Вибрационные напряжения

Широко распространены в технике и вибрационные механизмы с переменной массой звеньев. Для них в последние годы рассмотрены некоторые нестационарные задачи с переменными параметрами, имеется ряд работ по изучению вибрационных систем с дискретным изменением масс звеньев. Еще более сложные динамические задачи возникают при изучении таких механизмов, в состав которых входят звенья с массой, не являющейся детерминированной функцией положения, скорости и врем:ени.

56. Баранов В. Н., Захаров Ю. Е. Электродинамические и гидравлические вибрационные механизмы. М.: Машиностроение, 1977.

Вибрационные механизмы ориентации с круглыми- бункерами (вибробункера).

Определение 158 Взаимозаменяемость 7 — 106 Вибрационные механизмы ориентации

3. Баранов В. Н., Захаров Ю. Е. Электрогидравлические и гидравлические вибрационные механизмы. М., «Машиностроение», 1966.

3. Баранов В. Н., Захаров Ю. Е. Электрогидравлические и гидравлические вибрационные механизмы. М., «Машиностроение», 1966, с. 244.

Определение оптимальных значений параметров на основе идеального закона движения хи (t). Весьма часто вибрационные механизмы конструируют из достаточно жестких масс т, упругих / (х) и диссипативных K,k (х, х) элементов, используя как возмущение вынуждающую силу Рр (t). Тогда для простейшего случая системы с одной степенью свободы

12 Лизунов Ю. В. Фрикционно-планетарные вибрационные механизмы. — В кн.! Строительные и дорожные машины М.: НИИинфстройдоркоммунмаш, 1960, А'° 4, с 31—-38.

1. Баранов В. Н., Захаров Ю. Е. Электрогидравлические и гидравлические вибрационные механизмы. М.: Машиностроение, 1977. 325 о.

1. Баранов В. Н., Захаров Ю. Е. Электрогидравлические и гидравлические вибрационные механизмы. М.: Машиностроение, 1966. 243 с.

4. Баранов В. Н., Захаров Ю. ?. Электрогидравлические и гидравлические вибрационные механизмы. М.: Машиностроение, 1977. 325 с.

Анализ условий эксплуатации диска показал, что в разрушенном выступе действовали повышенные вибрационные напряжения из-за первоначального разбандажирования рабочих лопаток в зоне его расположения. Это обусловило повреждение рабочей грани выступа фреттинг-коррозией и снижение усталостной прочности диска по выступу. Воздействие на межпазовый выступ повышенных вибрационных нагрузок на фоне его пониженной усталостной прочности и привело к зарождению в выступе усталостной трещины.

Максимальные вибрационные напряжения на входной кромке рассматриваемой лопатки, по данным предприятия изготовителя, возникают при ее колебаниях по основному тону с частотой 1170 Гц на резонансной частоте вращения ротора высокого давления 3900 об/мин (18 гармоника). При этом величина напряжений достигает 30 МПа, а запас прочности при этом составляет не менее 10,0. В связи с этим обрыв пера лопатки VII ступени не мог быть объяснен только появлением забоины на лопатке, поскольку по своей геометрии она не может снизить усталостную прочность лопатки в 10 раз.

Максимальные вибрационные напряжения в лопатке компрессора действуют при ее колебаниях на резонансной частоте. При выходе лопатки из резонанса вибронапряженность лопатки резко уменьшается, что приводит к резкому уменьшению скорости роста трещины или ее полной остановке и образованию на изломе следа в виде мак-роусталостной линии. Поэтому отмеченные выше повторяющиеся элементы рельефа излома в виде гладкого участка и ступеньки (или темного и светлого участков) соответствуют прохождению колебаний лопатки через резонанс при увеличении и уменьшении оборотов двигателя в полетном цикле. Это подтверждается фактическими данными по напряженности лопатки VII ступени КВД двигателя НК-8-2у.

Максимальные вибрационные напряжения, как указано выше, возникают на кромке пера лопатки по основному тону на резонансной частоте вращения 3900 об/мин. Эта частота вращения несколько ниже частоты вращения ротора КВД на

В газотурбинных двигателях (ГТД) наиболее нагруженными деталями являются рабочие лопатки компрессора и турбины. Они работают в условиях высоких и быстросменяющихся температур и агрессивной газовой среды. В материале лопатки возникают большие напряжения растяжения от центробежных сил и значительные вибрационные напряжения изгиба и кручения от газового потока, амплитуда и частота которых меняются в широких пределах. Быстрая и частая смена температуры приводит к возникновению в лопатках значительных термических напряжений.

Ресурс работы жаропрочных сплавов существенно зависит от напряженного состояния и темп-ры. Увеличение напряженности при высоких темп-pax более сильно снижает ресурс работы сплава, чем при низких темп-pax. Особенно резко это проявляется, когда на статич. напряжения накладываются вибрационные напряжения.

Вибрационные напряжения деталей, особенно в области средних и высоких частот, как правило, не превышают 20 кгс/см2. При таких напряжениях машиностроительную конструкцию можно рассматривать как линеаризированную упруговязкую систему, расчетные коэффициенты поглощения материала которой учитывают потери в материале и соединениях деталей. Как было показано в главе 1, расчет колебаний демпфированных конструкций может производиться разложением амплитудной функции в ряд по собственным формам недемпфированной системы или методом динамических податливостей и жесткостей с комплексными модулями упругости. Последние методы особенно предпочтительны для неоднородных систем, с различными коэффициентами поглощения в подсистемах (например, амортизированные балочные конструкции).

Однако расчет пластин только по напряжениям изгиба нельзя считать полным, так как он оставляет без внимания контактные напряжения смятия, особенно большие при ударе пластины по кромкам седла и вибрационные напряжения при отскоках пластин. В связи с тем, что для реше-

Вибрационные напряжения в элементах клапанов определялись не на работающей машине, а на специальном стенде, позволяющем получать требуемые скорости движения закрывающего органа. При регистрации ударных напряжений применялись малогабаритные тензометрические датчики в комплексе с безынерционной электронной аппаратурой, допускающей запись высокочастотных процессов. На рис. 6 представлена диаграмма ударных напряжений в кольцевой пластине самодействующего клапана в направлении касательной к окружности. На основе проведенных исследований можно сделать следующие выводы.

Особенно эффективно применение бандажной полки, влияние которой на вибрационные напряжения в рабочей лопатке турбины показано на рис.8. На лопатках с бандажной полкой замеренные вибрационные напряжения в 4 раза меньше, чем на лопатках без полки и, кроме того, отсутствуют колебания с частотой основного тона (/0 = 940 Гц, /i = 1520 Гц).

Мы рассмотрели лишь принцип работы некоторых демпферов. Турбостроительные заводы разрабатывают свои конструкции демпферов колебаний для лопаток турбин. Для примера можно привести конструкцию скрепляющей связи телескопического типа для лопаток последней ступени турбины К-300-240, разработанную Харьковским турбинным заводом. В патентной литературе приводятся многочисленные конструкции демпферов колебаний турбинных лопаток. Критическое рассмотрение их достоинств и недостатков, а также конструктивная разработка демпферов, сопровождающаяся опытными исследованиями, может существенно снизить вибрационные напряжения, испытываемые лопаточным аппаратом турбин.