第三章：转子、叶轮结构和强度计算_最终教案分析.ppt

3-9 叶轮、转子材料和许用应力 对于套装叶轮，安全系数Ks=1.8。对于处于弹性变形范围内的整锻转子，安全系数Ks=2.2。对于焊接转子，其叶轮的安全系数Ks=2.3；而焊接转子的叶轮连接部分的安全系数Ks=3。 三、强度校核 根据第三强度理论可以得到处在平面应力状态下的等效单向应力值 ，从而确定其强度校核条件为： 当 和 的应力符号相同时， 当 和 异号时， 对于温度不高的叶轮，最大应力在叶轮中心，只须校核叶轮中心的应力。对于温度较高的叶轮，由于屈服极限等随温度增高而减小，而且由于温差在轮缘部分产生较大的负的切向应力( 和 异号)。因此也需校核其他半径上的应力。 * * * * 第三章 转子、叶轮结构和强度计算 转子和叶轮结构 旋转薄圆环应力计算 叶轮应力状态和基本计算公式 等厚度叶轮应力分析 实际叶轮应力计算 套装叶轮按松动转速计算过盈和应力 叶轮温度应力计算 整锻转子强度计算 叶轮、转子材料和许用应力 3-4 等厚度叶轮应力分析 对于等厚度叶轮，厚度不随半径变化， 简化成： 式中 方程可整理为 积分一次： 再积分一次得 可写成： 再微分一次得 3-4 等厚度叶轮应力分析 经过整理后得到等厚度叶轮径向应力和切向应力的公式 积分常数由边界条件决定。 3-4 等厚度叶轮应力分析 一、空心等厚度叶轮应力 叶轮以角速度 旋转时，叶轮除承受自身质量的离心力外，在叶轮外表面上承受叶片和部分轮缘的离心力，该离心力在叶轮外表面上产生的径向应力用 表示， 对套装叶轮，叶轮内孔受到轴的压力，它在叶轮内表面上产生的径向应力用 表示，如右图。在这些载荷作用下， 叶轮的边界条件为： （1）当 时， ； （2）当 时， 。 将这两个边界条件分别代入得到 3-4 等厚度叶轮应力分析 联解上两式，得到积分常数C1和C2 将上式求得C1和C2 的值代回，便得到空心等厚度叶轮任意半径上应力的计算公式。 第一项为叶轮旋转时自身离心力在叶轮中产生的应力，第二项为叶轮外径向载荷 在叶轮中产生的应力，第三项为叶轮内径向载荷 在叶轮中产生的应力。叶轮总的应力是这三种载荷单独作用是产生的应力的叠加。 3-4 等厚度叶轮应力分析 二、实心等厚度叶轮应力 实心叶轮没有中心孔，即 。其应力公式以 代入得到 第一项为叶轮旋转时自身离心力在叶轮中产生的应力，第二项为叶轮外径向载荷在叶轮中产生的应力。外载荷 在实心等厚度叶轮中产生的径向和切向应力各处均相等，而且都等于 ；此外，叶轮应力沿半径按两次抛物线关系变化，在实心叶轮的中心处应力最大，而且径向应力和切向应力相等，叶轮中心处的应力为 这是因为在叶轮中心点，没有径向和切向的区别，径向应变和切向应变是一样的。这个结论（ 时， ）对其他型线的实心叶轮同样成立。 3-4 等厚度叶轮应力分析 综合分析上述计算公式，可以归纳出以下几点结论： （1）等厚度叶轮应力与叶轮厚度无关，因此增加厚度并不能提高叶轮强度，只有采用变厚度叶轮才能提高叶轮强度。 （2）从叶轮应力分布看，切向应力比径向应力大，特别是空心叶轮这两个应力相差甚大。最大应力发生在叶轮中心（实心叶轮）或内孔处（空心叶轮）。因此实际的等厚度叶轮通常有较厚的轮毂部分，可以使轮孔处最大应力降低。 （3）实心叶轮在中心处的径向应力和切向应力相同，相同条件下实心叶轮最大应力比空心最大应力小一半左右，因此采用实心叶轮也能提高叶轮强度。 3-4 等厚度叶轮应力分析 上面讨论了等厚度叶轮在本身离心力及径向载荷 和 作用下的应力计算公式，但是这两个公式在实际计算时不方便，特别是计算由几段厚度不同的等厚度段组成的叶轮应力时更为不便。因此将上两式加以改造，希望把叶轮中任意半径上的两个方向的应力用同一半径（内半径或外半径）上的两个方向的应力来表示。 经过推导，最后可得到以下两个公式: 第三章 转子、叶轮结构和强度计算 转子和叶轮结构 旋转薄圆环应力计算 叶轮应力状态和基本计算公式 等厚度叶轮应力分析