Газовые силы

Замок елочного типа. Для лопаток газовых турбин (рис. 9.17) такой замок имеет основное применение. Профиль зубцов замка аналогичен профилю упорной резьбы, число контактирующих зубьев в соединении от 2 до 6. Замки в турбинах работают в сложных силовых и температурных условиях. Центробежные и газовые силы вызывают достаточно высокие осевые номинальные напряжения во впадинах под первой парой контактирующих зубьев ( 100—180 МПа). При этих напряжениях и высокой температуре (до 700° С) уже в начальный момент времени в зонах концентрации напряжений появляются упругопластические деформации, а со временем развиваются деформации ползучести. Эти ответственные соединения разрушаются обычно в пазах хвостовиков концентрации напряжений и деформаций. [c.177]

Таким образом, определив по формуле (27) изгибающий момент от газовых сил, можно найти максимальное напряжение изгиба в обеих кромках корневого сечения [c.57]

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]

Это выражение может быть использовано также для расчета амплитудно-частотных характеристик системы с комплексным ГДТ. Для этого в выражениях (80) используем параметры внешних характеристик, соответствующих режиму работы ГДТ. Целесообразно в качестве входной величины ф1 = Д/Пд брать колебания момента на валу двигателя, а не момента газовых сил. Это дает возможность более просто провести эксперимент по снятию частотных характеристик системы и проверить правильность расчетных частотных характеристик. Влиянием момента инерции двигателя /д можно пренебречь. Тогда выражения (80) несколько упрощаются, так как постоянная времени двигателя 7 д = 0. [c.70]

Пример 8.1. Рассмотрим расчет шатунных винтов (рис. 8.4) главного шатуна дизеля. Из динамического расчета двигателя известно, что полная нагрузка на кривошипную головку шатуна равна 420 кН. Нагрузка на один болт составляет 60 кН. Динамическим усилием, связанным с действием быстро изменяющихся газовых сил, пренебрегаем, так как частота собственных колебаний деталей поршневой группы значительно превышает частоту вспышек в камере сгорания. [c.265]

В реально выполненных ступенях осевого компрессора между лопатками рабочего колеса и внутренней поверхностью корпуса всегда имеется конструктивный зазор Аг (рис. 2.38), величина кото-юго зависит от размеров компрессора и качества его выполнения. 1ри этом реальный зазор в рабочем состоянии компрессора может заметно отличаться от монтажного (контролируемого при сборке компрессора) вследствие радиальных деформаций деталей ротора и корпуса под действием центробежных и газовых сил и вследствие теплового расширения. Обычно у прогретого двигателя рабочий зазор оказывается меньше монтажного. Наличие радиального зазора оказывает существенное влияние на работу прилегающих к нему участков лопаток. Под влиянием разности давлений на во- [c.91]

Здесь и в формуле (17) значения представляют собой гармоники тангенциальных газовых сил на единицу площади поршня одного цилиндра. [c.337]

Суммируя момент с моментом от газовых сил получим г К) - .1. 1 ( Ш2) , 2 [c.298]

Основные виды колебаний. Резонансные колебания вызываются совпадением одной из собственных частот лопатки с частотой переменных газовых сил, действующих на вращающуюся лопатку. [c.309]

Периодически меняющиеся газовые силы могут быть представлены в виде суммы [c.309]

При проектировании лопаток косвенной оценкой надежности может служить величина напряжений в лопатке от изгиба статическими газовыми силами (см. стр. 270). Однако дальнейшее экспериментальное определение запасов усталостной прочности лопаток является совершенно необходимым. [c.314]

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]

Уровень шума и вибрации современного автомобиля стал одним из главных показателей его качества и степени совершенства конструкции [29, 57, 58]. Причиной возникновения вибрации и шума являются инерционные и газовые силы в двигателе. Поскольку от этих сил в полной мере избавиться не удается, даже используя дополнительные валы с дисбалансами, гасящими первоначальные силы, то виброизоляция силового агрегата от корпуса автомобиля приобретает первостепенное [c.11]

При одинаковой оборотности и прочих равных условиях двухтактные дизели по сравнению с четырехтактными более компактны и имеют значительно большую (на 50—70%) литровую мощность. Увеличение оборотности связано с ухудшением рабочих процессов обоих типов двигателей. Вместе с тем с увеличением оборотов средние нагрузки на коренные подшипники возрастают у двухтактных дизелей медленнее, чем у четырехтактных (за счет увеличения сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс, снижающих нагрузки на подшипники от газовых сил). [c.16]

При головках цилиндров из алюминиевых сплавов шпильки (болты) кроме напряжений от газовых сил испытывают также температурные [c.127]

Шатунные болты. Шатунные болты четырехтактных двигателей нагружаются силами инерции масс поршня и шатуна (без нижней крышки), достигающими наибольших значений при положениях поршня около в. м. т. Кроме этих сил шатунные болты подвергаются воздействию значительно больших, чем силы инерции, сил затяжки. В двухтактных двигателях вследствие наличия газовых сил, противоположных по знаку отрицательным силам инерции, шатунные болты нагружаются практически лишь силои затяжки. [c.182]

При испытаниях механизма клапанного привода на специальных установках действительные условия работы механизма не могут быть созданы. Универсальность испытательного стенда вызывает большое отличие экспериментальных условий от действительных изменяется являющаяся важным параметром расчета жесткость механизма газораспределения, не учитываются нагрузки от газовых сил, не изменяется тепловой зазор. Особенно трудно применять специальные установки при доводке опытных двигателей. Поэтому, несмотря на то, что усилия от газовых нагрузок с достаточной точностью могут быть учтены, а величина теплового зазора при помощи несложных приспособлений может регулироваться, все же специальные установки для испытания клапанных приводов распространения не получили. [c.307]

Для четырехтактного двигателя, каковым, например, является авиационный двигатель, гармоники возбуждения от газовых сил имеют порядок, кратный половине числа оборотов вала ( = 0,5 1 1,5 2 2,5). [c.269]

Газовые силы (в кгс/см), действующие на единицу длины рабочей лопатки (рис. 8), определяют но формулам [c.281]

Фактическое направление газовых сил рх, ру для турбинных и компрессорных лопаток роторов правого и левого вращения показано на рис. 9. У лопаток турбин сила Ру всегда направ.тена по вращению, у лопаток компрессора—против вращения. [c.282]

Для разгрузки лопатки от изгиба газовыми силами осуществляют наклон оси лопатки по отношению к замку в сторону спинки (рис. 12, а) или смещают ось лопатки вместе с замком в сторону вогнутой части профиля (рис. 12, б). [c.285]

В длинных лопатках действительные напряжения изгиба от газовых сил получаются меньше, чем по приведенным формулам, благодаря разгружающему действию центробежных сил на упругих прогибах лопатки. [c.285]

Напряжения растяжения в лопатках газовых турбин в сильной степени зависят от типа и назначения турбины, температуры газа, окружной скорости и других Параметров. Наибольшие напряжения растяжения обычно лежат в пределах 8— 24 кгс/мм , напряжения изгиба только от газовых сил — в пределах 5—15 кгс/мм , суммарные напряжения (с учетом компенсации первоначальными выносами) — 10—30 кгс./мм . Напряжения растяжения в стальных лопатках компрессора составляют 15—20 кгс/мм для первых ступеней и 8—12 кгс/мм для последних. [c.291]

В третьей схеме усилия вспышки воспринимаются стенками стальных цилиндров. Так как стенки цилиндров по технологическим условиям нельзя выполнить тоньше определенного мнни-мума, они, как правило, обладают резервом прочности против действия газовых сил. Следовательно, их можно нагружать затяжкой без дополнительного увеличения сечений. Это делает схему несущих цилиндров принципиально наиболее легкой. [c.134]

Пример последовательного упрочнения шатунно-поршневого сочленения приведен на рнс. 409. В конструкции 1 днище поршня, поршневые бобышкн н поршневой палец подвергаются изгибу действием газовых сил. Соединение бобышек с днищем ребрами 2 или сплошными перемычками 3 резко уменьшает пзгнб. Для увеличения жесткости н прочности днищу придают сферическую вогнутую форму 4. [c.564]

Скос головки шатуна 5 сводит к минимуму протяженность неопертой поверхности днища и одновременно уменьшает изгиб поршневого пальца. Вместе с тем снижаются удельные нагрузки от газовых сил на рабочих поверхностях поршневого пальца. [c.564]

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС). Двигатели внутреннего сгорания широко применяются в судовых силовых установках, в машинных агрегатах транспортных, сельскохозяйственных, дорожных и других машин. Под динамической силовой характеристикой ДВС понимаются закономерности формирования вращающих моментов, действующих на отдельные кривошипы коленчатого вала двигателя. При схематизации динамической характеристики ДВС в общем случае учитываются позиционные закономерности силовых характеристик ДВС от газовых сил рабочего процесса и неуравновешенных сил инерции шатунно-поршневых групп наличие локальной системы автоматического регулирования скорости (САРС) импульсный характер воздействия исполнительного органа управляющего устройства па входной поток энергии влияние сложной формы регулирующих импульсов на характеристики САРС. [c.33]

Действующие в реальных системах периодические усилия (моменты) и их гармоники лучше всего находить из специальных экспериментов (динамометрия, тензометрия, пьезометрия, снятие индикаторных диаграмм и др.). В новых машинах они оцениваются по аналогичным однотипным установкам или по справочным таблицам (графикам) типового гармонического состава усилий при разных мощностях, приводимых в справочниках [1 ], [4], [10], [И]. В поршневых машинах к моментам от газовых сил прибавляются инерционные моменты от возвратно движущихся масс поршней и шатунов, ускорения которых определяют из законов движения кривошипного механизма. [c.73]

Чтобы найти амплитудное значение гармонической силы, приложенной к колену вала двигателя, нужно вектори-ально сложить гармоники газовых сил от всех цилиндров, действующих на колено, считая значения постоянными для всех цилиндров. [c.376]

Для расчета напряженного состояния необходимы данные о скорости вращ ения, газовых нагрузках и температурном состоянии по длине и сечениям лопатки. Учитываются дополнительные изгибающие моменты, возникающие вследствие выносов оси лопатки. Эффектом кручения, возникающего от действия центробежных и газовых сил, обычно пренебрегают. [c.82]

В рабочих лопатках турбин напряжения различны в кромках и в центральной части и неодинаковы по высоте пера лопатки. На рис. 4.5 [3] показано распределение суммарных (от действия центробежных и газовых сил и неравномерной температуры) напряжений и температур по контуру и срединной линии охлаждае- [c.84]

Для определения амплитудного значения гармонической силы, приложенной к колену вала, в случае действия на него многих цилиндров векторно складывают гармоники газовых сил ог всех цилиндров D предположении посгоянсгва значений для всех цилиндров. Если колено воспринимает силу от нескольких цилиндров, то [c.337]

Обозначения ФДа )—вращающий момент двиг.иеля от газовых сил /-го цилиндра в функции угла поворота /-го кривошипа коленчатого вала а Ф- ( ц)- ( у ) "Ращающие моменты двигателя, приложенные к /-м кривошипам коленчатых валов, управляющих соответственно выпускными и продувочными окнами, в функцип углов поворота /-х кривошипов коленчатых палов а V — рабочий объем цилиндра р ,, р . — давление в конце хода сжатия и среднее индикаторное давление рабочего процесса, е —степень сжатия 2 — число цилиндров ДВС — число кривошипов коленчатого вала. [c.353]

Лопатки сопловых аппаратов Образование трещин вследствие изгиба от газовых сил и тепловых нагрузок. Газовая коррозия Улучшение охлаждения. Увеличение pazwy a входной кромки. Оребрение. Введение турболиза-торов [c.340]

Наибольшие напряжения растяжения обычно лежат в пределах 8— 24 кГ/маР, напряжения изгиба только от газовых сил — в пределах 5— 15 кГ1мм , суммарные напряжения (с учетом компенсации первоначальными [c.278]

Срывные колебания возникают в лопатках при работе ступени на нерасчетных режимах. При этом переменные газовые силы не носят четко выраженного периодического характера. Колебания лопаток происходят в основном по первой форме с неустойчивой амплитудой. Сильные срывные колебания обычно возникают в лопатках компрессора на предпомпажных режимах. [c.312]

Профильная часть лопатки и хвостовик подвержены действию повышенных температур, статическим напряжениям от центробеж ных и газовых сил и переменным напряжениям от вибраций. Статические напряжения растяжения в профильной части лопаток 100. .. 300 МПа, а температура около 1000° С. Переменные напряжения изгиба на резонансных режимах могут достигать 150 МПа. Статическая напряженносто елочных хвостовиков в поперечнотй сечении над первым зубом составляет 100. .. 200 МПа растягивающих напряжений и температурах 450. .. 750° С. Статическую напряженность хвостовиков лопаток компрессоров, имеющих профиль типа ласточкин хвост , оценивают о.бычно по напряжениям смятия, которые равны 100... 1>50 МПа для стальных и титановых лопаток. Рабочая температура хвостовика лопатки может достигать [c.121]

Второй условнойтью расчета является пренебрежение нагрузкой от сил инерции, незначительной по сравнению с нагрузкой от газовых сил на режиме п = Пем. [c.59]

Изгибающие моменты от газовых сил. Прн расчете лопаток на изгиб удобно пользоваться системой координат, показанной на рис. 7. Здесь х, у, т — оси, связанные с враш,ающимся диском и проходящие через центр тяжести корневого сечения лопатки О. Ось х параллельна оси вращения и направлена по потоку. Ось г направлена вдоль радиуса, ось у лежит в плоскости вращения. Координаты центра тяжести поперечных сечений (выйосы) обозначены х г), у (г). В общем случае линия, соединяющая центры тяжести сечений (ось лопатки), не является прямой, но отношения х/г 1, у г 1. Поэтому можно считать, что поперечные сечения лопатки перпендикулярны оси г. [c.281]

Для предварителыгого расчета определяют только наибольшее растягивающее напряжение изгиба от газовых сил в корневом сечении лопатки [c.285]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...