающиеся сопла 3 (рис. 1,6), пар р ас-ширяется и вытекает из них с большой скоростью таким образом, в соплах паровой турбины п О Т е н ц и а л ь н я я энергия пара превращается в кин-етическую. Далее пар поступает на изогнутые лопатки 4, насаженные на диски 5, укрепленные на в а л у 5 (часть вала с насаженными на него диском и лопатками показана отдельно). Кинетическая энергия пара передается лопаткам, и они вместе с диском и валом приходят во вращение. Энергия вращения вала — механическая энерги я—получается за счет кинетической энергии пара. На одном валу с турбиной помещен электрический генератор 7, который за счет подводимой по валу механической энергии вырабатывает электрическую энергию последняя поступает на металлические неизолированные провода, называемые шинами распределительного устройства генераторного напряжения, и с них направляется к ближайшим потребителям или поступает в трансформатор. В трансформаторе повышается напряжение электрического тока ток высокого напряжения поступает на сборные шины распределительного устройства высокого напряжения, а отсюда— в высоковольтную сеть, по которой направляется к далеко расположенным потребителям. Так электрическая энергия может передаваться на сотни километров от места ее получения к месту потребления. [c.12]

В громаднейшем большинстве случаев тепловая электрическая станция представляет собой установку, в которой используется водяной пар как рабочее тело в паровой турбине, являющейся двигателем. Технологический процесс такой электростанции состоит в следующем. В парогенераторе при сжигании орга-аического топлива или при использовании яяерного горючего получается водяной пар, имеющий давление и температуру значительно более высокие, чем давление и температура окружающей среды. Полученный пар, обладающий потенциальной энергией, направляют в паровую турбину, где его потенциальная энергия в особых "устройствах —соплах превращается в кинетическую энергию движущегося пара, которая на лопатках паровой турбины превращается в механическую энергию вращающегося. вала. Затем эта энергия передается валу электрического генератора, в ко-Т01ром вырабатывается электрическая энергия, поступающая в распределительное устройство, связанное с распределительными устройствами других электрических станций линиями высокого напряжения. Так создается Единая энер- [c.8]

Шемтов А. 3. Измерение динамических напряжений в рабочих лопатках и других деталях турбин в эксплуатационных условиях.—В кн. Сборник ЛМЗ Исследования элементов паровых и газовых турбнн и осевых компрессоров , вып. 6. М.—Л., Гос. науч-но-технич. п д-во машиностроительной литературы, 1960, с. 169—192, [c.221]

Ш е м т о в А. 3., Измерение динамических напряжений в рабочих лопатках и других деталях турбин в эксплуатационных условиях, в сб. ЛМЗ Исследования элементов паровых и газовых турбин и осевых компрессоров , вып. 6. Гос. научно-техн. изд-во машиностроительной литературы. М.—Л., 1960. [c.110]

Для того чтобы достигнуть в газовых турбинах значения коэффициента полезного действия того же порядка, что и в паровых, начальная температура газа должна быть на 100—150° выше, чем температура пара. Высокая температура, низкие давления, большие расходы и малое число ступеней придают конструкциям газовых турбин специфический характер. Как правило, облопачивание первых ступеней газовых турбин выполняется из жаропрочной стали аустенитного класса. Это относится как к рабочим, так и к направляющим лопаткам, так как при температуре 650—750°, характерной для современных газовых турбин, даже при сравнительно невысоких напряжениях в направляющих лопатках приходится выбирать окалиностойкие материалы. По тем же соображениям горячие газовпускные патрубки турбин, внутренние части камер сгорания и внутренние обечайки горячих газопроводов выполняются из жаростойкой аустенитной стали. [c.16]

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]

Экспериментальный материал, собранный при испытаниях, позволяет оценить коэффицианты теплоотдачи от пара к различным поверхностям роторов и корпусов паровых турбин [106, 88]. Влияние погрешностей в задании температур сред сказывается на величинах напряжений и суммарной относительной повреждаемости роторов в значительно большей степени, чем погрешности в задании коэффициентов теплоотдачи. Отсутствие указанных сведений определялось, в основном, трудностью надежной установки в условиях монтажа или капитального ремонта турбины сложной оснастки в труднодоступных местах проточной части диафрагменных, концевых и промежуточном уплотнениях, на лопатках диафрагм и т. д. В большинстве случаев, когда такую оснастку удалось установить, она выходила из строя в первые месяцы экспериментального исследования. [c.67]

Многоцикловая усталость. Справедливость мнения, что турбины подвержены действию многоцикловой усталости, впервые была признана в начале 20-х гг. Многоцикловая усталость рабочих лопаток и деталей камеры сгорания неизменно сопряжена с резонансными колебаниями. Поэтому первая задача конструкторов — определение собственной частоты колебания различных деталей, в первую очередь рабочих лопаток и камеры сгорания. Вторая задача— определить возбудители колебаний, подавить их и затем рассчитать результирующие напряжения. Поскольку форма деталей камеры сгорания и рабочих лопаток сложна, расчет частоты колебаний не так-то прост. Чтобы рассчитать частоту и моду колебаний, а затем и величину локальных напряжений, приходящихся на единичный подавитель и единичный возбудитель колебаний в лопатках, применяют компьютерную программу, в основу которой положена теория сложного пучка или метод анализа конечных элементов. Помимо сведений, необходимых для расчета температуры, конструктору нужны сведения о плотности, модуле Юнга и коэффициенте Пуассона материала. В некоторых конструкциях колебания настолько серьезны, что требуется расчет специальных подавляющих устройств. В качестве таковых используют механические приспособления в виде различного вида упоров распирающих комельные части соседних лопаток, установленных на диске данной ступени. Эффективность подобных устройств оценивают посредством испытаний. В паровых турбинах возбуждение колебаний на каждом обороте ротора может быть очень значительным при впуске пара не по всей окружности турбины. В крупных па- [c.73]

Г. Ползучесть вращающегося диска турбины Лаваля. В хорошо известном диске равного сопротивления паровой турбины Лаваля, не имеющем центрального отверстия и несущем тяжелый обод с закрепленными лопатками, радиальные и тангенциальные напряжения, возникающие под действием центробежных сил, имеют всюду в диске постоянные значения Ог=ог< = а= onst. Пусть /г — переменная толщина диска Hq — значение h на оси вращения г = 0 г — текущий радиус со — угловая скорость у — удельный вес материала g — ускорение силы тяжести. Внося в уравнение равновесия [c.702]

Занос солями каналов сопл и лопаток приводит к сужению их сечения и как следствие этого к увеличению перепада давлений на диски и диафрагмы ступеней. Увеличение теплового перепада на диафрагмы приводит к повышению напряжений в них и увеличению утечек через диафрагменные уплотнения. Увеличение перепада на рабочих лопатках и дисках вызывает перегрузку упорного подшипника паровой турбины. Кроме того, повышение реакции ступени неизбежно вызывает увеличение утечек через разгрузочные отверстия >в дисках и чёрез бандаж рабочих лопаток. Выпадение твердых осадков в каналах сопл и лопаток увеличивает шероховатость стенок каналов, вследствие чего возрастают профильные потери облопа-чивания, особенно в головных ступенях. Занос солями лабиринтовых уплотнений приводит к уменьшению размеров камер между. гребешками и ухудшению эффективности работы этих элементов. При этом могут увеличиться утечки как через концевые, так и через диафрагменные уплотнения. Все это приводит к заметному ухудшению к. п. д. турбины даже при незначительной величине солевого заноса. [c.104]

Для обработки больщих лопаток паровых турбин с длиной пе- ра до 1500 мм и углом закрутки профиля до 80° созданы станки с поворотной системой подачи э л е к т р о д о в, в которой оси вращения ЭИ и ЭЗ перекрещиваются в пространстве. Подобная система использована в станках ЛЭ-156 (см. табл. 44) для односторонней обработки лопаток с площадью поверхности до 3-10 мм . Чтобы компенсировать механические напряжения, которые возникают при креплении и нагреве лопатки, применены плавающие гидравлические зажимы. Станки ЛЭ-156 снабжаются баком, фильтр-прессом, теплообменниками, насосами и пр. Для обеспечения высокой жесткости механической системы основные несущие элементы станка выполнены из чугунных отливок, часть узлов изготовлена из современных высокопрочных пластиков. [c.302]

Со снижением начальной температуры пара располагаемое теплопадение в турбине и на каждой ступени, кроме последней, уменьшается. При неизменной электрической нагрузке растет расход пара. Расчеты показывают, что для промежуточных ступеней при изменении начальной температуры располагаемый тепловой перепад изменяется больше, чем расход пара. В литературе [93] приводятся результаты расчета регулирующей ступени турбины конденсационного типа средних параметров на переменный рел<им, из которых видно, что при снижении температуры пара с 400 до 380°С располагаемый тепловой перепад уменьшается на 4,8%, между тем как расход пара увеличивается всего на 1,8%. Это приводит к некоторо.му уменьшению напряжений изгиба в рабочих лопатках от парового потока. Обратная картина получается при повышении начальной температуры пара. В этом случае дополнительным факто-8 [c.8]

В 1967—1968 гг. на ряде элсхтростанций произошли поломки рабочих лопаток ступени одной из крупных турбин. Все поломки имели усталостный характер. В некоторых случаях в изломе четко обнаруживалась линия фронта усталости. Представлялось необходимым определить форму колебаний, при которой произошли указанные полом.ки, н принять меры для новышсния надежности лопаточного аппарата. Лопатки аварийной ступени были изготовлены из стали 1X13, выполнены с постоянным сечением по высоте и снабжены ленточным бандажом. Высота рабочей лоиатки этой ступени 154 мм, ширина лонатки 30 мм, средний диаметр 1782 мм. Максимальное напряжение при изгибе лопаток от парового потока составляло 256-10 Н/м , суммарное статическое напряжение для них невелико и составляло 1400 X Х10 5 Н/м , Число сопловых лопаток было 98. Поломки значительной части рабочих лопаток произошли у их оснований через различное число часов работы от 900 до 5700. Кроме поломок лопаток было обнаружено много трещин и поломок бандажей, также имевших усталостный характер. В связи с изложенным было предпринято вибрационное обследование лопаточного аппарата этой ступени на 12 идентичных дисках различных турбин. [c.202]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...