Вибрационной нагрузкой

элемента системы, обычно сопровождается накоплением повреждений, то оценка вибрационной надежности основана на рассмотрении процесса накоплений повреждений (изменения структуры металлических материалов, возникновения различных дефектов и трещин). Как правило, вибрационное на-гружение сопровождается процессом накопления усталостных повреждений. Поэтому та периодичность и стадийность процесса усталости, которая была рассмотрена в предыдущих разделах учебного пособия, может быть целиком применима к вибрационному нагружению.

Отстройка от резонанса и повышение вибрационной надежности лопаток. Для длинных лопаток характерны низкочастотные колебания, вызываемые технологическими причинами и местными нарушениями потока. Определить количество нарушений k не представляется возможным. Вместе с тем, как показал опыт эксплуатации, зона опасной кратности составляет k = /д1//г = 2-=-6. Запас от резонанса 1-го тона колебаний должен составлять не менее ± 15 % для k = 2 и ± 4 % для k' — 6. При кратности R < 7 допускается работа на резонансных частотах [37]. Опасными для коротких лопаток являются высокочастотные колебания. Они вызываются наличием кромочного следа и зависят от числа направляющих лопаток zx. Частота возмущающей силы в этом случае равна /д = ггп. При парциальном подводе пара гг принимают фиктивное (то, которое было бы при полном подводе пара к рабочим лопаткам).

Разработка способов расчета изгибных и связных колебаний стержней переменного сечения, дисков, вращающихся валов на основе метода динамической жесткости, изыскания точных решений в специальных функциях, вариационных методов и применения средств вычислительной техники явилась важным фактором обеспечения вибрационной надежности роторных узлов паровых и газовых турбин высоких параметров, а также гидротурбин предельной мощности. Существенное значение в этом сыграли также исследования по конструкционному демпфированию, гидродинамике опор скольжения и динамическим измерениям, позволившие улучшить оценку колеба-

С точки зрения надежности турбомашины основной задачей доводки является проверка и обеспечение заложенных при проектировании работоспособности конструкции. Существенное место в доводке занимает обеспечение вибрационной надежности [1, 39, 59]. Как показывает опыт создания транспортных газотурбинных двигателей, из общего числа дефектов, выявляемых в процессе доводки, более 50% имеют вибрационное происхождение. Значительная часть из них падает на рабочие колеса турбин и компрессоров.

Вибрационная надежность вновь создаваемой турбомашины потенциально закладывается на этапе проектирования, на котором наиболее полно и рационально можно использовать богатый предшествующий опыт. Однако большая сложность интенсивных динамических процессов, сопутствующих работе турбомащины, недостаточная их изученность и, как следствие, несовершенство теоретических представлений о нестационарном силовом взаимодействии конструкции и потока, влекут за собой необходимость проведения экспериментально-доводочных работ. Без них обеспечение требуемой вибрационной надежности турбомашины в настоящее время не представляется возможным.

Вибрационная доводка включает: выявление опасных динамических состояний конструкции во всем диапазоне возможных эксплуатационных режимов ее работы; анализ причин их возникновения; разработку и 'проведение совокупности мероприятий, направленных иа обеспечение требуемой вибрационной надежности конструкции; экспериментальную проверку эффективности этих мероприятий и после достижения стабильных положительных результатов их внедрение в совершенствуемую конструкцию.

Влияние осевого зазора. Увеличение расстояния между венцами направляющих и рабочих лопаток повышает разгон капель и улучшает условия их входа в рабочее колесо. Это мероприятие полезно также для сепарации влаги. Еще большее значение оно имеет для повышения вибрационной надежности лопаток, так как с увеличением зазора выравнивается поток и уменьшаются очень опасные переменные аэродинамические силы. Это особенно важно при большом количестве крупнодисперсной влаги в кромочном следе за направляющим аппаратом.

Увеличение осевого зазора целесообразно также с целью уменьшения эрозии и повышения вибрационной надежности лопаток.

С повышением мощности и углублением вакуума число цилиндров в одном агрегате постепенно возросло до четырех. Длительное время считалось, что дальнейшее увеличение числа цилиндров не следует допускать по соображениям вибрационной надежности. Однако накопленный опыт эксплуатации многоцилиндровых турбин уже открыл возможность сооружения пятицилиндровых одновальных турбин (рис. III.2).

На наш взгляд, в инженерных расчетах нет необходимости добиваться чрезмерной точности решения обратной задачи. В процессе проектирования, как правило, неизбежна неоднократная корректировка лопаточного аппарата, связанная с требованиями технологичности, прочности и вибрационной надежности. Поэтому для предварительных расчетов даже относительно длинных лопаток последних ступеней паровых турбин заслуживает внимания простейший частный случай обратной задачи с учетом радиальных составляющих скоростей — конический поток [25, 27]. Вместе с тем проектируя ступени, в которых существены радиальные течения, на заключительном этапе целесообразно ставить хорошо разработанную в настоящее время прямую задачу газодинамического расчета для окончательного выбора геометрических характеристик.

Бандажные проволочные связи, используемые для повышения вибрационной надежности, концентрируют влагу, разбрызгивают ее в момент соударения и в то же время в некоторой зоне экранируют лопатку. Отражаемые от проволоки капли могут вызывать местную эрозию лопаток, что можно предвидеть, оценив траектории отраженных капель. Некоторый вред наносит подзакалка лопатки во время пайки бандажной проволоки. С точки зрения эрозионной стойкости лопаток преимущества на стороне обандаженных РК без проволочных связей. Такое решение проблемы прогрессивно и в отношении тепловой экономичности ступеней.

Непосредственная дуговая сварка стыковых соединений с полным пропдавле-нием всего сечения профильных элементов требует высокой квалификации сварщика и тщательного контроля. При изготовлении конструкций, работающих под статической нагрузкой, часто применяют соединения с накладками, приваренными к соединяемым элементам угловыми швами. Такое соединение технологически проще, хотя и требует дополнительного расхода металла. Для конструкций, работающих под вибрационной нагрузкой, соединения с накладками непригодны.

ста трещины из условия нагружения вибрационной нагрузкой не отражает реальных условий работы тяги в эксплуатации после потери устойчивости.

114. Кононенко В. О. Некоторые вопросы динамики машин с вибрационной нагрузкой. Труды Второго всесоюзного совещания по основным проблемам теории машин и механизмов. Сб. «Динамика машин». М., Машгиз, 1960.

Соединения клёпаные, работающие под вибрационной нагрузкой 2 — 856

Сварные соединения малоуглеродистых сталей, работающих под вибрационной нагрузкой. Вибрационная прочность сварных соединений зависит от количества загружений, характеристики их циклов, разновидностей усилий, а также формы и размеров испытуемых образцов.

Сварные соединения специальных сталей, работающих под вибрационной нагрузкой. При сварке низколегированных и углеродистых сталей предел усталости сварных соединений повышается, как правило, в меньшей степени, чем их предел прочности.

Клёпаные соединения, работающие под вибрационной нагрузкой. На вибрационную прочность клёпаных соединений оказывает

Фиг. 62. Сварные сопряжения, работающие под вибрационной нагрузкой.

Тяжело нагруженные, а в особенности работающие с ударной или вибрационной нагрузкой, непередвижные зубчатые колеса следует сажать на валы с прессовой посадкой. При неударном характере нагрузки и при небольших размерах валов можно применять легкопрессовую посадку.

3. Кононенко В. О. Некоторые вопросы динамики машин с вибрационной нагрузкой. Труды 2-го Всесоюзного совещания по основным проблемам теории машин и механизмов. Машгиз, 1960.

Среди машин, детали которых подвергаются гидроэрозии, следует указать дизельные двигатели. Разрушению подвергается охлаждаемая поверхность гильз и рубашки блока цилиндров [14, 53]. Как показывает практика эксплуатации судовых дизельных двигателей, чугунные гильзы разрушаются со стороны охлаждаемой поверхности значительно раньше, чем со стороны ее внутренней части. Так, сопротивление износу внутренней поверхности чугунной гильзы может обеспечить работу двигателя в течение 10 000—14 000 ч, тогда как со стороны охлаждаемой поверхности гильза подвергается гидроэрозионному износу через 5000-—6000 ч. Степень гидроэрозии гильзы зависит от многих факторов: свойств материала, температуры, скорости движения охлаждающей жидкости, уровня вибрации гильзы, вида ее термической и механической обработки, стойкости поверхностного покрытия и т. д. В данном случае интенсивность разрушения в основном определяется вибрационной нагрузкой. Известны случаи, когда при одновременном сочетании ряда неблагоприятных факторов обнаруживали сквозное разрушение гильзы через 200—800 ч работы двигателя [78].