Запасы прочности рабочих колес

Подшипники нагнетателя подсоединяют к торцам нижней половины корпуса вертикальными корытообразными фланцами. Со стороны всасывания расположен опорный подшипник 2, а со стороны турбодетандера — опорно-упорный 11. Ротор 3 имеет четыре рабочих колеса нагнетания 4 и два турбинных 9 (турбодетандера). Колесо нагнетания состоит из диска, покрышки и лопаток. Лопатки коробчатого сечения штампуют из специальной листовой стали и крепят к дискам и покрышкам при помощи заклепок из нержавеющей стали. Колесо турбодетандера состоит из набора рабочих лопаток, профильные хвосты которых входят в паз диска. Замковую лопатку крепят заклепкой. По наружному диаметру турбинного колеса расположены бандажные леиты, которые одевают на хвосты лопаток, после чего хвосты расклепывают. Подвод газа к колесам осуществляется через сопловой аппарат 10. Вал ротора гибкий с критическими числами оборотов около 2800 и 10 550 об/мин — изготовлен из коррозионноустойчивой стали с высоким запасом прочности. Каждое колесо после сборки и окончательной обработки статически балансируется, а ротор в собранном виде подвергается динамической балансировке. Для уменьшения осевого усилия ротора на валу между четвертым колесом нагнетателя и первым колесом турбодетандера установлен думмис 8. [c.281]

ЗАПАСЫ ПРОЧНОСТИ РАБОЧИХ КОЛЕС [c.92]

При назначении запаса прочности рабочих колес необходимо учитывать качество материала, из которого они изготовлены. Колеса из хрупких материалов разрушатся, если максимальные напряжения в одной точке достигнут предела прочности материала. Максимальные напряжения в колесе находятся одним из описанных методов расчета или по приближенной формуле, которая получена путем упрощения выражения (108) для максимальных окружных напряжений для диска постоянной толщины с центральным отверстием [c.92]

Если предварительная оценка напряжений не дает нужного запаса прочности, необходимо произвести расчет колеса методами, принятыми для колес компрессорных машин. При расчете прочности рабочих колес удобно пользоваться методикой, изложенной в работе [29]. [c.153]

Величина максимально располагаемого удельного теплопадения (Д/ макс- которую можно эффективно использовать в одной ступени, ограничивается прочностью рабочего колеса, так как для данной конструкции и материала колеса его запас прочности при вращении обратно пропорционален квадрату окружной скорости. Закрытые центростремительно-радиальные колеса (рис. 1Х-21), изготовленные из алюминиевых сплавов типа АК-6, проверены в условиях низких температур при окружной скорости И] = 225 м/сек. Этому, согласно формуле (1Х-40), при р=0,4—0,5 соответствует максимально располагаемое удельное теплопадение (ДУм,,кс 15—12 ккал/кг. По-видимому, у надлежаще сконструированных колес закрытого или тем более полузакрытого типа будет необходимый запас прочности и при больших окружных скоростях и (Д 4 )макс может быть соответственно выше указанных значений. [c.379]

Особо следует упомянуть о поперечных силах, возникающих при неполных нагрузках и спиральном отводе потока от рабочих колес. Для сечений вала, в которых должны быть определены запасы прочности, по внешним нагрузкам рассчитывают изгибающие и крутящие моменты, а также растягивающие и перерезывающие силы. Эти сечения выбирают в местах действия наибольших изгибающих и крутящих моментов и в местах повышенной концентрации напряжений. По полученным значениям внутренних усилий находят наибольшие средние и амплитудные значения напряжений. В соответствии с принятыми очертаниями вала находят величины коэффициентов концентрации напряжений [96], после чего вычисляют величины запасов прочности. Для снижения концентрации напряжений следует переходы, канавки, шпоночные пазы и т. п. выполнять с возможно большими радиусами при возможно высоком классе чистоты обработки. [c.303]

Ротор нагнетателя имеет два рабочих колеса клепаной конструкции со штамповочными лопатками, изготовленными из высокочастотной стали, обеспечивающ,ей нормальные запасы прочности до 5000 об/мин вала нагнетателя. [c.249]

В рассмотренном примере напряжения в покрывающем диске так же, как и в рабочем, оказались умеренными. При получении чрезмерно больших напряжений, при которых не обеспечиваются допустимые запасы прочности необходимо либо переконструировать диски колеса, либо перепроектировать весь компрессор на меньшие окружные скорости. [c.296]

Дальнейшие расчеты удобно проводить в соответствии с табл. 3.9, которая заполняется в том же порядке, что и при расчете напряжений в рабочем диске. В рассмотренном примере напряжения в покрывающем диске, так же как и в рабочем, оказались умеренными. При получении чрезмерно больших напряжений, при которых не обеспечиваются допустимые запасы прочности, необходимо либо переконструировать диски колеса, либо перепроектировать весь компрессор на меньшие окружные скорости. [c.307]

Подход же к оценке прочности и надежности принципиально новых конструкций ц. к. м. долгое время оставался прежним — принимались во внимание лишь статические напряжения, подсчитанные без учета взаимодействия отдельных деталей [10, 11] экспериментальные же работы в части прочности стационарных ц. к. м. не проводились. Ни в одной из монографий, посвященных ц. к. м., не уделялось сколько-нибудь серьезного внимания проблемам прочности. Это объясняется, во-первых, отсутствием до 1948—1950 гг. надежных методов измерения напряжений на вращающихся деталях во-вторых, тем, что спроектированные на основании старых методов расчета ц. к. м. работали надежно,, и долгое время (до массового ввода в,эксплуатацию быстроходных ц. к. м.) не было оснований ставить дод сомнение существовавшие расчетные методы. Наоборот, считалось, что фактические запасы прочности рабочих колес превышают расчетные. Аэроди намические исследования велись лишь в направлении повышения экономичности ц. к. м. При этом воздействие потока на детали колеса не рассматривалось. Принималось, что колесо ц. к. м.. окружает равномерное поле давлений, обеспечивающее отсутствие каких-либо динамических явлений. [c.131]

Газовые турбомашины обычно работают при окружных скоростях вращения ротора, предельно допустимых (с запасом на надежность) по прочности материала колес и лопаток и составляющих 200—400 м1сек, в среднем около 270 м1сек. Быстроходность турбомашины — это собирательное понятие, охватывающее угловую скорость вращения ротора, его гибкость в виде отношения частоты вращения к наименьшей частоте собственных колебаний и, в меньшей степени, окружные скорости рабочих колес и цапф. Последние величины при неизменной угловой скорости тем более велики, чем больше вес ротора и мощность машины. Чем более гибок ротор, чем больше его угловая и окружная скорости, тем быстроходнее турбомашина. [c.10]

Для открытых рабочих колес, изготовленных из пластичных материалов, коэффициент запаса не должен быть меньше Ав= 1,8- -2,2. Для за крытых — /гв = 2н-2,5 прй этом под к подразумевается толщина всех дисков. Из формулы (130) следует, что для увеличения прочности колеса нужно увеличить толщину диска у ступицы, так как при этом момент инерции возрастает медленнее, чем площадь сечения. [c.93]

Необходимо отметить, что элементы рабочих колес современных машин стационарного типа работают с очень высокими напряжениями, в среднем 4500 кПсм . Практика эксплуатации показывает, что если при этом отсутствуют динамические напряжения, вызванные импульсами от воздействия со стороны потока газа, и материалы элементов колеса не теряют своих прочностных свойств под влиянием агрессивного действия среды (коррозионное растрескивание, межкристаллитная коррозия), то рабочее колесо может работать в течение весьма большого промежутка времени (предполагается отсутствие эрозийного износа). Вследствие наличия концентраторов напряжения (отверстия под заклепки с соответствующей раззенковкой) основное внимание при выборе материала элементов колеса необходимо уделять получению высоких пластических качеств материала. Запасы прочности по отношению к пределу текучести материала должны быть не менее 1,5—1,7. [c.267]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология