ТУРБОМАШИНЫ Лопатки —

В работе [55] исследована установившаяся ползучесть рабочих лопаток осевых турбомашин. Лопатка рассчитана на растяжение и изгиб, при этом принято, что нейтральная линия лежит вне сечения, т. е. напряжения, образовавшиеся в результате изгиба, меньше напряжений, вызванных растяжением, что часто имеет место в турбинных лопатках. [c.258]

В процессе эксплуатации турбомашин лопатки подвергаются воздействию сил давления пара или газа (аэродинамической нагрузки), которые изгибают и закручивают ее. В результате вращения лопатка растягивается и, вообще говоря, также изгибается и закручивается. [c.58]

Такого рода вихревые усы не могут возникнуть в турбомашинах других типов (осевые компрессоры и вентиляторы, осевые турбины), отличающихся тем, что их лопатки ограничены с торцов поверхностью кольцевого канала ). В результате этого индуктивное сопротивление или совсем не возникает, или оно имеет второстепенное значение. [c.102]

Несущая способность элементов конструкций по сопротивлению усталости при циклическом нагружении рассматривается в свете вероятностных представлений о возникновении разрушения и об уровне действующих переменных напряжений. При этом следует иметь в виду основные условия нагруженности изделий и их элементов. Многим из них свойственны стационарные режимы переменной напряженности, уровень которой в пределах большого парка однотипных конструкций и их деталей от изделия к изделию меняется, причем отклонение уровней носит случайный характер. Примером таких деталей являются лопатки стационарных турбомашин. Условия возбуждения колебаний этих деталей в однотипных машинах зависят от изменчивости условий газодинамического возбуждения и механического демпфирования, уровня частоты собственных колебаний и эффекта их связности в роторе с лопатками (что обычно является результатом технологических отклонений). Подобные условия имеют место и для многоопорных коленчатых валов стационарных поршневых машин при укладке их на не вполне соосные опоры, для шатунных болтов из-за неодинаковости их монтажной затяжки и т. д. [c.165]

Значения момента и напора у реальной турбомашины будут меньше определяемых уравнениями (251)—(255), так как действительные значения расхода (или подачи) и скорости закручивания будут меньше теоретических за счет сужения проточной части колеса лопатками, утечек жидкости, потерь напора и наличия вихрей в межлопаточных каналах [2]. [c.235]

Направляющие и рабочие лопатки турбомашин. Направляющие лопатки турбин неподвижно закреплены в корпусе или в диафраг- [c.26]

Назначение и конструкция. Ротором называют вращающуюся часть турбомашины с закрепленными на ней рабочими лопатками. В процессе взаимодействия потока с рабочими лопатками энергия от потока передается лопаткам (в турбинах), или наоборот (в компрессорах). [c.29]

Силы, действующие на рабочие лопатки турбомашин, делятся на статические и динамические последние возникают при колебаниях лопаток. Расчет обычно выполняется на статические усилия, динамические учитывают соответствующим выбором допускаемых напряжений или запасов прочности. [c.275]

Неравномерное распределение температур по длине и профилю лопатки вызывает появление термических напряжений. Для их уменьшения необходимо выдерживать режим пуска турбомашин в соответствии с инструкциями по их обслуживанию. [c.278]

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 лопатках турбомашин по сравнению с напряжениями растяжения существенно ограничиваются напряжения изгиба. Это объясняется значительным возрастанием последних за счет появления неучтенной динамической составляющей при колебаниях лопаток. [c.278]

Решающее значение местной напряженности для сопротивления деталей усталостному и хрупкому разрушению потребовало широкого использования методов упругости и пластичности, теоретических и экспериментальных, для определения полей деформаций и напряжений в элементах конструкций при таких сложных контурных условиях, которые свойственны резьбам, зубьям шестерен, коленчатым валам, звеньям цепей, лопаткам турбомашин и другим деталям. [c.39]

Постановка задачи о колебании балок с нелинейными граничными условиями, а также задачи о критических режимах валов и роторов, имеющих опоры с нелинейными характеристиками, представляет определенный практический и теоретический интерес. Решение указанных проблем объяснит поведение ряда важных для современной техники упругих систем, таких как роторы турбомашин, валопроводы трансмиссий, лопатки турбомашин и т. д. Всякое твердое тело, используемое в качестве опоры (основания), распределяет внутри себя нагрузку и поэтому в заделке (как у балки на упругом основании) не будет пропорциональности между перемещением и силой не из-за нарушения закона Гука (что тоже может быть), а из-за влияния нагрузки на соседние участки [1]. Однако в машинах и различного типа инженерных сооружениях как по конструктивным соображениям, так и по технологическим причинам могут быть и более резко выраженные нелинейности. Некоторые из них могут возникать и в процессе эксплуатации машин и сооружений. Такую типичную нелинейность создают зазоры. [c.3]

В турбомашинах это предельное состояние иногда достигается лопатками газовой турбины и лопатками компрессора, элементами камеры сгорания и пр. [c.212]

Концевые вихри образуются вблизи краёв лопаток вследствие разности давлений на вогнутой и выпуклой сторонах лопатки. В крайних сечениях изолированного крыла вследствие отсутствия преграды воздух перетекает от вогнутой поверхности, на которой имеется избыточное давление, к выпуклой поверхности, где получается разрежение (фиг. 14). Аналогичные явления возникают на концах лопаток турбомашин. Перетекание пара происходит не только через радиальный зазор (если лопатки не свя- [c.140]

Силы внутренние — Формулы 228 Лопатки турбомашин — Диаграммы возбуждения 425 [c.632]

Лопатки турбомашин рабочие Ползучесть установившаяся 295 Ляме формулы 211 [c.632]

Лопатки — см. Лопатки турбомашин [c.648]

Лопатка осевой турбомашины представляет собой упругий стержень, который может колебаться, отклоняясь в обе стороны от своего нейтрального положения. Колебания могут быть различного типа в зависимости от характера силы, их вызывающей. [c.107]

Резонансные колебания являются одной из причин поломки лопаток турбомашин, где в установившемся режиме движения каждая лопатка проходит какое-нибудь определенное положение через точно установленные промежутки времени. Если, например, лопасть гидротурбины получает повторяющиеся через определенные интервалы времени импульсы, в результате резонанса лопасть может сломаться. [c.70]

Своеобразными фланцами для крепления грузов, применительно к турбомашинам, могут служить технологические лопатки. [c.306]

Технологические лопатки весьма целесообразны для высокооборотной балансировки роторов турбомашин, требующих очень больших мощностей для такого враш.ения. [c.306]

Для полноразмерных роторов сложных турбомашин решение этой задачи представляет определенные трудности. Дело в том, что датчики прогиба реагируют на изменение зазора между их чувствительным элементом и торцом лопатки ротора или его [c.192]

У роторов турбомашин основные типовые поворотно-симметричные участки следующие (рис. 4.1) лопаточная часть в виде кольцевого набора не связанных между собой стержней пояс связей между лопатками обод (бурт, ступица) диск осесимметричная оболочка. [c.52]

Упругий диск с жесткими лопатками. Рассмотрение такой системы позволяет дать качественное толкование появлению в основной системе упругий диск — упругие лопатки дополнительных собственных частот, связанных с перемещением лопаток как жестких тел и с вовлечением в колебания масс, принадлежащих диску. Предполагается, что диски рабочих колес осевых турбомашин не-деформируемы в своей срединной плоскости частоты собственных колебаний, связанные с перемещениями их масс в радиальном и окружном направлениях, из рассмотрения исключаются. Реально эти частоты весьма велики и обычно лежат вне диапазона частот, представляющего практический интерес. [c.94]

Рассмотренный пример не типичен для реальных рабочих колес турбомашин, у которых лопатки имеют естественную закрутку по длине и, помимо того, установлены в диске с ориентацией хорд корневых сечений под углом к оси системы, как правило, отличным от р = 0° или р = 90 . Поэтому взаимное пересечение частотных функций практически всегда отсутствует. Вместе с тем интерференция их может проявляться в большей или меньшей степени. Рис. 6.14 иллюстрирует влияние изменения угла установки лопаток в диске на спектр рабочего колеса, приведенный выше (см. рис. 6.12, корн=38 ). [c.98]

Возникновение разброса резонансных напряжений по лопаткам турбомашин является следствием асимметрии рабочего [c.188]

По этой причине число М в гелиевых турбомашинах не является ограничиваюш,им фактором и теплоперепад ступеней может значительно повышаться. Максимальные окружные скорости гелиевых турбин и компрессоров определяются допустимыми напряжениями в лопатках и дисках. Так как противодавление гелиевой турбины более высокое по сравнению с другими газами, то это облегчает создание агрегатов большой мощности. [c.55]

Основная характеристика турбомашины (число ступеней и их размеры) определяется равнодействующей сил, изгибающих лопатку в корневом сечении [c.124]

Будем по-прежнему рассматривать плоский поток несжимаемой жидкости с постоянными физическими свойствами. При обтекании криволинейной поверхности (крыло, лопатка турбомашины и т. п.) скорость течения вне пограничного слоя меняется вдоль обвода профиля, т. е. Wa = Wo x). [c.229]

Остановимся на выводе другой, распространенной в литературе по аэродинамике турбомашин, формулы для определения усилий, действующих на лопатки. [c.11]

Паровые и газовые турбины (рис. 4.3,а,б) — это тепловые расширительные турбомашины, в которых потенциальная энергия нагретого и сжатого пара (газа) при его расширении в лопаточном аппарате превращается в кинетическую энергию, а затем в механическую работу на вращающемся валу. К турбомашинам относятся и турбокомпрессоры (рис. 4.3, в, г), преобразующие механическую энергию, подводимую к валу, в потенциальную энергию сжатого воздуха (газа) при его торможении в лопаточном аппарате. Вращающиеся лопатки, закрепленные на роторе турбомашины, изменяют полную энтальпию рабочего тела, при этом производится положительная (в турбинах) или отрицательная (в компрессорах) работа. [c.179]

Процесс течения рабочего тела в диаграмме s—L В турбомашинах применяют как конфузорные, так и диффузорные каналы, первые — для увеличения кинетической энергии потока за счет потенциальной, вторые — для обратного преобразования энергии. Лопатки турбин обычно образуют конфузорные каналы, а межло-паточные каналы компрессоров (за исключением входного направляющего аппарата) — диффузорные [c.89]

Конфузорные и диффузорные каналы в турбомашинах образуются с помощью лопаток, расположенных по окружности. Геометрия канала определяется ( юрмой профиля лопаток и их расположением. Профилем называется поперечное сечение рабочей части лопатки. При изучении течения пара или газа через межлопа-точные каналы оперируют упрощенными моделями, к которым относится, в частности, плоская решетка профилей. Плоской решеткой называется совокупность профилей, получающаяся путем сечения лопаточного венца соосной цилиндрической поверхностью и развертки этой поверхности на плоскость. Кольцевая решетка [c.96]

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]

Различают узкие и широкие лопатки турбомашин. Узкие лопатки, применяемые в паротурбостроении и газотур-бостроении, в расчете рассматриваются как стержневые элементы. Широкие лопатки, применяемые в конструкциях гидротурбин, шахтных вентиляторов и др., рассматриваются как пластины или оболочки. [c.422]

Лейк и н А, С, Об общей неравномерности распределения напряжений в замках лопаток турбомашин в связи с влиянием профиля лопатки. Изд. АН СССР, ОТН. Механика и машиностроение, 1960, № 4. [c.180]

Лопатки вращаются в паровом или в газовом потоке, движущемся со сравнительно большими скоростями. Поэтому необходимо учитывать влияние внешней среды на колебания лопаток. Если лопатки турбомашины колеблются в абсолютном вакууме, то энергия рассеивается в материале колеблющейся лоиатки, в местах крепления лолатки к диску, в диске, в скрепляющих связях и в местах соединения связей с лопатками. [c.159]

Опыт показывает, что при работе турбомашины появление усталостных трещин на лопатках может быть связано с их интенсивными резонансными колебаниями в диапазоне частот до 20 кГц. В такой диапазон может попадать весьма значитель ое число частот собственных колебаний лопаток. Этим определяется практическая - необходимость четкой ориентации в нижней чйсти спектров лопаток, содержащей 10...15 и более частот собственных колебаний. [c.86]

Особо надо иметь в виду возрастание с общей наработкой турбомашииы износа контактирующих поверхностен, а для газовых турбин и увеличение пластических деформаций в лопатках и дисках. И то, и другое приводит, при прочих равных условиях, к уменьшению натяга по стыкам и, соответственно, сил трения в них. Поэтому с увеличением наработки возможен дрейф динамических свойств рабочего колеса даже при неизменности режима работы турбомашины. Стабилизация динамических свойств рабочих колес с полочным бан-лажпрованием является одной из сложных инженерных задач современного турбомашиностроения. [c.111]

Выявление возможных опасных режимов работы турбомашины удобно производить с помощью построения резонансных диаграмм. На рис. 8.3 показана резонансная диаграмма для колебаний консольных рабочих лопаток компрессора, установленных на абсолютно жестком вращающемся диске (сплошные линии соответствуют собственным частотам лопаток, жестко закрепленных в диске штриховые — шарнирному креплению). Резонансные режимы, соответствующие пересеечниям функций p—p(Q), описывающих изменение собственных частот в зависимости от частоты вращения, с лучами (Оти==/ в 2, определяющими изменение частот возбуждения, отмечены кружками. Здесь каждая из собственных частот должна трактоваться как имеющая кратность, равную S, где S — порядок симметрии системы, совпадающей с числом одинаковых лопаток, установленных на диске. Поскольку в силу абсолютной жесткости диска каждая лопатка способна колебаться с данной собственной частотой независимо от других S степеней свободы), то точка пересечения линии собственной частоты с лучом любой гармоники соответствует 5 резонансам S лопаток. Соотношение фаз колебаний во времени различных лопаток определяется возбуждением. Относительный сдвиг фаз вынужденных колебаний двух соседних лопаток А-у= (2я/5)тв. [c.145]

Резонансная диаграмма рабочего колеса как единой упругой поворотно-симметричной системы. На рис. 8.4 показан фрагмент резонансной диаграммы, полученный в рабочих условиях для компрессорного рабочего колеса с полочным бандажированием (по контактным поверхностям полок, расположенным примерно на одной трети высоты лопаток от их вершины, имелся гарантированный натяг). Изменение относительных собственных частот в зависимости от относительной частоты вращения показано штриховыми линиями. Крестиками отмечены собственные частоты системы, выявленные эксперил ентально в рабочих условиях посредством спектрального анализа магнитограмм динамических напряжений в лопатках под действием широкополосного шума, сопутствующего работе турбомашины. [c.146]

Из практики вибрационной даводки турбомашин известно, что в окрестности тех или иных резонансных режимов рабочих колес стабильно наблюдается существенный окружной разброс максимальных амплитуд напряжений, измеряемых в сходственных точках, которые принадлежат различным периодам (различным лопаткам). [c.166]

Расслоение спектра собственных частот любых упругих тел, конструктивно обладающих поворотной симметрией, вызываемое малыми отклонениями таких тел от строгой симметрии, вследствие всегда имеющихся несовершенств, является одной из наиболее существенных причин стабильно наблюдаемого разброса резонансных напряжений по лопаткам турбомашин. Из приведенного выше видно, что разброс резонансных напряжений первого рода не может превышать величины 2,3—2,4. Это неплохо согласуется со статистическими оведениям1и, по которым разброс достигает 2—3. [c.188]

Определение спектра распределения напряжений позволяет выявить места, где возможно за1рождение усталостных трещин при резо нансных колебаниях на тех или иных формах. Однако более четко это можно сделать, если в лабораторных условиях помимо нахождения распределения напряжений получен также спектр усталостных поломок. Поломки, показанные на рис. 10.10, получены с помощью вибростенда КуАИ-ВВ-2А. При соответствующей. настройке на режим усталостного разрущения трещины в лопатках появляются обычно через 0,5... 3 мин после выхода на режим испытаний. Получение результатов, подобных приведенным на рис, 10.10, возможно с помощью вибростендов КуАИ-ВВ не только на лопатках осевых турбомашин. [c.217]

Коровин Б. Б. Идентификация аэроуиругих явлений в лопатках турбомашин методами спектрального анализа.— В кн. Аэроупругость турбомашин. Киев Наукова думка, 1980, с. 159—168. [c.220]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...