Биргер И А , Шорр Б Ф , Иосилевич Г Б - Расчет На Прочность Деталей Машин Справочник (1993.4 Изд)(Scan) (947315), страница 65
Текст из файла (страница 65)
Зп. Занан ппппппгп гнпп Расчет замков лолпюон 305 Рн . 37. К опрекелемню напрнжевна а зевке ланка определяют из условия, что нагрузка иа все зубам одинакова: Р, = , (133) 2л соз а гле Сл — центробежная гила, действую. щая оа всю лопатку; л — число пар зубцов в соединении; а — угол между рабочей гранью и направлением, перпевдикуляриыч к оси замка. Прн перемеивой толщине обода (см. рис. Зб) предполагают, что конгактиые иапряжеиия из всех зубцах одяиаковы. Тогда нагрузка иа Вй зубец будет Сл Ь, 2соэа (Ь,+Ьл+.
+Ь„) (! 40) Напряжения растяжения в хвостовике лопатки определяют в сечениях по впадинам. В сечении л (рис. 38) растягивающая сила 0 =С +С, где ф— центробежная сила профильной части лопатки; Сз — центробежиая сила части лопатки между корневым сечечием и сечением ! (объем етой части 1'и ои включает и нижнюю полку лопатки) Если площадь сечения ! будет Р, = = и,Ь,, то растягявающее напряжение и, = —. = Р, В сечеиии )) растягивающая сила 03 = Сп+ Сз+ С,— 2Р, сов и, где Р, — сила, приходящаяся иа первый зубец замка.
растягивающее вапряжеиие (е'а о,= —. = Р, Лля сечеиия I!1 ЕГаен Си+ Са+ С,+ С,— — 2 (Р, + Рз) соа ск и т.д. Наиболее важным для оценки прочности хвостовика лопатки является напряжение оз по первой впадине. Приближенно оз = (1,1 . 1,2) —, С причем цеитробежная сила профильиой части лопатки Св= о(го) Р(ге), где о (г,) — растягивающее иапряжеиае в коряевом сечении лопатки, площадь которого равна Р (ге). Величину о (ге) определяют по графикам (см. рис. 4 в 6) Залог статической прочности хвостовика лопатки определяют го формуле одл л = —, и, где одл — предел длительной прочности материала при температуре хвостовика лопатки (обычно температуру Рне 33.
к опрелеленню напрннжвнв раетя- женнн в лаоетоанке лопаткн Расчет деталей турбомашин а+,а,лг в сече»чн принимают на 100 — 150'С меньше средней температуры в рабочей части л патин), Напряжения растяжения по первой впадине зубпсв обычно находятся в пределах 100 — 180 МПа. Для обеспечения равнопрочностн профильной час. тн лопатки н замка Ррн действии внбрационных нагрузок момент сопротивления замка должен быть (йу — наименьший момент сопротнвле.
ния корневого сечения лопатки). Этим услоз "ем учитывается влияние концентрацив напряжений в замке. Расчет на прочность зачковых выступов диска приведен ноже. Для лопаток компрессоров часто применяют крепление лопатки замком типа ласточкин хлост (рнг. 39).
Применение замка этой конструкции для лопаток турбины ограничивается прочностью перемычек диска, которая прн большом числе лопаток оказы. вается педоста)очной. Глубина замка Ь составляет обьчно 6 — 12',о длины лопатки. Угол а применяют в пределах 15 — 30'. Центробежная сила профильной и ззмковой частей лопаток уравна. веп чвается усилнямн л(, действующими на боковые грани (рис. 40). Пренебрегая силамн трения, получим где Сл — центробежная сила профильной и замковой частей лопатки.
Напряжения смятия на боковой Рпс. ЗФ. Злмол топо лвсточхпп хвост Рпс. (Е. Исплпп в хамло типа ллсточлпп хвост поверхности замка ат действия раста. гнвающой силы а")= — = ", (!42) Ром 2Ьс юп а ' где Ь н с — длина н ширина полоски контакта. Условно считают, что эти напряжения распределяются равномерно по площади контакта (рнс. 4!). Допустив, что контактные напряжения от действия изгибающих нагрузок распределяются по лннейяому закону, получим, что наибольшее контактное напряжение „(и) 6 (М + еСп) Ьс' где М вЂ” изгибающий момент в корневом сечении лопатки от действия аэродинамической нагрузки н первоначальных выносов; Сп — центробежная сила профильной частя лопатки; е — смещение центра тяжести корневого сечения лопатки от оси замка.
Суммарные напряжения смятня (Р) (п) асм = асм + асм .Допустимую величину а „прннн. мают в пределах 50 — 100 МПа для дюралюмннневых н 200 — 350 МПа для стальных лопаток. Усилие (), отрывающее перемычку замховаго выступа диска, определяют нз условия равновесия (3 = 2Ы з)п (а+ 0,55) + С, Расчет замков лопаток 30У бсм )и) б)е) сн Рис. 41. К определенны мапрпмемма сметно где 8 — угол между осами лопаток (5 =- 2п!з; г — число лопатох); С— центробежная сила замкового выступа. Учитывая равенство (141), находим Я = Сл ' + Се.
(144) ыпа псм = — ч (145) 2рщ)ш е пер 4 1 / 2Сл ((п — Рсч) ЕтЕ.,п о„= 0,418 $ (146) где р, — радиус отверстия в хвостоьяке лопатки; Е,, Е,п — модути упругости материала лопатка и щтифга. С +С' опр = т Епр Рос. 4Э. Воемомпое речрршсепе ммроеоа Рмс. 4З. Расчетные сечееме мермироото перемычки дмсаа еамча Прн СС -о 0 аЕЛНЧНиа 44-о ОО, ПО- этому применение малых углов и (а < 15') невыгодно. Прн большом числе лопаток (г .л 50) и угле сс.л 20" ми>кис считать 4) = хС +С,. Напряжение, растягнвающее перемычку, где Епер — плошадь сечения перемычки.
Обычно величина о ие превосходит 300 МПа для стальных дисков. При широких перемычках может произойтн разрушение уголков (рис', 42). Уголки рассчитывают на срез или на изгиб. Шарнирные замки (рис. 43) рассчитывают на разрыв проушины по сеченн)о А — А. где С' — центробежная сила части хвостовика лопатки до сечения А — А; Епр — плошадь этого сеченкя.
Кроме того, эти замки рассчитывают иа смятие по поверхности контакта лопатки со штифтом, причем определяют средние напряжения смятия и максимальные контактные иапряже. ния. Средние напряжения смятия где Сл — центробежная сила всей лопатки; рм — радиус штифта, 1ю— суммарная длина частей штифта, расположенных в лопатке (на рис. 43 величина (ш = (т + (е+ (е). Максимальные контактные напряже- ния Раечап деталей турбома«иин Штифт рассчитывают на срез С +С' гщ —— , , (147) СшРм где С;„ — центробежнан сила частей штифта, расположенных в лопатках; йе — число поверхностей среза (яа рйс, 43 их четыре); Рщ — площадь поперечного сечения штифта.
)(исковую часть соединения также рассчитывают на срез по сечениям Б — Б (рис. 43), на снятие от центробе,кных снл лопатки н штифта, а также на разрыв — по сечениям А — А между отверстиями. Шарнирные замки обладают повышенным демпфированнем, почти не зависящим от частоты вращения, благодаря трению по торцевым поверхностям замка. Однако по массе они уступают замкам тига ласточкин хвост. ВИБРАЦИЯ ЛОПАТОК Расчетом достаточно точно определяют напряжения в лопатках от действия постоянных газовых нагрузок и центробежных снл, а также соответствующие запасы статической проч- насти. Зги расчеты служат для выбора исходных размеров лопатки при ее проектировании. Однако большинство дефектов лопаток в эксплуатации бывает связано с действием переменных напряжений, возникающих при вибрациях лопаток.
Оценить уровень переменных напряжений в лопатках можно лишь приближенно, используя статистические данные по выполненным конструкциям. В пропессе доводки для обеспечения надежной работы лопаток необходимо определить переменные напряжения экспериментально (тензометрированием] и, если напряжения окажутся значительнымн, снизить их до допустимого уровня. Основные виды колебаний. Резонансные колебания вызываются совпадением одной из собственных частот лопатки с частотой геременных газовых сил, действующих на вращающую.
ся лопатку. Параметры газового потока (скорость, давление, температура) по ок- ружности газового тракта имеют некоторую неравномерность. Таи, непосредственно за направляющими или сопловыми логатками скорость потока имеет меньшую величину, чем между ними («след« от лопатки). Такой же «след« оставляют разделительные стойки на входе в компрессор.
Температура газа обычно имеет несколько пиков, соответствующих числу камер сгорания. К неравномерности параметров газового потока приводит также несимметричность входа в компрессор, наличие окон для отбора или перепуска воздуха, стойки на выходе из турбины, ограниченные размеры испытательного бокса и другие конструктивные особенности установки. При вращении лопатин, когда ояа последовательно пересекает различные участки газового потока, газовые нагрузки будут также меняться, понто. ряясь через период Т, равный времени одного оборота ротора: Т= —, 1 (148) ае где л, — частота вращения, с '.
Поэтому частота возбуждения от неподвижных источников неравномер. ности газового потокауеоео (в Гц) всегда кратна частоте вращения ротора: !еоеа= Сще (!49) где й = 1, 2, 3 ... (целые числа). Величину й называют гармоникой к частоте вращения ротора. Периодически меняющиеся газовые силы р, могут быть представлены в виде суммы рг (С) = рер+ р«зш (2ии«С+ фэ) 1 + р, шп(2н (2не) С+ «ре) + ... + +рэ ЗСП[2Н(йяо) С+4ЭЬ]+ ..., (150) где р„ — средние значения сил на данном режиме, определяемые формуламн (14); р, р, ..., р, — амплитуды снл соответственно первой, второй.
..., й-й гармоник; «ры «рз, ..., «р„— нх фазы. При резко выраженных неравномерностях наибольшее значение имеют амплитуды снл тех гармоник, которые равны или кратны числу возбудителей Вибрпг)ия лолппиж 309 где 1л — в Гц; й = 2, 3... (целые числа). С первой гармоникой к оборотам (й = !) рабочие лопатки, как правило, не резонируют, так как с увеличением частоты вращения нзгнбные частоты колебаний увеличиваются, причем частота основного тоаа 1лх я л, а рево.
паис крутнльнай .формы колебаний обычно уходит далеко за пределы рабочей частоты вращения. Для компрессорных лопаток наиболее снльнымн гармониками являются й= 2 —;5 (иногда й = 8) н й= г„с, где гн с — число направляющих лопаток перед н эа ступенью. а) б) б) г) б) е! ряс. Н. Схсмс уялавых линия пс лопатке прп ясяболсс легко возбудимых формах пало- е„'Я: ' а, б, с — первая, в«ар«я.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
