Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины
Выполнен анализ напряженного состояния хвостового соединения замковой группы лопаток с диском 1-й ступени цилиндра среднего давления паровой турбины. Определены области возможного появления усталостных трещин в хвостовом соединении при эксплуатации турбины. Виконано аналіз напруженого стану хвостов...
Збережено в:
| Опубліковано в: : | Проблемы машиностроения |
|---|---|
| Дата: | 2013 |
| Автори: | , , |
| Формат: | Стаття |
| Мова: | Російська |
| Опубліковано: |
Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України
2013
|
| Теми: | |
| Онлайн доступ: | https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/99131 |
| Теги: |
Додати тег
Немає тегів, Будьте першим, хто поставить тег для цього запису!
|
| Назва журналу: | Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine |
| Цитувати: | Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины / Н.Г. Шульженко, Н.Н. Гришин, И.А. Пальков // Проблемы машиностроения. — 2013. — Т. 16, № 3. — С. 37-45. — Бібліогр.: 10 назв. — рос. |
Репозитарії
Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine| _version_ | 1860071438841544704 |
|---|---|
| author | Шульженко, Н.Г. Гришин, Н.Н. Пальков, И.А. |
| author_facet | Шульженко, Н.Г. Гришин, Н.Н. Пальков, И.А. |
| citation_txt | Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины / Н.Г. Шульженко, Н.Н. Гришин, И.А. Пальков // Проблемы машиностроения. — 2013. — Т. 16, № 3. — С. 37-45. — Бібліогр.: 10 назв. — рос. |
| collection | DSpace DC |
| container_title | Проблемы машиностроения |
| description | Выполнен анализ напряженного состояния хвостового соединения замковой группы лопаток с диском 1-й ступени цилиндра среднего давления паровой турбины. Определены области возможного появления усталостных трещин в хвостовом соединении при эксплуатации турбины.
Виконано аналіз напруженого стану хвостового з'єднання замкової групи лопаток з диском 1-го ступеня циліндра середнього тиску парової турбіни. Визначені області можливої появи втомних тріщин в хвостовому з'єднанні при експлуатації турбіни.
The analysis of the stress state of the connection disc of 1st degree cylinder medium-pressure steam turbine blades in the castle. The areas of possible occurrence of fatigue cracks in the castle connection with turbine operation.
|
| first_indexed | 2025-12-07T17:11:18Z |
| format | Article |
| fulltext |
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 37
Литература
1. Мирсалимов В. М. К решению задач механики контактного разрушения о зарождении и развитии
трещины со связями между берегами во втулке фрикционной пары / В. М. Мирсалимов // Прикл.
математика и механика. – 2007. – Т. 71, вып. 1. – С. 132–151.
2. Мусхелишвили Н. И. Некоторые основные задачи математической теории упругости /
Н. И. Мусхелишвили. – М.: Наука. 1966. – 707 с.
3. Панасюк В. В. Распределение напряжений около трещин в пластинах и оболочках / В. В. Панасюк,
М. П. Саврук, А. П. Дацышин. – Киев: Наук. думка, 1976. – 444 с.
4. Мирсалимов В. М. Неодномерные упругопластические задачи / В. М. Мирсалимов. – М.: Наука,
1987. – 256 с.
5. Ильюшин А. А. Пластичность / А. А. Ильюшин. – М.; Л.: Гостехтеоретиздат, 1948. – 376 с.
6. Биргер И. А. Общие алгоритмы решения задач теорий упругости, пластичности и ползучести /
И. А. Биргер // Успехи механики деформируемых сред. – М.: Наука, 1975. – С. 51–73.
Поступила в редакцию
12.05.13
УДК 621.125
Н. Г. Шульженко*
, д-р техн. наук
Н. Н. Гришин**
, канд. техн. наук
И. А. Пальков**
*
Институт проблем машиностроения им. А. Н. Подгорного НАН Украины,
(г. Харьков, е-mail: shulzh@ipmach.kharkov.ua)
**
ОАО «Турбоатом», (г. Харьков, е-mail: palkoff@inbox.ru )
НАПРЯЖЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ЗАМКОВОГО
СОЕДИНЕНИЯ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ТУРБИНЫ
Выполнен анализ напряженного состояния хвостового соединения замковой группы ло-
паток с диском 1-й ступени цилиндра среднего давления паровой турбины. Определены
области возможного появления усталостных трещин в хвостовом соединении при экс-
плуатации турбины.
Виконано аналіз напруженого стану хвостового з'єднання замкової групи лопаток з ди-
ском 1-го ступеня циліндра середнього тиску парової турбіни. Визначені області мож-
ливої появи втомних тріщин в хвостовому з'єднанні при експлуатації турбіни.
Введение
При создании и эксплуатации турбоагрегатов большой мощности более 300 МВт
важным является обеспечение их эксплуатационной надежности. Это связано, в первую оче-
редь, с работоспособностью наиболее ответственных деталей и узлов паровых турбин. Наи-
более напряженным элементом мощных турбин является ротор и, в частности, хвостовое
соединение замковой группы рабочих лопаток с диском.
Ранее, при проектировании турбин меньшей мощности, приближенность результатов
расчета замковых соединений и экспериментального анализа их напряженно-
деформированного состояния учитывалась назначением завышенного запаса прочности.
Значительное увеличение нагрузок, действующих на рассматриваемое соединение мощных
турбин, и все усложняющиеся условия их работы привели к значительному повышению на-
пряженности соединений. Поскольку требования по надежности энергетического оборудо-
вания возрастают, то важную роль играет уточненная оценка прочности элементов турбин
по новым методикам.
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 38
В ОАО «Турбоатом» осуществляется раз-
работка типового ряда турбин нового поколения
мощностью 500–750 МВт с давлением пара перед
турбиной до 29 МПа и температурой до 600 °С.
Прототипом при создании таких турбин служит
существующая турбина К-500-240, при длитель-
ной эксплуатации которой выявлены нарушения
геометрии и поломка хвостового соединения зам-
ковых лопаток первых ступеней цилиндров высо-
кого и среднего давлений [1].
Для выявления причин этих поломок и
разработки рекомендаций по их устранению необ-
ходимы более точные расчетные исследования,
учитывающие особенности напряженного состоя-
ния. Последнее связано с длительной работой при
высокой температуре, нестационарными режимами работы, сложным пространственным
нагружением от центробежных сил и от изгибающего момента вследствие паровой нагрузки,
а также с развивающейся во времени ползучестью и циклической усталостью материалов.
Последовательный учет указанных факторов при решении задачи определения и анализа
напряженного состояния замкового соединения позволит определить степень влияния того
или иного фактора на его прочность.
Кратко опишем результаты проведенных ранее исследований [2] для учета указан-
ных факторов при построении расчетной модели замкового соединения. Полученные ранее
результаты натурной тензометрии [3] позволили оценить применимость выбранной методи-
ки [2] для расчета напряженного состояния соединения в упругой постановке.
В расчетных исследованиях [2] определялось напряженное состояние (НС) трех-
опорного грибовидного замкового соединения рабочих лопаток 2-й ступени цилиндра сред-
него давления паровой турбины К-500-240-1 (рис. 1), а результаты сравнивались с данными
испытаний экспериментальной модели этого соединения [3].
НС модели соединения определялось с помощью метода конечных элементов
(МКЭ). При этом учитывалось только растяжение от центробежных сил и не учитывалось
влияние парового потока.
Элементы модели замкового соединения (рис. 1) изготавливались из органического
стекла для проведения тензометрических испытаний узла. Модель диска (рис. 1, поз. 1) вы-
полнена с шагом в три лопатки. Для простоты изготовления модели криволинейный участок
диска представлялся прямолинейным. Замковая (рис. 1, поз. 4) и две призамковые (рис. 1,
поз. 3) лопатки представлялись их хвостовиками.
Испытания модели замкового соединения проводились в ОАО «Турбоатом» на раз-
рывной машине, а напряжения в элементах замкового соединения определялись с помощью
тензометрических датчиков [4].
В результате испытания модели установлено, что:
− распределение напряжений по конструкции замкового соединения имеет сложный про-
странственный характер;
− более напряженными по сравнению с другими являются верхние сечения призамковых
лопаток и сечения в районе отверстий под штифты;
− отличие расчетных значений напряжений, полученных с помощью МКЭ, и их экспери-
ментальных значений составляет не более 10%, что позволяет рекомендовать подобную
модель для дальнейших расчетных исследований напряженного состояния замкового со-
единения.
Рис. 1. Модель замкового соединения:
1 – диск; 2 – штифты замковые;
3 – предзамковые лопатки;
4 – замковая лопатка
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 39
Постановка задачи
Задача о напряженном состоянии замкового соединения решается в упругой поста-
новке без учета влияния температуры паровой среды.
Рассматриваемый узел, кроме центробежных сил, испытывает воздействие растяги-
вающей нагрузки, равной величине напряжений от центробежной силы пера лопатки с бан-
дажом интенсивностью 27,863 МПа на частоте вращения 50 Гц.
В замковом соединении передача усилий между деталями осуществляется посредст-
вом контакта между взаимодействующими поверхностями, поэтому решение рассматривае-
мой задачи корректно выполнять в контактной постановке [5].
Существующие в настоящее время аналитические решения контактных задач полу-
чены для относительно простых областей и условий контактного взаимодействия [5] для
контактирующих двух тел. Решение зачастую ограничивается оценкой давлений в зоне кон-
такта. Чтобы определить картину напряженного состояния рассматриваемой конструкции,
необходимо решение краевой задачи со сложными граничными условиями.
Методика решения контактных задач с помощью метода конечных элементов, ис-
пользуемая в данной работе, основана на применении модели контактного слоя [5]. Зоны
возможного контактного взаимодействия представляются контактными элементами, при
этом поверхность контакта определяется геометрией взаимодействующих подобластей, а
также начальным зазором или натягом между контактирующими телами. Механическое
взаимодействие контактирующих поверхностей определяется величиной их взаимного про-
никновения. Механические свойства контактного слоя характеризуются контактной жестко-
стью Cn, которая определяется по формуле [5]
Cn = f⋅E⋅h,
где f – коэффициент контактной жесткости, 0,0001 < f < 100; E – модуль Юнга; h – характер-
ный линейный размер зоны контакта.
Величина контактной жесткости должна быть достаточно большой [5] для того, что-
бы взаимопроникновением поверхностей можно было пренебречь, но такой, чтобы точность
решения системы разрешающих уравнений МКЭ позволяла определить контактные напря-
жения по формуле
),( 21
nnnnn uuC δ−−⋅=σ
где 1
nu , 2
nu – перемещения первой и второй поверхностей в направлении общей нормали n
r
;
δn – начальный зазор или натяг (при δ < 0) между контактными поверхностями.
При наличии трения между взаимодействующими поверхностями с коэффициентом
fmp в рассматриваемой точке вводится касательная жесткость Cτ, препятствующая взаимному
перемещению контактирующих точек по касательной к поверхности контакта. Этим опреде-
ляются касательные напряжения, препятствующие проскальзыванию,
),( 12
ττττ −⋅=σ uuC
где 1
τu , 2
τu – перемещения первой и второй поверхностей в направлении общей нормали τ
r
.
Проверяется условие проскальзывания
–σn⋅fmp = |στ|,
где fmp – коэффициент трения; σn – напряжения взаимодействия тел в направлении к нормали
n.
Контактный слой может отражать свойства прослойки между реальными телами,
возникающей вследствие шероховатостей и микронеровностей поверхностей. В этом случае
величина взаимного проникновения на площадках контакта принимается близкой к высоте
шероховатостей [6].
При решении рассматриваемой задачи о напряженном состоянии тел в замковом со-
единении учитываются граничные условия и ограничения на поверхности контакта [5].
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 40
На общей поверхности с условными номерами 1 и 2 должны быть выполнены усло-
вия сопряжения
− силовые ;0)( )()2()1( =ν⋅σ−σ jm
mnmn
m, n = 1, 2, 3; j = 1, 2,
где σmn
– компоненты тензора напряжений;
− кинематические при сцеплении (перемещения в том же базисе, что и координаты)
[(xm + Um)(1) – (xm + Um)(2)]⋅νm = 0; m = 1, 2, 3,
[(xm + Um)(1) – (xm + Um)(2)]⋅τ m = 0; m = 1, 2, 3,
где νm, τm – компоненты векторов соответственно внешней нормали к поверхности контакта
и касательной к этой поверхности; xm – координаты точки тела на поверхности контакта в
направлении m = 1, 2, 3; Um – перемещение точки тела в направлении m = 1, 2, 3.
При проскальзывании (с трением или без трения) последнее условие не ис-
пользуется;
− взаимного непроникновения тел
[(xm + Um)(1) – (xm + Um)(2)]⋅νm ≤ 0.
Модель замкового соединения рабочих лопаток
Модель облопаченного диска 1-й ступени паровой турбины разрабатывалась в паке-
те геометрического моделирования Autodesk Inventor и представлена на рис. 2.
Кратко опишем конструкцию рассматриваемого замкового соединения рабочих ло-
паток. Замковая лопатка (рис. 2, б) фиксируется на грибке диска двумя штифтами (рис. 2, а),
посредством которых последняя также взаимодействует с двумя соседними призамковыми
лопатками (рис. 2, в). В зоне диска, где крепится замковая лопатка (рис. 2, г), имеется «коло-
дец». В рассматриваемом соединении «колодец» представляет собой паз на диске с шагом в
а) б)
в) г)
Рис. 2. Модели элементов замкового соединения:
а) – замковое соединение; б) – замковая лопатка; в) – призамковая лопатка; г) – диск
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 41
одну лопатку. В пазе срезаются все контак-
тирующие поверхности для ввода лопаток с
последующим перемещением их по диску в
окружном направлении. Последней заводит-
ся замковая лопатка. Отличием замковой
лопатки от обычной является то, что на дис-
ке она фиксируется с помощью штифтов и
не имеет опорных поверхностей (рис. 2, в).
Физико-механические свойства ма-
териалов (модуль Юнга E, коэффициент Пу-
ассона ν, плотность ρ), используемые при
изготовлении ротора, лопаток и штифтов,
приводятся в табл. 1 [7].
Таблица 1. Физико-механические свойства материалов в замковом соединении
Физические свойства
Материал
Е⋅10
–3
, МПа ν ρ, кг/м3
20Х3МВФ (диск) 211 0,3 7790
15Х12ВНМФ (лопатки) 211 0,3 7850
ХН70ВМЮТ (штифты) 226 0,305 8568
Оценка напряженного состояния замкового соединения всего облопаченного диска в
составе целого ротора и при учете всех нагружающих факторов приведет к решению нели-
нейной задачи чрезмерно высокой размерности (несколько миллионов конечных элементов),
что при имеющихся вычислительных мощностях практически невозможно. Поэтому при
анализе рассматривался не весь диск, а только сектор с углом раствора φ=20° (рис. 3), на
торцах которого заданы условия симметрии. Закрепление модели в осевом направлении
производилось с учетом перемещений, полученных ранее при расчете напряженно-
деформированного состояния целого ротора.
При построении конечноэлементной (КЭ) модели использовался изопараметриче-
ский 10-узловой конечный элемент [8] (рис. 3).
В результате анализа определено, что оптимальный размер конечного элемента ра-
вен 3 мм. Из рис. 4 видно, что при дальнейшем уменьшении КЭ точность счета изменяется
незначительно, при этом количество элементов стремительно возрастает.
На рис. 5 показана дискретизация на конечные элементы модели замкового соедине-
ния.
При разбиении было получено около 514000 конечных элементов. Данная модель
позволяет учесть несколько контактных взаимодействий: область соприкосновения штифтов
с диском, замковой лопаткой, призамковыми лопатками; область соприкосновения опорных
Рис. 3. Конечный элемент
а) б)
Рис. 4. Зависимость количества конечных элементов (а)
и эквивалентных напряжений (б) от размеров КЭ
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 42
площадок хвоста призамковой лопатки и хвостовика диска. В зонах контакта, главным обра-
зом влияющих на передачу усилий между взаимодействующими элементами, имеет место
сгущение сетки, что повышает точность расчета.
Анализ полученных результатов
Из анализа результатов расчета напряженного состояния замкового соединения сле-
дует, что максимальной величины достигают радиальные напряжения рис. 6. Осевые и каса-
тельные напряжения малы.
Как показали расчеты, напряженное состояние в зонах контакта опорных площадок
лопаток и диска подобно тому, что наблюдается при сжатии (отмечено темным цветом). При
этом наибольшие растягивающие напряжения получены на контурах внутренних отверстий,
а также у галтельных переходов опорных поверхностей хвостов лопаток и хвостовика диска.
Из анализа полученных результатов следует, что уровень концентрации напряжений
у галтельных переходов опорных площадок весьма значительный, что, вероятно, повлечет за
собой появление местных пластических деформаций. Наиболее напряженной деталью явля-
ется грибок обода диска, где радиальные напряжения достигают значений 530–555 МПа при
σ0,2(T = 525 °C) = 455 МПа.
В среднем по замковому соединению напряжения невелики (около 80 МПа) и нахо-
дятся в установленных нормах [9].
Важной особенностью такого типа хвостовых соединений является наличие бурта
диска, необходимого для предотвращения изгибных деформаций хвостов рабочих лопаток в
Рис. 5. Конечноэлементная модель части диска
Рис. 6. Распределение радиальных напряжений в замковом соединении:
а) – замковое соединение; б) – рабочая лопатка; в) – призамковая лопатка;
г) – замковая лопатка; д) – фиксирующие штифты; е) – диск
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 43
меридиональной плоскости. По полученным результатам можно отметить наличие зоны
сжатия с внешней стороны и зоны растяжения с внутренней стороны рабочей лопатки
(рис. 6, а, б, в). Что касается замковой лопатки, то в ней подобного рода изгибных деформа-
ций практически не наблюдается.
Под действием центробежной нагрузки замковое соединение вытягивается в ради-
альном направлении. Имеет место сложная деформационная картина, которая носит явно
выраженный трехмерный характер. Наибольшее смещение в радиальном направлении испы-
тывает замковая лопатка, которая через штифты подгружает соседние призамковые лопатки
(рис. 6, а).
Полученное в ходе решение задачи распределение контактных давлений по опорным
площадкам замкового соединения представлено на рис. 7.
Очевидно, что имеет место неравномерность распределения контактных давлений по
опорным площадкам не только в призамковых, но и в рабочей лопатке, что, вероятно, вы-
звано влиянием деформаций части диска под замковой лопаткой. В табл. 2 приведены сред-
ние значения контактных давлений по опорным площадкам в замковом соединении.
Таблица 2. Распределение контактных давлений по опорным площадкам в соединении
1-я пара 2-я пара 3-я пара
Наименование
МПа % МПа % МПа %
призамковая лопатка(с верхним штифтом) 42,67 34 43,15 34 40,88 32
призамковая лопатка (с нижним штифтом) 41,94 34 42,78 34 40,17 32
рабочая лопатка 3D 40,5 33,5 41,31 34 39,23 32
рабочая лопатка 2D (данные [6]) 37 30 33
Необходимо отметить отличие в величинах контактных давлений по опорным пло-
щадкам призамковых лопаток, что, скорее всего, обусловлено различным расположением
штифтов по радиусу.
Сравнивая результаты распределения контактных давлений по опорным площадкам
обычной рабочей лопатки и имеющихся в литературе данных [6], можно отметить отличия.
Согласно литературным данным наиболее напряженной является первая пара опорных пло-
щадок, а по результатам расчета, представленным в данной работе, наиболее напряженной
Рис. 7. Распределение контактных давлений по опорным площадкам в замковом соединении:
а) – призамковая лопатка с нижним штифтом; б) – призамковая лопатка с верхним штифтом;
в) – рабочая лопатка; г) – замковая лопатка; д) – штифты
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 44
оказалась вторая пара опорных площадок. Это можно объяснить влиянием таких факторов,
как решение задачи в различных постановках (трехмерной и двухмерной), влияние замковой
лопатки и др.
Выводы
В данной работе определялось напряженное состояние замкового соединения рабо-
чих лопаток 1-й ступени ротора среднего давления турбины К-500-240 при упругом дефор-
мировании. Решение получено методом конечных элементов. На основе полученных резуль-
татов можно сделать следующие выводы:
− напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины является неод-
нозначным, имеет место сложная деформационная картина;
− хотя средний уровень напряжений в замковом соединении невелик, есть зоны повышения
напряжений у галтельных переходов опорных площадок и отверстий под штифты, что и
могло послужить причиной возникновения трещин;
− наибольшие деформации в радиальном направлении испытывает диск под замковой ло-
паткой и сама лопатка;
− заложенное в конструкции соединения наличие бурта диска, в отличие от обычных рабо-
чих лопаток, на замковую лопатку практически не влияет, поскольку изгибные деформа-
ции хвоста лопатки в меридиональной плоскости малы и малы контактные давления на
поверхности бурта;
− решение задачи в контактной постановке позволило оценить степень влияния замковой
лопатки на неравномерность распределения контактных давлений по опорным площад-
кам элементов соединения;
− сравнение величин контактных давлений по опорным площадкам призамковых лопаток
показало некоторое различие, что вызвано разным расположением штифтов по радиусу.
Это может служить основой для перераспределения величины контактных давлений по
опорным площадкам;
− сравнение полученных результатов распределения контактных усилий по опорным пло-
щадкам призамковых лопаток и имеющихся в литературе данных показало их отличия,
которые могут быть вызваны решением задачи в трехмерной постановке, а также влияни-
ем замковой лопатки.
Полученный характер распределения напряжений позволяет определить места пред-
полагаемых поломок, что подтверждается практикой установления повреждений после дли-
тельной эксплуатации данного типа конструкции замкового соединения.
Задача в рассматриваемой постановке рассматривалась впервые. В дальнейшем це-
лесообразно изучить влияние температурных полей на напряженное состояние замкового
соединения, поскольку температурный фактор в ряде случаев может существенно изменить
картину распределения напряжений и деформаций в элементах турбин [10].
Литература
1. Методические указания по расследованию причин повреждений деталей роторов паровых турбин
электростанций: РД 153-34.1-17.424-2001. – М.: ОАО «ВТИ», 2002. – 82 с.
2. Исследование напряженно-деформированного состояния замкового соединения рабочих лопаток /
В. Л. Швецов, В. А. Литовка, И. А. Пальков, С. А. Пальков // Пробл. машиностроения. – 2012. –
Т. 15, № 2. – С. 31–36.
3. О тензометрических испытаниях моделей замкового соединения рабочих лопаток 2-3 ступени
ЦСД турбины К-500-240: отчет о НИР (заключительный) / ОАО «Турбоатом»; рук. Г. В. Меллеро-
вич. – Харьков, 1962. – 156 с. – Инв. № Д-1561.
4. Бандин О. Л. Тензорезисторный метод в испытаниях инженерных конструкций / О. Л. Бандин. –
М.: МГУ, 2010. – 326 с.
5. Александров В. М. Введение в механику контактных взаимодействий / В. М. Александров,
М. И. Чебаков.– М.: Ростов на/Д: ООО «ЦВВР», 2007. – 116 с.
6. Задачи контактного взаимодействия элементов конструкций / А. Н. Подгорный, П. П. Гонтаров-
ский, Б. Н. Киркач, Ю. И. Матюхин, Г. Л. Хавин. – Киев: Наук. думка, 1989.– 232 с.
ДИНАМИКА И ПРОЧНОСТЬ МАШИН
ISSN 0131–2928. Пробл. машиностроения, 2013, Т. 16, № 3 45
7. Свойства сталей и сплавов, применяемых в котлотурбостроении: Справочник. Исполнители: Ли-
берман Л. Я, Пейсихис М. И.; т. 1–3. – Л.: НПО Центр. котлотурбин. ин-т, 1966. – 212 с.
8. Загорулько А. В. Програмний комплекс ANSYS в инженерних задачах: учебное пособие /
А. В. Загорулько. – Сумы: СумДУ, 2008. – 201 с.
9. Нормы расчета на прочность хвостовых соединений рабочих лопаток: ОСТ 108.021.07-84-Л. – Л.:
НПО Центр. котлотурбин. ин-т, 1986. – 19 с.
10. Шульженко Н. Г. Задачи термопрочности, вибродиагностики и ресурса энергоагрегатов (модели,
методы, результаты исследований) / Н. Г. Шульженко, П. П. Гонтаровский, Б. Ф. Зайцев. –
Saarbrucken, Germany:LAP LAMBERT Akademic Publishing GmbH & Co. KG, 2011. – 370 c. – Напе-
чатано в России.
Поступила в редакцию
25.06.13
УДК 621.314: 621.393.66
І. М. Яворський**
, д-р фіз.-мат. наук
Р. М. Юзефович*
, канд. техн. наук
І. Б. Кравець*
, канд. техн. наук
І. Й. Мацько*
І. Г. Стецько*
*
Фізико-механічний інститут ім. Г.В. Карпенка НАН України
(м. Львів, e-mail: abzac@ipm.lviv.ua)
**
Інститут телекомунікації Технологічно-природничого університету
(Польща, м. Бидгощ)
ІНФОРМАЦІЙНО-ВИМІРЮВАЛЬНА СИСТЕМА ДЛЯ
БАГАТОВИМІРНОЇ ВІБРАЦІЙНОЇ ДІАГНОСТИКИ
Запропоновано новий підхід до багатовимірної вібраційної діагностики обертових вузлів
машинних комплексів, що базується на використанні методів теорії нестаціонарних
випадкових процесів та кореляційного тензорного аналізу. Розроблені методи верифіко-
вані при проведенні натурних випробувань на вібраційному стенді та промислових
об’єктах України. На основі розробленої методики побудовано портативну діагности-
чну систему багатовимірного контролю.
Предложен новый подход к многомерной вибрационной диагностике вращающихся узлов
машинных комплексов, основанный на использовании методов теории нестационарных
случайных процессов и корреляционного тензорного анализа. Разработаны методы ве-
рифицированы при проведении натурных испытаний на вибрационном стенде и про-
мышленных объектах Украины. На основе разработанной методики построено порта-
тивную диагностическую систему многомерного контроля.
Вступ
Ефективним методом, що широко використовується при розв’язанні задач технічної
діагностики, на цей час є статистичний аналіз зареєстрованих сигналів, що ґрунтується на
спектральній та кореляційній теоріях [1]. При визначенні характеристик вібраційних сигна-
лів одним з найважливіших етапів, що обумовлюють подальший напрям досліджень, є вибір
адекватної до поставленої задачі їх математичної моделі.
Дослідження, проведені в Фізико-механічному інституті ім. Г.В. Карпенка НАН Укра-
їни, показали, що використання імовірнісної моделі цих сигналів у вигляді періодично коре-
льованих випадкових процесів (ПКВП) відкриває нові можливості при діагностиці дефектів
обертових механізмів на ранніх стадіях їх виникнення [2–4]. У таких випадках вібраційний
сигнал розглядається як сума детермінованої, стаціонарної та нестаціонарної випадкових
|
| id | nasplib_isofts_kiev_ua-123456789-99131 |
| institution | Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine |
| issn | 0131-2928 |
| language | Russian |
| last_indexed | 2025-12-07T17:11:18Z |
| publishDate | 2013 |
| publisher | Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України |
| record_format | dspace |
| spelling | Шульженко, Н.Г. Гришин, Н.Н. Пальков, И.А. 2016-04-23T10:50:38Z 2016-04-23T10:50:38Z 2013 Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины / Н.Г. Шульженко, Н.Н. Гришин, И.А. Пальков // Проблемы машиностроения. — 2013. — Т. 16, № 3. — С. 37-45. — Бібліогр.: 10 назв. — рос. 0131-2928 https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/99131 621.125 Выполнен анализ напряженного состояния хвостового соединения замковой группы лопаток с диском 1-й ступени цилиндра среднего давления паровой турбины. Определены области возможного появления усталостных трещин в хвостовом соединении при эксплуатации турбины. Виконано аналіз напруженого стану хвостового з'єднання замкової групи лопаток з диском 1-го ступеня циліндра середнього тиску парової турбіни. Визначені області можливої появи втомних тріщин в хвостовому з'єднанні при експлуатації турбіни. The analysis of the stress state of the connection disc of 1st degree cylinder medium-pressure steam turbine blades in the castle. The areas of possible occurrence of fatigue cracks in the castle connection with turbine operation. ru Інстиут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України Проблемы машиностроения Динамика и прочность машин Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины The stress-strain state of the lock joint of the operating blades of the turbine Article published earlier |
| spellingShingle | Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины Шульженко, Н.Г. Гришин, Н.Н. Пальков, И.А. Динамика и прочность машин |
| title | Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины |
| title_alt | The stress-strain state of the lock joint of the operating blades of the turbine |
| title_full | Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины |
| title_fullStr | Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины |
| title_full_unstemmed | Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины |
| title_short | Напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины |
| title_sort | напряженное состояние замкового соединения рабочих лопаток турбины |
| topic | Динамика и прочность машин |
| topic_facet | Динамика и прочность машин |
| url | https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/99131 |
| work_keys_str_mv | AT šulʹženkong naprâžennoesostoâniezamkovogosoedineniârabočihlopatokturbiny AT grišinnn naprâžennoesostoâniezamkovogosoedineniârabočihlopatokturbiny AT palʹkovia naprâžennoesostoâniezamkovogosoedineniârabočihlopatokturbiny AT šulʹženkong thestressstrainstateofthelockjointoftheoperatingbladesoftheturbine AT grišinnn thestressstrainstateofthelockjointoftheoperatingbladesoftheturbine AT palʹkovia thestressstrainstateofthelockjointoftheoperatingbladesoftheturbine |