RU2028458C1 - Turbomachine wheel - Google Patents

Turbomachine wheel Download PDF

Info

Publication number
RU2028458C1
RU2028458C1 SU4884310/06A SU4884310A RU2028458C1 RU 2028458 C1 RU2028458 C1 RU 2028458C1 SU 4884310/06 A SU4884310/06 A SU 4884310/06A SU 4884310 A SU4884310 A SU 4884310A RU 2028458 C1 RU2028458 C1 RU 2028458C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
disk
rivets
blades
shoulders
locking
Prior art date
Application number
SU4884310/06A
Other languages
Russian (ru)
Inventor
К.Н. Боришанский
О.Г. Вассерберг
Г.И. Денисов
Е.Д. Консон
С.А. Масной
Ю.Н. Неженцев
Original Assignee
Акционерное общество открытого типа "Ленинградский Металлический завод"
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Акционерное общество открытого типа "Ленинградский Металлический завод" filed Critical Акционерное общество открытого типа "Ленинградский Металлический завод"
Priority to SU4884310/06A priority Critical patent/RU2028458C1/en
Application granted granted Critical
Publication of RU2028458C1 publication Critical patent/RU2028458C1/en

Links

Images

Landscapes

  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

FIELD: power-plant engineering. SUBSTANCE: turbine wheel has disk with running blades having T-shaped roots and shoulders contacting annular ridges of disk ring, locking-piece blades provided with part 16 and root 17 joined with disk by means of rivets 18. Shoulders 14 are made in part 16 of locking-piece blades and bosses are made at points of installation of locking-piece blade on disk. Diameters of rivets 18 are reduced as they are spaced from axis of revolution of turbine wheel; these diameters are selected from definite equation. EFFECT: improved design. 6 dwg

Description

Изобретение относится к энергетическому машиностроению и может быть использовано, например, в паровых турбинах. The invention relates to power engineering and can be used, for example, in steam turbines.

Известно рабочее колесо турбомашины, содержащее диск, рабочие лопатки с Т-образными хвостовиками и замковые лопатки, соединяющиеся с диском с помощью заклепок [1]. Known impeller of a turbomachine containing a disk, rotor blades with T-shaped shanks and locking blades, connected to the disk using rivets [1].

В условиях эксплуатации под действием центробежных сил рабочих лопаток в подобной конструкции возникают значительные изгибные напряжения в щечках обода диска, что не дают возможности применять эту конструкцию для высоконагруженных лопаток. Under operating conditions, under the action of the centrifugal forces of the working blades, significant bending stresses arise in the cheeks of the rim of the disk in a similar design, which makes it impossible to apply this design to highly loaded blades.

Свободным от указанного выше недостатка и наиболее близким техническим решением к предлагаемому является рабочее колесо турбомашины, состоящее из диска с ободом, на котором выполнены кольцевые выступы, рабочих лопаток с Т-образными хвостовиками и заплечиками, контактирующими при работе с кольцевыми выступами диска, и замковых лопаток, выполненных без защелок и соединяющихся с диском с помощью нескольких, как правило двух, заклепок одинакового диаметра [1]. Кольцевые выступы на диске в местах установки замковых лопаток отсутствуют. Конструкция замковой лопатки для подобного рабочего колеса изображена, например, в [2]. При сборке обеспечивается плотное прилегание замковых лопаток к Т-образным хвостовикам соседних лопаток в тангенциальном направлении и весьма малый зазор в аксиальном направлении между заплечиками лопаток с Т-образными хвостовиками и кольцевыми выступами обода диска. При вращении заплечики рабочих лопаток вступают в контакт с кольцевыми выступами на диске и тем самым устраняют или существенно уменьшают изгибные напряжения в щечках обода диска, что дает возможность использовать эту конструкцию для высоконагруженных лопаток. Free from the above drawback and the closest technical solution to the proposed one is the impeller of a turbomachine, consisting of a disk with a rim on which annular protrusions are made, working blades with T-shaped shanks and shoulders in contact when working with annular protrusions of the disk, and locking vanes made without latches and connected to the disk with the help of several, usually two, rivets of the same diameter [1]. There are no annular protrusions on the disk at the places of installation of the locking vanes. The design of the paddle blade for such an impeller is shown, for example, in [2]. During assembly, a tight fit of the locking blades to the T-shanks of adjacent blades in the tangential direction and a very small axial clearance between the shoulders of the blades with T-shanks and the annular protrusions of the disk rim are ensured. During rotation, the shoulders of the blades come in contact with the annular protrusions on the disk and thereby eliminate or significantly reduce the bending stresses in the cheeks of the rim of the disk, which makes it possible to use this design for highly loaded blades.

Недостатком подобной конструкции является возможность появление относительно больших переменных напряжений в хвостовиках замковых лопаток, особенно в сечении, ослабленном отверстием под верхнюю заклепку, которое вызывает значительную концентрацию напряжений. При вращении из-за вытяжки диска и лопаток в поле центробежных сил, различия в коэффициентах линейного расширения материала диска и лопаток или неравномерного нагрева может произойти ослабление натяга замковых лопаток в тангенциальном направлении и передачи практически полной величины переменных изгибающих и крутящего моментов в сечение хвостовика замковой лопатки, ослабленное отверстием под верхнюю заклепку. Практика эксплуатации паровых турбин свидетельствует о том, что в этом сечении при аксиальных колебаниях имели место усталостные трещины, приводившие к разрушению замковых лопаток. The disadvantage of this design is the possibility of the appearance of relatively large variable stresses in the shanks of the lock blades, especially in the section weakened by the hole for the upper rivet, which causes a significant concentration of stresses. When rotating due to elongation of the disk and the blades in the field of centrifugal forces, differences in the coefficients of linear expansion of the material of the disk and blades or uneven heating, weakening of the interference of the locking blades in the tangential direction and the transfer of almost the full value of the variable bending and torque moments in the shank of the castle blade weakened by the hole for the upper rivet. The practice of operating steam turbines indicates that fatigue cracks occurred in this section under axial vibrations, which led to the destruction of the paddle blades.

Целью изобретения является повышение надежности рабочего колеса за счет повышения вибрационной надежности замковых лопаток. The aim of the invention is to increase the reliability of the impeller by increasing the vibrational reliability of the lock blades.

Указанная цель достигается тем, что на диске выполнены кольцевые выступы в местах установки замковых лопаток, замковые лопатки выполнены с заплечиками, контактирующими с указанными выступами диска, а диаметры заклепок, соединяющих замковые лопатки с диском, выполнены уменьшающимися по мере удаления от оси вращения рабочего колеса, причем отношение диаметров заклепок выбрано из соотношений
I <

Figure 00000002
Figure 00000003
при 0,5 < a < 0,825
I <
Figure 00000004
≅ 2,65 при a ≥ 0,825 где dн и dв - диаметры соответственно наиболее и наименее удаленной от оси вращения колеса заклепок;
a =
Figure 00000005
Figure 00000006
- 0,5
Figure 00000007

Нв - толщина хвостовика замковой лопатки в месте размещения наиболее удаленной от оси вращения колеса заклепки;
dо - первоначальный диаметр заклепок;
Rн и Rв - расстояние от оси вращения колеса до места расположения соответственно наименее и наиболее удаленной заклепок.This goal is achieved by the fact that annular protrusions are made on the disk in the places of installation of the locking vanes, the locking vanes are made with shoulders in contact with the indicated protrusions of the disk, and the diameters of the rivets connecting the locking vanes with the disk are made to decrease with distance from the axis of rotation of the impeller, moreover, the ratio of the diameters of the rivets is selected from the relations
I <
Figure 00000002
Figure 00000003
at 0.5 <a <0.825
I <
Figure 00000004
≅ 2.65 for a ≥ 0.825 where d n and d in are the diameters of the rivets wheel most and least distant from the axis of rotation, respectively;
a =
Figure 00000005
Figure 00000006
- 0.5
Figure 00000007

N in - the thickness of the shank of the locking blade in the place of placement of the rivets most remote from the axis of rotation;
d o - the initial diameter of the rivets;
R n and R in - the distance from the axis of rotation of the wheel to the location of the least and most distant rivets, respectively.

Предлагаемое рабочее колесо отличается от прототипа новым соотношением диаметров заклепок и новым конструктивным выполнением замковых лопаток и диска. The proposed impeller differs from the prototype in the new ratio of the diameters of the rivets and the new structural design of the paddle blades and the disk.

В предлагаемой конструкции рабочего колеса уровень переменных напряжений в замковой лопатке в ослабленном заклепкой сечении за счет контакта заплечиков этой лопатки и выступов в диске будет понижен в сравнении с прототипом. In the proposed design of the impeller, the level of alternating stresses in the locking blade in the weakened rivet section due to the contact of the shoulders of this blade and the protrusions in the disk will be reduced in comparison with the prototype.

На фиг.1 показан общий вид рабочего колеса; на фиг.2 - рабочая лопатка с Т-образным хвостовиком и часть обода диска, в сечении I-I по фиг.1; на фиг.3 - замковая лопатка с заплечиками и часть обода диска; на фиг.4 - вторая проекция замковой лопатки; на фиг.5 и 6 - графики, подтверждающие возможность снижения максимальных динамических напряжений в хвостовике замковой лопатки при установке заклепок с различными диаметрами. Figure 1 shows a General view of the impeller; figure 2 - working blade with a T-shaped shank and part of the rim of the disk, in section I-I of figure 1; figure 3 - castle shoulder with shoulders and part of the rim of the disk; figure 4 is a second projection of the castle shoulder blades; 5 and 6 are graphs confirming the possibility of reducing the maximum dynamic stresses in the shank of the castle blade when installing rivets with different diameters.

Рабочее колесо состоит из диска 1, лопаток 2 с Т-образными хвостовиками и заплечиками, одной или нескольких замковых лопаток 3, каждая из которых соединяется с диском с помощью двух заклепок 4. The impeller consists of a disk 1, blades 2 with T-shanks and shoulders, one or more locking blades 3, each of which is connected to the disk using two rivets 4.

Рабочая лопатка состоит из профильной части 5, промтельной части 6 с заплечиками 7, шейки 8 хвостовика и полки 9 хвостовика. Осевое расстояние L между заплечиками 7 превышает осевой размер D полки 9 хвостовика, а последний, в свою очередь, превышает осевой размер d шейки 8 хвостовика. Щечка обода 10 с выступами 11 диска 12 в сечении I-I заделана в полотно диска 12. Выступы 13 обода диска 12 в местах установки замковых лопаток 3 имеют общую кольцевую поверхность с аналогичными выступами 11 для рабочих лопаток 2 со стороны заплечиков 7 и 14 и образуют с выступами 11 единый кольцевой выступ на ободе 10 диска 12. Замковая лопатка 3 состоит из профильной части 15 (аналогичной профильной части 5 лопатки 2), промтельной части 16 с заплечиками 16 и хвостовика 17, соединенного с диском с помощью заклепок 18. Как и для рабочей лопатки 2, осевое расстояние L между заплечиками 14 превышает осевой размер D хвостовика. Расстояние между заплечиками 7 рабочих лопаток 5 выполнено равным расстоянию между заплечиками 14 замковой лопатки. The working blade consists of a profile part 5, a washing part 6 with shoulders 7, a neck 8 of the shank and a shelf 9 of the shank. The axial distance L between the shoulders 7 exceeds the axial dimension D of the flange 9 of the shank, and the latter, in turn, exceeds the axial dimension d of the neck 8 of the shank. The cheek of the rim 10 with the protrusions 11 of the disk 12 in section II is embedded in the canvas of the disk 12. The protrusions 13 of the rim of the disk 12 at the locations of the locking blades 3 have a common annular surface with similar protrusions 11 for the working blades 2 from the shoulders 7 and 14 and form with the protrusions 11 a single annular protrusion on the rim 10 of the disk 12. The locking blade 3 consists of a profile part 15 (similar to the profile part 5 of the blade 2), the washing part 16 with shoulders 16 and the shank 17 connected to the disk with rivets 18. As for the working blade 2, axial distance L between the shoulders 14 exceeds the axial dimension D of the shank. The distance between the shoulders 7 of the working blades 5 is made equal to the distance between the shoulders 14 of the paddle blade.

На фиг. 4 показана вторая проекция замковой лопатки 3, соединяющейся с диском с помощью двух заклепок (верхней и нижней) с диаметрами соответственно dв и dн, расположенных на расстоянии Rв и Rн от оси вращения рабочего колеса; полная ширина хвостовика замковой лопатки в сечениях, где расположены заклепки dв и dн составляет соответственно Нви Нн.In FIG. 4 shows a second projection of the locking blade 3, connected to the disk using two rivets (upper and lower) with diameters d in and d n , respectively, located at a distance of R in and R n from the axis of rotation of the impeller; the total width of the shank of the castle blade in the sections where the rivets d in and d n are located is respectively N in and N n .

При сборке обеспечивается весьма малый зазор δ в осевом направлении между заплечиками 7 рабочих лопаток 2 с Т-образными хвостовиками или заплечиками 14 замковых лопаток 3 и выступами 11 и 13 щечек обода диска 12, а также плотное прилегание в тангенциальном направлении хвостовиков замковых лопаток 3 к хвостовикам соседних с замковыми рабочих лопаток 2 с Т-образными хвостовиками. During assembly, a very small clearance δ is provided in the axial direction between the shoulders 7 of the blades 2 with T-shanks or shoulders 14 of the lock blades 3 and the protrusions 11 and 13 of the cheeks of the rim of the disk 12, as well as a tight fit in the tangential direction of the shanks of the lock blades 3 to the shanks adjacent to the locking working blades 2 with T-shaped shanks.

При вращении под действием центробежных сил рабочих лопаток 2 происходит изгиб щечек обода 10 диска 12, заделанных в сечении I-I. При этом выбирается малый зазор δ между заплечиками 7 лопаток 2 и кольцевыми выступами 11 щечек обода 10 диска 12, что обеспечивает силовое замыкание заплечиков 7 и выступов 11. Из-за равенства перемещений щечек обода диска в сечениях на стыке лопаток 2 с Т-образными хвостовиками и замковых лопаток 3 обеспечивается силовое замыкание и между заплечиками 16 замковых лопаток 3 и выступами 13. When rotating under the action of centrifugal forces of the working blades 2, the cheeks of the rim 10 of the disk 12 are bent, sealed in section I-I. In this case, a small gap δ is selected between the shoulders 7 of the blades 2 and the annular protrusions 11 of the cheeks of the rim 10 of the disk 12, which provides power closure of the shoulders 7 and the protrusions 11. Due to the equality of the movements of the cheeks of the rim of the disk in the sections at the junction of the blades 2 with the T-shaped shanks and lock blades 3 provides a power circuit and between the shoulders 16 of the lock blades 3 and the protrusions 13.

Если в процессе эксплуатации возникают колебания лопаток, то из-за контакта заплечиков 14 и выступов 13 переменные изгибающие и крутящий моменты частично будут переданы с замковой лопатки на диск, что снижает уровень переменных напряжений в сечении II-II хвостовика лопатки, ослабленном отверстием под верхнюю заклепку и концентратором напряжений в районе отверстия и тем самым повышает надежность работы хвостовика. If during the operation vibrations of the blades occur, then due to the contact of the shoulders 14 and the protrusions 13, the variable bending and torque moments will partially be transferred from the locking blade to the disk, which reduces the level of alternating stresses in the section II-II of the blade root weakened by the hole for the upper rivet and a stress concentrator in the region of the hole and thereby increases the reliability of the shank.

Дальнейшее повышение вибрационной надежности замковых лопаток может быть обеспечено за счет снижения уровня переменных напряжений в ослабленном сечении II-II хвостовика с помощью уменьшения диаметра заклепок по мере их удаления от оси вращения рабочего колеса. При уменьшении диаметра верхней заклепки возрастает момент сопротивления ослабленного сечения II-II хвостовика и поэтому даже при неизменной величине изгибающих и крутящего моментов уровень переменных напряжений в этом сечении понижается. Так как одним из условий обеспечения статической прочности соединения замковой лопатки с диском является ограничение уровня напряжений среза в поперечном сечении заклепки, то суммарная площадь поперечных сечений обеих заклепок должна сохраняться неизменной. Поэтому уменьшение диаметра верхней заклепки сопровождается увеличением диаметра нижней и, следовательно, уменьшением момента сопротивления хвостовика в сечении III-III. В связи с этим существует ограничение на допустимую величину отношения

Figure 00000008
, определяемое тем, что переменные напряжения в сечении III-III не должны превзойти напряжений в сечении II-II при установке двух заклепок одинакового диаметра dо.A further increase in the vibrational reliability of the locking blades can be achieved by reducing the level of alternating stresses in the weakened section II-II of the shank by reducing the diameter of the rivets as they move away from the axis of rotation of the impeller. With a decrease in the diameter of the upper rivet, the moment of resistance of the weakened section II-II of the shank increases, and therefore, even with a constant value of bending and torque moments, the level of alternating stresses in this section decreases. Since one of the conditions for ensuring the static strength of the connection of the locking blade with the disk is the limitation of the level of shear stresses in the cross section of the rivet, the total cross-sectional area of both rivets must be kept unchanged. Therefore, a decrease in the diameter of the upper rivet is accompanied by an increase in the diameter of the lower rivet and, consequently, a decrease in the moment of resistance of the shank in section III-III. In this regard, there is a restriction on the allowable ratio
Figure 00000008
, determined by the fact that the alternating stresses in section III-III should not exceed the stresses in section II-II when installing two rivets of the same diameter d about .

Практика эксплуатации показывает, что наибольшую опасность для замковых лопаток представляют аксиальные колебания. При аксиальных колебаниях и условии равенства переменных усилий, передаваемых на диск каждой заклепкой, положительный эффект, заключающийся в снижении уровня переменных напряжений в хвостовике по сравнению со случаем установки заклепок одинакового диаметра достигается при выполнении следующих соотношений:
I <

Figure 00000009
<
Figure 00000010
при 0,5 < a < 0,825
(I)
I <
Figure 00000011
≅ 2,65 при a ≥ 0,825 где a =
Figure 00000012
Figure 00000013
- 0,5
Figure 00000014
, а остальные обозначения указаны выше.Operational practice shows that axial vibrations pose the greatest danger to locking blades. Under axial vibrations and the condition of equal variable forces transmitted to the disk by each rivet, a positive effect consisting in lowering the level of variable stresses in the shank as compared with the case of installing rivets of the same diameter is achieved when the following relations are satisfied:
I <
Figure 00000009
<
Figure 00000010
at 0.5 <a <0.825
(I)
I <
Figure 00000011
≅ 2.65 for a ≥ 0.825 where a =
Figure 00000012
Figure 00000013
- 0.5
Figure 00000014
, and the remaining notation is indicated above.

При выводе формулы (1) предполагается, что при установке двух заклепок одинакового диаметра dо максимальные переменные напряжения достигаются в сечении II-II, а при изменении диаметров заклепок соблюдается неравенство dв ≥ 0,5 dо.When deriving formula (1), it is assumed that when two rivets of the same diameter d о are installed, the maximum alternating stresses are achieved in section II-II, and when the rivet diameters are changed, the inequality d of ≥ 0.5 d о is observed.

Область допустимых значений

Figure 00000015
, обеспечивающих достижение положительного эффекта, при различных значениях параметра а отмечена штриховкой на фиг. 5.Valid Range
Figure 00000015
providing a positive effect, for various values of the parameter a is marked by hatching in FIG. 5.

Максимальное снижение напряжений в хвостовике достигается в том случае, когда становятся равными переменные напряжения в сечениях II-II и III-III. Равенство напряжений достигается при оптимальном отношении диаметров заклепок

Figure 00000016
, определяемом формулой
Figure 00000017
=
Figure 00000018
(2) где b = -0,4a+
Figure 00000019

Зависимость
Figure 00000020
от параметра а также показана на фиг.5.The maximum reduction in stresses in the liner is achieved when the alternating stresses in sections II-II and III-III become equal. Equal stress is achieved with an optimal ratio of rivet diameters
Figure 00000016
defined by the formula
Figure 00000017
=
Figure 00000018
(2) where b = -0.4a +
Figure 00000019

Dependence
Figure 00000020
from parameter a is also shown in FIG. 5.

На фиг.6 показана зависимость относительной величины напряжений в хвостовике от параметров а и

Figure 00000021
при оптимальном отношении диаметров заклепок (σотн=
Figure 00000022
, где σ - максимальные напряжения в хвостовике при
Figure 00000023
;
σо - при двух заклепках одинакового диаметра do.Figure 6 shows the dependence of the relative magnitude of the stresses in the liner on the parameters a and
Figure 00000021
with an optimal ratio of rivet diameters (σ rel =
Figure 00000022
, where σ are the maximum stresses in the liner at
Figure 00000023
;
σ about - with two rivets of the same diameter d o .

Величина σотн определяется формулой
σотн=

Figure 00000024
(3) где c =
Figure 00000025

Как следует из фиг. 6, в зависимости от геометрических характеристик замковой лопатки (параметров а и
Figure 00000026
) снижение максимальных напряжений в хвостовике может достигать 20-30%.The value of σ rel is determined by the formula
σ rel =
Figure 00000024
(3) where c =
Figure 00000025

As follows from FIG. 6, depending on the geometric characteristics of the paddle blade (parameters a and
Figure 00000026
) a decrease in the maximum stresses in the liner can reach 20-30%.

Claims (1)

РАБОЧЕЕ КОЛЕСО ТУРБОМАШИНЫ, включающее замковые лопатки и выполненные с Т-образными хвостовиками и заплечиками рабочие лопатки, а также диск с кольцевыми выступами для рабочих лопаток, при этом последние установлены на диске с контактом их заплечиков с его выступами, а каждая из замковых лопаток закреплена на диске своим хвостовиком с помощью двух заклепок, отличающееся тем, что, с целью повышения надежности путем увеличения вибростойкости замковых лопаток, последние выполнены с заплечиками, а диск выполнен с дополнительными кольцевыми выступами для замковых лопаток, причем каждая из последних установлена на диске с контактом ее заплечиков с соответствующим ей дополнительным выступом, а заклепки расположены в радиальной плоскости симметрии хвостовика замковой лопатки параллельно оси вращения рабочего колеса и выполнены с уменьшающимся по мере удаления от оси вращения рабочего колеса диаметром, при этом соотношение диаметров заклепок определяется из следующих выражений:
Figure 00000027

или
Figure 00000028

где dн и dв - диаметры соответственно наименее и наиболее удаленной от оси вращения колеса заклепок;
а - величина, определяемая зависимостью
Figure 00000029

где Hв - толщина хвостовика замковой лопатки в месте размещения наиболее удаленной от оси вращения колеса заклепки;
d0 - первоначальный диаметр заклепок;
Rн и Rв - расстояние от оси вращения колеса до места расположения соответственно наименее и наиболее удаленной заклепок.WORKING WHEEL OF A TURBO MACHINE, including locking blades and working blades made with T-shanks and shoulders, as well as a disk with annular protrusions for working blades, the latter mounted on a disk with the contact of their shoulders with its protrusions, and each of the locking blades is fixed to the disk with its shank using two rivets, characterized in that, in order to increase reliability by increasing the vibration resistance of the locking blades, the latter are made with shoulders, and the disk is made with additional annular protrusions for the locking vanes, each of which is mounted on the disk with the contact of its shoulders with an additional protrusion corresponding to it, and the rivets are located in the radial plane of symmetry of the shank of the castle blade parallel to the axis of rotation of the impeller and are made with decreasing diameter with distance from the axis of rotation of the impeller , the ratio of the diameters of the rivets is determined from the following expressions:
Figure 00000027

or
Figure 00000028

where d n and d in - the diameters of respectively the least and most remote from the axis of rotation of the rivets wheel;
and - the value determined by the dependence
Figure 00000029

where H in - the thickness of the shank of the paddle blade at the location of the rivets farthest from the axis of rotation;
d 0 is the initial diameter of the rivets;
R n and R in - the distance from the axis of rotation of the wheel to the location of the least and most distant rivets, respectively.
SU4884310/06A 1990-11-23 1990-11-23 Turbomachine wheel RU2028458C1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SU4884310/06A RU2028458C1 (en) 1990-11-23 1990-11-23 Turbomachine wheel

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SU4884310/06A RU2028458C1 (en) 1990-11-23 1990-11-23 Turbomachine wheel

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2028458C1 true RU2028458C1 (en) 1995-02-09

Family

ID=21546252

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
SU4884310/06A RU2028458C1 (en) 1990-11-23 1990-11-23 Turbomachine wheel

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2028458C1 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2559957C2 (en) * 2010-10-12 2015-08-20 Сименс Акциенгезелльшафт Turbomachine rotor and method of its assembly
RU2599689C2 (en) * 2014-08-13 2016-10-10 Андрей Витальевич Билан Packages of working blades with combined shanks

Non-Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
1. Левин А.В. и др. Прочность и вибрация лопаток и дисков паровых турбин. Л.: Машиностроение, 1981, с.283-297. *
2. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашины. М.: Машиностроение, 1982, с.49. *

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2559957C2 (en) * 2010-10-12 2015-08-20 Сименс Акциенгезелльшафт Turbomachine rotor and method of its assembly
US9664054B2 (en) 2010-10-12 2017-05-30 Siemens Aktiengesellschaft Turbomachine rotor with blade roots with adjusting protrusions
RU2599689C2 (en) * 2014-08-13 2016-10-10 Андрей Витальевич Билан Packages of working blades with combined shanks

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US5509784A (en) Turbine bucket and wheel assembly with integral bucket shroud
US6726452B2 (en) Turbine blade arrangement
US5478207A (en) Stable blade vibration damper for gas turbine engine
CA2317840C (en) Composite blade root attachment
US7344359B2 (en) Methods and systems for assembling shrouded turbine bucket and tangential entry dovetail
US4076455A (en) Rotor blade system for a gas turbine engine
US3377050A (en) Shrouded rotor blades
US5494408A (en) Bucket to wheel dovetail design for turbine rotors
US3424434A (en) Bladed rotor for a fluid flow machine,e.g. a gas turbine engine
PL123377B1 (en) Arrangement of rotor blades
US3689176A (en) Turbomachinery rotor consturction
US8591192B2 (en) Turbomachine rotor assembly and method
US4460315A (en) Turbomachine rotor assembly
CN102510953A (en) Rotor disk for a turbo machine
US8047796B2 (en) Dovetail attachment for use with turbine assemblies and methods of assembling turbine assemblies
RU2506430C2 (en) Steam-turbine engine low-pressure stage working blade
US4347040A (en) Blade to blade vibration damper
RU2028458C1 (en) Turbomachine wheel
US8210822B2 (en) Dovetail for steam turbine rotating blade and rotor wheel
EP2672068B1 (en) Turbine rotor and blade assembly with multi-piece locking blade
US4509900A (en) Turbine rotor
USRE32339E (en) Blade to blade vibration damper
US6231287B1 (en) Rotor windage nut
US2959393A (en) Turbine bucket cover assembly
JPS62288301A (en) Optimum design system for turbomachine rotor

Legal Events

Date Code Title Description
MZ4A Patent is void

Effective date: 20051114