Расчет лопаток на изгиб

Хотя этим можно закончить изложение расчета лопаток на изгиб, однако целесообразно привести уравнение упругой линии лопатки, которое легко получается из уравнения (61) и может быть использовано при расчете лопаток на вибрацию. [c.73]

РАСЧЕТ ЛОПАТОК НА ИЗГИБ [c.270]

Рис. 8. Система координат при расчете лопаток на изгиб

Расчет лопаток на изгиб [c.281]

Изгибающие моменты от газовых сил. При расчете лопаток на изгиб удобно пользоваться системой координат, показанной на рис. 7. Здесь. ч , у, г—оси, связанные с вращающимся диском и проходящие через центр тяжести корневого сечения лопатки О. Ось X параллельна оси вращения и направлена по потоку. Ось г направлена вдоль радиуса, ось у лежит в плоскости вращения. Координаты центра тяжести поперечных сечений (выносы) обозначены х (г), у (г). В общем случае линия, соединяющая центры тяжести сечений (ось лопатки), не является прямой, но отношения х г С <С 1, у/г < 1. Поэтому можно считать, что поперечные сечения лопатки перпендикулярны оси г. [c.273]

Рис. 76. Вспомогательные кривые к расчету пакета лопаток на изгиб

Опыт многочисленных расчетов на изгиб турбинных лопаток показывает, что приведенная выше методика может быть существенно упрощена [c.57]

Расчет на изгиб лопаток компрессоров [c.66]

Расчет на изгиб закрученных лопаток компрессора надо выполнять по методике, изложенной в настоящем параграфе. [c.67]

РАСЧЕТ НА ИЗГИБ ЛОПАТОК, СВЯЗАННЫХ БАНДАЖОМ [c.67]

Рис. 75. К расчету на изгиб пакета лопаток

Расчет на изгиб пакета лопаток переменного сечения [c.74]

Для расчета рабочих и направляющих лопаток на растяжение и изгиб необходимо определить геометрические характеристики сечений площади, моменты инерции и сопротивления, координаты центра тяжести. Аналитический расчет этих характеристик представляет значительные трудности ввиду сложной конфигурации лопаточных профилей, поэтому на практике используют приближенные методы определения геометрических характеристик сечений [104, 145, 159], Все они основаны на применении графоаналитического метода. Рассмотрим метод средних прямоугольников, который дает точность, удовлетворяющую требованиям расчетов лопаток, а также позволяет вести расчет на ЭЦВМ. [c.53]

Заключение. Приведенные расчетные и экспериментальные материалы свидетельствуют о значительном влиянии закрученности на спектр низших частот изгибно-крутильных колебаний лопаток осевых компрессоров. Это влияние проявляется в уменьшении частот изгибных колебаний и в увеличении частот крутильных колебаний по сравнению со значениями, которые дают расчеты, базирующиеся на обычных соотношениях сопротивления материалов. Величины поправок, связанных с учетом закрученности, возрастают с уменьшением толщины профиля, увеличением стрелки изгиба средней линии и с уменьшением удлинения лопатки. Для расчета частот первых трех форм колебаний достаточную точность дают приближенные способы, изложенные в пп, 2 и 3, при этом специальные геометрические характеристики сечений, необходимые для учета влияния закрученности, определяются по формулам (40) и (41). [c.360]

При расчете на прочность лопаток радиальных турбин необходимо иметь в виду следующее а) центробежная сила действует перпендикулярно оси лопаток и вызывает ее изгиб [c.96]

Лопатки сопловых аппаратов рассчитываются на действие изгибающих нагрузок от газовых сил как двухопорные балки (лопатки первой ступени) и как консольные или шарнирно-соединенные балки (второй и следующих ступеней) при косом изгибе. Для сопловых лопаток расчет на циклическое нагружение, вызванное действием термических усилий, имеет особое значение ввиду возможных забросов температур газа. Неравномерность температуры газа в окружном направлении, как показано в работе [2], может достигать 25—30%, это приводит к превышению рабочих значений температур на лопатках соплового аппарата на 50—150° С. Поэтому наиболее частым дефектом этих детален является их растрескивание от действия циклических термических напряжений (см. 1). [c.83]

Направляющие лопатки турбин работают в условиях косого изгиба, так как плоскость, в которой действует на лопатку нагрузка, не совпадает, как правило, с плоскостями главных центральных осей сечения лопатки. Расчет направляющих лопаток осложняется еще и тем, что характер закрепления их краев может быть различным для осевого и окружного направлений. Это приводит, как правило, к статически неопределимой задаче и только в отдельных случаях, как, например, для консольных направляющих лопаток турбин с реактивным облопачиванием, расчет может быть упрощен. Попутно заметим, что указанные выше обстоятельства встречаются и при расчете некоторых специальных конструкций рабочих лопаток [44]. [c.340]

Лопатки могут быть радиальными или изогнутыми. Для нена-гружеиных колес или предварительной оценки используют метод присоединенных масс, основная идея которого заключается в представлении лопаток в виде осесимметричных распределенных боковых сил без учета изгиба основного диска [92, 107] или с учетом изгиба [56, 67]. В этом случае жесткость лопаток на растяжение не учитывают. При расчете диска на растяжение по формулам гл. 1 или при несимметричном меридиональном сечении при расчете диска на изгиб по формулам гл. 2 вводят приведенн] плотность материала [c.174]

Для оценки напряженности рабочего колеса турбины TKP-U и последующего расчета на приспособляемость были определены тепловые напряжения, возникающие в диске в различные моменты времени при пуске и охлаждении. При этом использовались результаты исследования температурных полей при нестационарных тепловых режимах. Вначале расчет был произведен по приближенной методике, не учитывающей влияния жесткости лопаток и изгиба диска [38]. Затем был применен уточненный метод расчета упругих напряжений в дисках радиальных турбомашин, свобрдный от этих допущений [64]. [c.170]

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

При расчете лопаток турбин широкое распространение имеет стержневая теория, согласно которой лопатка рассматривается как плоская или в более сложных случаях как закрученная узкая пластина-стержень, что дает достаточно удовлетворительный результат на некоторой части спектра собственных частот и позволяет найти как изгибиые, так и крутильные формы колебаний лопатки. В связи с дальнейшим развитием конструкций расчетная схема лопатки усложняется — ее рассматривают как широкую пластину, а затем — как оболочку (это характерно для широких лопастей поворотно-лопастных гидротурбин). [c.14]

Применение метода Ритца при расчете колебаний лопаток на основе теории оболочек. Принципиальные основы метода Ритца остаются прежними, но кроме прогиба по нормали w аппроксимируются н смещения и, v в касательной плоскости. Выражение для потенциальной энергии содержит члены, связанные с изгибом и растяжением срединной поверхности, для упрощения иногда принимаются некоторые дополнительные гипотезы (например, отсутствие сдвига в срединной поверхности)-Расчет проводится на ЭВМ, причем при сохранении в уравнении (93) порядка пт = 30-н50 удовлетнорнтельная точность получается до частот (5-н 10)10 Гц. [c.248]

Колебания пакетов лопаток. При расчете на колебания пакета связующий элемент обычно считается упругим безынертньш соединением его масса распределяется по концам, т. е. присоединяется к лопаткам. Бандаж работает только на изгиб. [c.255]

На рис. 138 приведены результаты сравнения экспериментальных данных испытаний лопаток на выносливость при изгибе по первой форме колебаний [155] с расчетом по формуле (VI. 10). Сравнение показывает, что долговечность лопатки можно вполне надежно рассчи-аывать по кинетическим диаграммам развития усталостной трещины. Параметры уравнения Париса, значения пороговых коэффициентов интенсивности напряжений и пределов выносливости серий лопаток, необходимые для использования формул (VI. 1), (VI.2), (VI. 10), взяты из табл. 34 и работ [155, 156J, а зависимости геометрического фактора от размера трещины в лопатках — из работы [1051. [c.227]

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]

Для расчета рабочих лопаток на растяжение и изгиб необходимо располагать величинами илошадей и главных центральных моментов инерции площадей поперечных сечений, а также знать положение их центров тяжести. [c.81]

Ривош У. Е. иЗильберман А. С., Расчет рабочих лопаток паровых турбин на изгиб с учетом центробежной силы, Вестник Всесоюзного объединения котлотурбинной промышленности (ВКТО) № 1, 1932. [c.108]

Для расчета потенциальной энергии изгиба лопаток их массу заменяют эквивалентной массой, непрерывно распределенной по ометаемой л1 11агками площади, обладающей равными с лопаткой жесткостью на изгиб и удельной массой [c.328]

Последние публикации перед второй мировой войной завершают первый этап исследований решеток. В 1937 г. [5.18] был опубликован метод, основанный на теории Бирнбаума—Глау-эрта для изолированного профиля, пригодный для расчета лопаток, нормальных к оси и имеющих небольшой изгиб профилей. Попытка применения его к профилям с произвольным углом установки привела к большим математическим трудностям. [c.124]

Еще одно обстоятельство, на которое необходимо обратить внимание, это величина момента инерции сечения диафрагмы. В расчете по методу А. М. Валя диафрагма рассматривается как кривой брус, нейтральная плоскость которого перпендикулярна к оси турбины. При этом наличие лопаток в расчет не принимается, т. е. лопатки считаются абсолютно жесткими. Очевидно, что для диафрагм высокого давления это допущение может считаться достаточно справедливым, так как высота лопаток в данном случае незначительная. Будучи, однако, расположены дискретно, лопатки не могут существенно увеличивать изгиб-ную жестксоть диафрагмы, поэтому их не следовало бы принимать в расчет при определении момента инерции сечения диафрагмы. [c.325]

Последнее условие выполняется вследствие того, что обод закреплен на разъеме от смещения в окружном направлении. Переходя к рассмотрению условий сопряжения лопатки с телом, необходимо обратить внимание на следующее. Так как тело не закреплено от перемещений в своей плоскости, то, очевидно, под действием усилий и моментов, передаваемых на тело со стороны лопаток в пдоскости tz оно может повернуться на некоторый угол вокруг центра диафрагмы, как абсолютно жесткое тело. Необходимо отметить, что поворот тела будет иметь место и в том случае, если окружные нагрузки на лопатку Qu отсутствуют, что объясняется наличием косого изгиба. Подобное обстоятельство наблюдается и при расчете других деталей турбин, где лопатки находятся в похожих условиях [85]. [c.350]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...