Лопатки турбинные — Резонансные

Лопатки турбинные — Резонансные [c.547]

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]

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]

Запас прочности, определяемый по соотношениям (7.2) и (7.3) называется запасом усталостной прочности по подобному циклу. На практике пропорциональное возрастание переменных и постоянных напряжений не наблюдается. Например, в лопатках турбин и компрессоров постоянные напряжений изменяются пропорционально квадрату изменения частоты вращения, в то время как переменные напряжения существенно возрастают лишь при резонансных режимах работы, и в таких случаях рассчитывают Ла — запас по переменным напряжениям. Считая, что в момент усталостного разрушения [c.211]

Лопатки турбинные — Резонансные числа оборотов 349 [c.547]

Лопатки турбин работают в очень тяжелых условиях. Они подвергаются сильному воздействию центробежной силы, изгибающему и пульсирующему воздействию рабочей среды, вызы-вающ-ему вибрации лопаток, в которых легко могут быть возбуждены резонансные колебания. Все это происходит в первых ступенях турбины при высоких температурах рабочей среды, воздействующей на лопатки как химически, так и механически в последних ступенях имеет место разъедание (эрозия) входных кромок лопаток частицами воды, содержащейся во влажном паре. [c.63]

Развитие усталостных трещин в лопатках компрессоров и турбин в пределах существующего ресурса двигателя явление частое, наблюдаемое по различным причинам. Появление трещин, например, может быть связано с различными повреждениями лопаток в результате попадания постороннего предмета и возникновением в результате этого вмятин, надрывов и изгибов пера лопатки. У поврежденной лопатки могут изменяться или оставаться теми же резонансные колебания. Она попадает на короткий период времени в условия резонансных колебаний по одной из частот, которые типичны для проходных режимов работы двигателя, что приводит к накоплению в лопатке усталостных повреждений. При наличии высокой концентрации напряжений в результате появления повреждения происходит резкое снижение периода зарождения трещины и в лопатке возникает и развивается усталостная трещина. Такая ситуация может быть реализована на разных стадиях эксплуатации двигателя. [c.566]

Все более широкое применение методы голографического неразрушающего контроля находят в машиностроении для определения качества лопаток паровых турбин [111, 231], баллонов высокого давления [200], мембран датчиков высокого давления [97], для выявления дефектов сварки [3, 54, 149] и др. Характерная картина распределения амплитуд колебаний турбинной лопатки на резонансной частоте приведена на рис. 129, где отчетливо видно увеличение контраста интерференционных полос в случае стробоголографической записи интерферограммы. [c.214]

Следовательно, динамические напряжения, возникающие при резонансных колебаниях лопаток, чрезвычайно опасны для работы турбины. Эти напряжения вызываются незначительной возмущающей силой, составляющей лишь малую долю полного давления на лопатку, и тем не менее во много раз превышают статические напряжения от изгиба их паром (газом). Особенно опас- [c.148]

Если, например, частота собственных колебаний лопатки составляет приблизительно 500 гц, а число оборотов турбины 50 в секунду, то частоты 450, 500 и 550 гц являются резонансными. Нерезонансными, наиболее удаленными от указанных выше, будут частоты 475 и 525 гц. Разница между резонансными (450, 500 и 550 гц) и нерезонансными (475 и 525 гц) частотами составляет всего 5—5,5%, в то время как разброс частот отдельных лопаток на диске может доходить до 8—10 % Следовательно, на диске всегда найдутся лопатки, работающие в резонансе. [c.150]

Снижение декремента приводит к пропорциональному увеличению переменных напряжений в лопатках на резонансных режимах, чем, по-видимому, может быть объяснено большинство случаев усталостных поломок турбинных лопаток после длительных сроков эксплуатации. [c.92]

Рабочие лопатки испытывают переменные усилия со стороны пара, когда они при вращении ротора с огромной скоростью проходят мимо каналов, образованных направляющими лопатками. Непосредственно против выходной кромки направляющей лопатки скорость выхода пара меньше, чем в середине межлопаточного канала. Частота перемен усилия, действующего на лопатку, может совпасть с частотой собственных колебаний рабочих лопаток. В этом случае амплитуда колебаний лопаток и, следовательно, изгибные напряжения в них становятся большими и лопаткам грозит вибрационная поломка. Для предотвращения опасных резонансных колебаний лопаток их связывают между собой в пакеты по несколько штук с помощью ленточного бандажа, закрепляемого на вершинах лопаток путем расклепки специальных шипов, изготовляемых за одно целое с лопатками. Иногда применяется приварка бандажа к лопаткам (в газовых турбинах). [c.11]

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]

Вместе с вращающимся турбинным диском рабочие лопатки перемещаются в пространстве, где расположены направляющие лопатки, камера сгорания, система опор. В таких условиях результирующие усилия, приложенные к лопаткам, колеблются, и это может породить явления многоцикловой усталости. Чтобы их избежать, конструкторы придают лопаткам форму, исключающую, насколько возможно, резонанс этих колебаний с собственными колебаниями лопаток. Нередко оказывается невозможным избежать вибраций во всем диапазоне рабочих скоростей вращения, и конструкторы вынуждены применять виброгасящие устройства или ограничиваться предотвращением лишь наиболее опасных резонансных ситуаций. [c.60]

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]

Трещины по пазу замка. Характерными повреждениями лопаток турбины являются трещины по первому пазу елочного замка, а также трещины и разрушение проточной части. Первые происходят при возникновении на лопатках резонансных колебаний. Источником возбуждения их являются импульсы, возникающие при прохождении рабочих лопаток через аэродинамический след лопаток соплового аппарата. Неравномерность температуры газа перед сопловым аппаратом турбины способствует увеличению неравномерности сил газового потока, что также является источником возбуждения колебаний лопаток. [c.100]

Следует отметить, что в машинах первого типа нагружение изгибом может сочетаться со статическим растяжением образца. В этом случае в образце создается напряженное состояние, подобное возникающему в условиях работы материала в лопатках газовой турбины — статическое напряжение от растягивающих центробежных сил и вибрационные изгибные напряжения при резонансных состояниях. [c.13]

Формулой (7.69) можно воспользоваться для приближенного расчета дополнительных напряжений турбинной лопатки от резонансных колебаний. Если считать, что давление пара на лопатку изменяется по закону [c.309]

Рис. 1. Влияние охлаждения патрона А — на стабилизацию резонансных частот (сгглошные кривые), напряжений (штрихпунктир) В — на распределение напряжений, амплитуд колебаний г/ и температур t по длине литого образца из сплава ВЖЛ12У, моделирующего стенку пера лопатки турбины, при высокотемпературных технологических испытаниях на усталость.

Несколько других типов демпферов показано на рис. 5.5, где демпфирующий вязкоупругий материал отмечен штриховкой [5.8, 5.9]. Круговой демпфер был задуман как способ получения мягкого материала с низкой резонансной частотой без существенного увеличения массы. Различные демпферы балочного типа предназначены для использования во вращающихся лопатках турбин. Демпфер в виде резонансной балки (рис. 5.5, е) предназначен для ограничения деформаций ползучести вязкоупругого материала вращающейся лопатки турбины при больших центробежных нагрузках [5.9]. Ликари и Бархан [5.16] исследовали конструкции вязкоупругих демпферов в виде маятников, когда вязкоупругий материал располагается в цилиндрическом или сферическом шарнире маятника. Маятниковые демпферы применяются при низких частотах колебаний и не приводят к увеличению веса. [c.213]

Мультирезонансы. На рис. 8.7 показана -резонансная диаграмма рабочего колеса турбины [30]. Резонансные режимы, отмеченные кружками, обнаружены в результате одновременного тензометри-рования лопаток, оснащенных бандажными полками, и диска в рабочих условиях. Характер располох<ения резонансных точек на диаграмме свидетельствует о колебаниях рабочего колеса как единой упругой снстемы. Это подтверждалось и сопоставлением динамических напряжений на лопатках и диске, которые в резонансное состояние входили одновременно, хотя соотношение резонансных напряжений для лопаток и диска на различных резонансах различно. Наиболее интенсивные колебания лопаток наблюдались при [c.148]

Рис. 8.31. Рабочие лопатки турбины I попарно своими односторонними елочными замками помещаются в паз диска 2 и фиксируются от осевых перемещений пластинчатыми замками 3. Центры масс сечений пера лопатки смещены относительно центра массы корневого сечения таким образом, что под действием центробежных сил ножки лопаток прижимаются друг к другу по поверхности контакта. Как показывает тензометрирование, резонансные напря-

Циклические напряжения, возникающие в деталях горячего тракта ГТУ при пусках и остановах, вызывают ускоренный износ этих деталей, зависящий также от скорости изменения температуры, перепадов температур и усилий. Свойства материалов (длите 1ьная прочность, скорость ползучести) в деталях, испытывающих циклические нагрузки, ухудшаются по сравнению с работающими в условиях статического нагружения. Из-за худшего сгорания то 1лива в пусковых режимах могут образовываться отлагающиеся на лопатках турбины агрессивные продукты неполного сгорания. При теп-лосменах повреждается поверхностный слой и облегчается проникновение кислорода и катализаторов коррозии к внутренним слоям металла. Из-за нерасчетных режимов работы создаются условия,. в которых возможны забивание форсунок, образование нагаров в камерах сгорания и т. д. Гибкие роторы ГТУ при развороте проходят через критические частоты вращения, при которых даже небольшие небалансы могут вызвать повышенные колебания, ускоряющие износ подшипников и снижающие надежность имеющихся на агрегате систем и аппаратуры. Точно так же практически все лопаточные венцы компрессора и турбины проходят при развороте ГТУ через резонансные частоты, равные или кратные частотам собственных колебаний лопаток. При таких частотах амплитуды колебаний и динамические напряжения в лопатках могут существенно возрастать. Компрессорные ступени, кроме того, могут в пусковых режимах работать с повышенными пульсациями потока и увеличенными динамическими напряжениями срывного характера. В результате создаются услевия для накопления повреждаемости лопаток и сокращения срока их службы. [c.169]

До недавнего времени все лопатки компрессоров и турбин ГТД проектировали по принципу безопасного ресурса. Лопатки отстраивали по основному тону их колебаний таким образом, чтобы резонансные колебания либо вообще не возникали, либо их появление имело кратковременный характер на переходных режимах работы двигателя. Однако реальная эксплуатация двигателей показывает, что разрушение лопаток происходит при различной наработке двигателя и является частым событием по различным причинам [3, 4]. Возможна высокая концентрация напряжений по зонам галтельного перехода у основания лопаток, проявление фреттиига по контактирующим поверхностям основания лопатки и межпазового выступа диска, а также весьма распространены ситуации повреждения пера лопатки из-за попадания постороннего предмета в газовоздушный тракт ГТД или возникновения коррозионных язв. Следствием этого является фактическая эксплуатация лопаток с развивающимися в них усталостными трещинами. [c.567]

Представленные результаты анализа кинетики усталостных трещин в лопатках компрессоров и турбин двигателей свидетельствуют в первую очередь о том, что в пределах существующих ресурсов двигателей происходят разрушения лопаток только из-за их повреждений. Само распространение трещин определяется вибронагруженно-стью лопаток на резонансных или близких к таковым частотах и с этой точки зрения разрушение лопаток является многоцикловым, а в некоторых случаях и сверхмногоцикловым — развитие трещин от единичных циклов нагружения. Однако количество полетных циклов может составлять всего от нескольких десятков до нескольких сотен циклов. Для каждой лопатки разброс периода роста трещины может быть получен из-за того, что возникающие повреждения располагаются на разном расстоянии от основания лопатки, т. е. сечение развития трещины оказывается различным образом нагружено. Этот факт должен быть учтен при установлении периодичности эксплуатационного контроля повреждений лопаток в эксплуатации из-за попадания посторонних предметов в проточную часть двигателя. [c.615]

Разработана [154] электродинамическая установка длк испытания на усталость лопаток турбин и компрессоров в условиях высоких температур. Частота нагружения от 200 до 3000 Гц, температура испытания до 1200°С. Испытания на усталость замковых соединений лопаток турбин и компрессоров проводят при совместном действии статического растяжения и переменного изгиба на машине резонансного типа [50]. Установка УЛ-(1 предназначена для исследования усталостной прочности лопаток и образцов в резонансном режиме [3]. Разновидностью электромагнитной установки для испытания лопаток является выпускаемая в ЧССР машина Турбо . Лопатки турбомашин испытывают на резонансных частотах Возбуждение колебаний лопаток может осуществляться пульсирующей воздушной струей [50]. Создана многообразцовая электромагнитная машина для испытания на усталость лопаток при одновременном статическом растяжении в условиях высоких температур и специальных сред, а также установка для испытания на усталость диска турбины с укрепленными на нем лопатками с электродинамическим возбудителем колебаний. Имеются установки для испытания лопаток и образцов при растяжении и изгибных колебаниях, а также на термическую уста-лость . [c.226]

Статические испытания позволяют получить спектр частот колебаний лопаток и соответствующие им формы. Кроме этого, могут быть нолучены для каждой формы колебаний относительные значения напряжений в различных сечениях лопатки. Получить абсолютные значения напряжений при статических испытаниях невозможно, так как неизвестны ни величина возмущающих усилий, ни декремент колебаний. Кроме этого, получив сиектр резонансных частот и соответствующие им формы колебаний, не иредставлнется возможным, базируясь лишь на результатах статических испытаний, выделить опасные формы колебаний. Данн.ые об уровне напряжений можно получить лишь в результате испытаний лопаток неиосредственно па турбине в условиях се эксплуатации. Вместе с тем, как уже отмечалось, в настоящее время эти испытания весьма сложны и громоздки и требуют затраты большого количества времени. Основная трудность при этом для многоцнлнндровых турбин заключается в обеспечении надежного вывода проводников от тензометров через ряд последовательно соединенных роторов, имеющих в большей части своей длины высокую температуру. [c.198]

Для измерения напряжений в лопатках служили следующие приборы тензометрический трехканальный усилитель типа Т-11 с Потенциометрической схемой шлейфовые осциллографы Н-102 катодные осциллографы ЭО-7 с дополнительным каскадом усиления электронный с гетный частотомер тарировочное устройство. Для онределеиия масштаба осциллограмм производилась динамическая тарировка тензометрической аппаратуры. Перед испытаниями лопаток в лабораторных условиях были определены спектр частот, формы колебаний и распределение относительных напряжений для единичной лопатки. Спектр частот определялся резонансным методом. Режимы при испытаниях были установлены следующие пуск турбины из холодного состояния с медленным набором оборотов до срабатывания автомата безопасности, синхронизация и набор нагрузки до 290 МВт (нри номинальной мощности турбины 300 МВт). [c.199]

Таким образам, если в газовых турбинах, где широко используют замки типа елка, появление некоторото разброса резонансных напряжений иногда и может быть связано с разбросом демпфирующих свойств по лопаткам то, в осевых комлрессорах, в которых лопатки чаще всего крепятся посредством замков типа ласточкин хвост, это мало вероятно. Следовательно, объяснение стабильно наблюдаемых существенных разбросов резонансных напряжений по лопаткам не всегда возможно на основе концепции изолированных лопаток. [c.168]

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]

Для определения резонансной частоты вращеиня строится частотная диаграмма, изображенная на рис. 17, а, б [10] соответственно для компрессорной и турбинной лопаток. На диаграмме нанесены кривые изменения частот собственных колебаний лопатки /j, (п), определенные с учетом влияния центробежных сил и температуры. Точки пересечения этих кривых с лучами гармоник определяют резонансные частоты вращения ротора Пр з. [c.249]

Регулирующий клапан начинают постепенно открывать дальше. Частота вращения вала ТВД увеличивается. При 2000 об./мин на ГТК-5 и ГТ-750-6 закроются противопомпажные клапаны, а при 2400—2500 об./мин закроется клапан турбодетандера, отключится расцепная муфта и перекроется пусковой газ. К этому моменту или несколько раньше начнет вращаться вал ТНД. Регулирующий клапан прекращают открывать, когда на механизме задатчика регулятора скорости сработают микропереключатели, сигнализирующие о выходе турбины на режим минимальной нагрузки при частоте вращения вала ТНД 3300 об./мин на ГТК-10 и 3800 об./мин на ГТК-5 и ГТ-750-6. К этому моменту частота вращения вала ТВД обычно достигает - примерно 4400 об./мин, а температура перед турбиной составляет около 600° С. Необходимо только следить, чтобы возрастание частоты вращения по валу ТВД с 2500 до 4200 об./мин было завершено за 2—3 мин. Дальше задеряшваться в указанном диапазоне не разрешается по причине резонансных частот собственных колебаний на некоторых лопатках осевого компрессора. Задержка может произойти не из-за нарушения режима пуска, а по причине несвоевременного вступления в работу ограничителя приемистости. В этом случае следует отрегулировать его работу за счет перестановки золотника 30 (см. рис. 4) вверх по резьбе по серьге 26. [c.122]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...