У ряда турбин

Расчеты, выполненные для ряда турбинных дисков реально работающих конструкций, показывают, что во многих случаях действительной предельной скорости враш,ения соответствуют условия частичного разрушения. Этому способствует, в частности, снижение предела текучести к периферии диска в связи с повышением температуры. При чрезмерном сужении диска у обода фактический запас прочности может оказаться существенно ниже того значения, которое определяется по методике, не учитывающей возможности частичного разрушения. [c.142]

Маслопроводы системы маслоснабжения представляют собой широко разветвленную сеть, по которой циркулируют большие объемы масла. У крупных турбин эта система обеспечивает маслом не только основную турбину, но и ряд ответственных вспомогательных механизмов. Некоторые участки маслопроводов расположены вблизи горячих поверхностей турбины и паропроводов, что представляет большую пожарную опасность, особенно при высоком давлении масла. Аварии в системах маслоснабжения носят очень тяжелый характер и часто заканчиваются значительными повреждениями турбины. Пожары в маслосистемах приводят даже к повреждению зданий электростанций. Поэтому на крупных турбинах стараются уменьшить объем системы маслоснабжения. В настоящее время все турбины мощностью 300 МВт и выше снабжаются системами регулирования и защиты, в которых как рабочее тело используются негорючие жидкости синтетические огнестойкие масла или конденсат. [c.7]

Ленточный бандаж у лопаток газовых турбин не применяют из-за трудности обеспечения его прочности при высокой температуре. В изготовляемых у нас турбинах не нашли себе пока применения и бандажные полки, хотя во многих случаях выполнение лопаток с полками, безусловно, целесообразно и практикуется для ряда авиационных турбин. [c.14]

Рядом с турбогенератором в машинном зале со стороны котельной устанавливают регенеративные подогреватели конденсатные и дренажные насосы — на полу конденсационного этажа паровые эжекторы с подогревателями конденсата — на площадке турбогенератора масляный бак — на фундаменте турбины, под площадкой турбогенератора маслоохладители — на полу конденсационного этажа у фундамента турбины воздухоохладители генератора — в пределах фундамента генератора. [c.322]

Основным средством борьбы с кавитационной эрозией деталей гидравлических машин является исключение возможности возникновения кавитации или, по крайней мере, максимальное уменьшение степени ее развития. Если же при эксплуатации машины не удается избежать режимов с развитой кавитацией, то в ряде случаев, используя некоторые специальные методы, можно предотвратить возникновение кавитации на этих режимах или в значительной мере ослабить ее последствия. Сущность большинства методов заключается в повышении общего уровня давления внутри наиболее опасной, с точки зрения возникновения кавитации, области потока. Такими опасными зонами, как известно, являются у насосов — область перед входом потока в рабочее колесо, у гидравлических турбин — область у выходных кромок лопастей рабочего колеса. [c.153]

В первые годы строительства советского торгового флота у ряда специалистов отмечалось определенное предубеждение против применения на коммерческих судах турбинных установок с зубчатой передачей. Статья Ю. А Шиманского в № 7—8 Морского сборника за 1919 г. доказывает, что было бы большой и непоправимой ошибкой при создании нашего коммерческого флота игнорировать этот новый, но уже достаточно испытанный на практике тип судового двпгателя было бы большой ошибкой не использовать благоприятную для нас обстановку, т. е. возможность создать наш коммерческий флот с более экономичными, чем уже существующие в иностранных флотах, машинами, что сразу поставило бы его в более благоприятные условия при неизбежной конкуренции в деле обслуживания международной морской торговли . [c.119]

Колено трубы имеет сложную, выработанную модельными опытами форму. Чтобы упростить опалубку, стараются избегать у колена прихотливых поверхностей и выполнять их в виде подогнанных друг к другу поверхностей простых геометрических тел. Так, на фиг. 7-9 изображена труба с так называемым коленом № 4 и собственной высотой 2,0 ( 7-9). На фигуре указаны виды поверхностей, образующих трубу. Все они линейчатые (плоскости, цилиндры, конусы), кроме одной (тор). У маломощных турбин изогнутая труба иногда изготовляется сваркой из стальных листов. Тогда ее очертание образуется полностью из ряда линейчатых поверхностей, получаемых изгибом листов. [c.76]

У ряда испытанных турбин = 0,2-г 0,4. Тогда неравномерность при ударе подсчитывается по одной из его трех формул с дополнительным введением в них этого множителя f две из этих формул приведены выше в виде (15-18) и (15-19). [c.218]

В настоящее время у ряда серийных двигателей температура газа перед турбиной (Г ) достигла значений 1500. .. 1650 К-Прогнозы показывают, что в 1990—2000 гг. температура Г ГТД, предназначенных для самолетов гражданской авиации, достигнет значений 1700... 1800 К. [c.188]

У ряда конструкций гидротурбин кольца направляющего аппарата являются закладными частями агрегата и заливаются бетоном нри монтаже. Некоторые конструкции имеют нижнее кольцо, залитое бетоном, а верхнее, выполненное целиком с крышкой турбины. [c.172]

Обязательной проверке подлежит радиальное биение конца вала высокого давления, так как у ряда конструкций турбин он крепится к валу ротора фланцевым соединением, а также торцевые биения упорного диска и полумуфт. [c.65]

Схема одной из конструкций радиальной турбины представлена на рис. 31-7. Турбина состоит из двух вращающихся в противоположные стороны дисков 2 и 5, на которые перпендикулярно к плоскости вращения посажены лопатки 7, образующие концентрические кольца, закрепленные попеременно в правом и левом дисках. Каналы между лопатками выполняют суживающимися и степень реактивности в них, поскольку все ряды лопаток — рабочие, равна единице, т. е. эти турбины являются чисто реактивными. Вследствие вращения дисков в разные стороны окружная скорость и у них в два раза больше, чем в турбинах с неподвижными направляющими лопатками, поэтому такие турбины получаются компактными. Однако радиальные турбины имеют ряд существенных недостатков одна турбина служит для привода двух электрических генераторов в турбинах нельзя применять сопловое регулирование в лопатках при вращении дисков возникают значительные изгибающие моменты, что усложняет конструирование мощных турбин такого типа. Эти недостатки ограничивают дальнейшее развитие радиальных турбин, несмотря на их несколько повышенную экономичность. [c.349]

Так родилась гидравлическая турбина. У ее колыбели мы видим гениального петербургского академика, математика Леонарда Эйлера, французского инженера Фур-нейрона и талантливого уральского изобретателя Игнатия Сафонова, А за ними длинный ряд ученых, смелых инженеров, изобретателей, совершенствовавших и доводивших ее отдельные узлы и агрегаты. [c.130]

Для того чтобы уменьшить величину железобетонной части плотины, советские инженеры разработали типы так называемых совмещенных ГЭС. У таких ГЭС водосбросные сооружения для сброса избыточных вод размещаются в зданиях ГЭС рядом с турбинами. Разработаны также проекты ГЭС, у которых гидроагрегаты размещены в самом теле железобетонной плотины. [c.136]

Посадки с особо большими зазорами при сравнительно малых допусках на диаметры валов и отверстий используются в производстве паровых турбин, турбокомпрессоров, турбовентиляторов и т. д., у которых зазоры в сопряжениях деталей ряда узлов уменьшаются в рабочем состоянии из-за неодинакового теплового расширения сопряженных элементов. [c.19]

Не вдаваясь в описание конструкции высокотемпературной турбины, поскольку это требует самостоятельного подробного разбора, отметим только, что использование парового охлаждения могло бы существенно упростить решение ряда конструктивных задач. Помимо достаточно очевидных преимуществ пара, как охлаждающего агента, у вышерассмотренной схемы есть еще одно преимущество, которое в некоторых случаях может приобрести решающее значение. Обычно организация подвода охлаждающего агента к радиатору в двухконтурных схемах представляет собой трудную конструктивную задачу. В рассматриваемом же случае этот подвод обеспечивается чрезвычайно просто. [c.116]

В турбине Лаваля при снижении частоты вращения вала при j = = onst растет абсолютная скорость выхода пара с рабочих лопаток с2 И, как следствие этого, к. п. д. турбины быстро падает. Для уменьшения выходных потерь со скоростью С2 и понижения частоты вращения вала Кертис предложил турбину с двумя ступенями скорости. На рис. 6.2,6 представлены схема этой турбины и графики изменения абсолютной скорости и давления пара в проточной части турбины. Пар с начальными параметрами ро и То расширяется до конечного давления pi в соплах 2, а на рабочих лопатках 3 и 3 происходит преобразование кинетической энергии движущегося потока в механическую работу на валу 5 турбины. Закрепленные на диске 4 турбины два ряда рабочих лопаток 3 и 3 разделены неподвижными направляющими лопатками 2, которые крепятся к корпусу I турбины. В первом ряду рабочих лопаток 3 скорость потока падает от i до j, после чего пар поступает на неподвижные лопатки 2, где происходит лишь изменение направления его движения, однако вследствие трения пара о стенки канала скорость парового потока падает от с2 до с. Со скоростью с пар поступает на второй ряд рабочих лопаток 3 и снова повторяется идентичный процесс. Поскольку преобразование кинетической энергии в механическую работу на валу турбины Кертиса происходит в двух рядах рабочих лопаток, максимальное значение г ол получается при меньших отношениях k/ j, чем у одноступенчатой турбины. А это значит, что частота вращения вала турбины (колеса) Кертиса может быть снижена по сравнению с одноступенчатой турбиной. Анализ треугольников скоростей показывает, что оптимальный к. п. д. турбины Кертиса достигается при входной скорости пара t i вдвое большей, чем у одноступенчатой турбины. Это означает, что в турбине с двумя ступенями скорости может быть использовано большее теплопадение /loi, чем в одноступенчатой. [c.302]

С тем чтобы отказаться от применения в системах регулирования паровых турбин масла, опасного в пожарном отношении, в СССР разработаны системы регулирования с применением вместо масла негорючей жидкости (Иввиоль —ВТИ) и воды (водяная система). В настоящее время эти системы успешно применены в качестве опытных у ряда турбогенераторов (ХТЗ, ИЗЛ). [c.361]

Большие массовые расходы ОРТ через турбину также обусловливают ряд особенностей органических турбин по сравнению с турбинами водяного пара. Вследствие высокой молярной массы ОРТ (см. табл. 1.1) удельный объем их перегретого пара в конце процесса расширения меньше соответствующего объема пароводяной смеси. Однако увеличение массового расхода у органических турбин превалирует над уменьшением удельного объема пара, а поэтому для органических турбин характерны гораздо большие удельные объемные расходы пара на выходе, чем для турбин водяного пара. Поэтому при значительной высоте лопаток турбины малой мощности имеют высокую степень их парци-альности, что, в свою очередь, способствует увеличению эффективности органических турбин. [c.14]

Мощности регулировочных ступеней крупнейших паровых турбин достигли необычайно высокого значения (около 50 МВт у турбины К-800-240 ЛМЗ). Проектирование рабочих лопаток таких ступеней, которые ввиду нестационарности потока, обусловленного парциальным подводом пара, подвержены большим переменным усилиям, становится крайне затруднительным. В табл. VIII.2 приведены геометрические размеры рабочих лопаток P ряда турбин ЛМЗ и напряжения от парового изгиба Ол и (Тхв соответственно в их профильных и хвостовых частях. С ростом единичной мощности турбины конструкторы оказываются вынужденными применять все меньшие относительные высоты лопаток регулировочных ступеней, что, безусловно, снижает к. п. д. Применение рабочих лопаток большой ширины, а также использование сварки лопаток в пакет по две-три лопатки позволяют уменьшить из- [c.141]

В условиях небольшой промышленной ТЭ Ц турбина с регулируемым отбором и конденсацией должна работать с отборами пара, близкими к максимальному. Зачастую в турбине небольшой мощности (у которой при минимальных расходах через ЧНД тепло, вносимое присасываемым уплотняющим паром, существенно влияет на температуру выхлопа) нагрев выхлопного патрубка ограничивает величину максимального отбора. Так как у данных турбин при расходе пара, большем на 15—30% нолшналыюго расхода, пар на уплотнения извне не подводится ( 5-2), то в ряде случаев целесообразно устройство коллектора (рис. 3-Г0,в), более десятилетия успешно применяющегося па многих турбинах. Охлаждение выполняется впрыскиванием воды из питательной линии через распылитель 9. [c.62]

В СВЯЗИ С совершенствованием и распространением имеющих ряд особо хороших качеств крыловых турбин с быстроходностями, начиная с 350- 400 и выше, отпала надобность в радиальноосевых турбинах с быстроходностями примерно выше 350, н такие турбины теперь не строятся. Также очень редко и только для особых условий строятся радиальноосевые турбины с быстроходностями меньше 70, так как у таких турбин приходится принимать отношение Ь D, очень малым, т. е. сближать между собой оба обода тогда рабочие каналы имеют малый гидравлический радиус, потери на трение в них велики, а к. п. д. турбины мал. [c.94]

Применяемые при больших напорах ковшевые турбины имеют ряд недостатков их к. п. д. меньше, чем у радиальноосевых турбин напор возвышения их колеса над нижним уровнем не используется на ковши действуют очень большие и переменные усилия надежное прикрепление ковшей к диску затруднительно, а их материал быстро устает. По этим причинам турбиностроители давно стремятся расширить область применения радиальноосевых турбин на большие напоры. Это возможно при соответствующем снижении их коэффициента кавитации, что достигается ( 8-8) улучшением [c.107]

Форсирование тяги повышением числа оборотов ротора дает возможность кратковреманно увеличить тягу двигателя на 15—209 и более. С этой целью у ряда двигателей предусмотрено введение чрезвычайного режи-м а, работа на котором допустима в исключительных (аварийных) случаях в течение 2—3 мин. Такой способ форсирования тяги приводит к увеличению (пропорционально квадрату числа оборотов) напряжений в деталях ротора, а также температуры Т з, что существенно снижает прочность этих деталей и главным образом рабочих лопаток турбины. В связи с этим в ряде случаев предусматривается прекращение дальнейшей эксплуатации двигателей, работавших на чрезвычайном режиме. [c.214]

По характеру выброса горячих газов из реактивного сопла и их цвету также можно судить о работе двигателя. Нормальная работа двигателя характеризуется образованием на выходе из реактивного сопла прозрачной или темно-проз-рачной струи газов с сероватым оттенком (с голубоватым пламенем ночью). Работа на форсаже у ряда двигателей характеризуется наличием устойчивого розовокрасного языка пламени, выходящего из сопла на расстояние нескольких метров. О ненормальной работе двигателя свидетельствуют периодические выбросы длинных языков пламени из сопла, указывающие на возникновение помпажа. Если помпаж сопровождается оплавлением лопаток турбины, а также если происходит процесс разрушения деталей воздушно-газового тракта двигателя, то наблюдается наряду с выбросами пламени выброс снопов искр, особенно хорошо видимый ночью. Образование черного дыма и пламени может свидетельствовать о возникновении пожара. Выброс из сопла белого дыма указывает на попадание и сгорание масла в основной камере сгорания из-за нарушения герметичности маслосистемы. Образование темно-серой струи газов из сопла после включения форсажа может быть по причине нерозжига форсажной камеры и выброса из сопла неподожженного топлива. Образование белого дыма в районе маслобака, выходных патрубков центрифуг, патрубков суфлирования масляных полостей опор ротора указывает на недопустимый выброс из этих элементов масла и его паров. [c.224]

Радиальные турбины имеют и ряд недостатков, среди которых следуюш ие большая, чем у осевых турбин, чувствительность к ударам твердых частиц, нопадаюш их на лопаточный аппарат (фиг. 56), большая поверхность нагрева и др. [c.77]

Корпуса паровых турбин являются сложной конструкцией, имеющей различные диаметры по длине и ряд приливов, например впускные и выпускные патрубки, камеры для отбора пара из промежуточных ступеней, кронштейны для установки вспомогательных устройств, лапы для опор и т. д. Корпус выполняется с горизонтальным разъемом, необходимым для сборки турбины. У мощных турбин, кроме того, предусм-о-трены один или два вертикальных разъема для облегчения отливок и обработки. В зависимости от параметров пара корпуса вьшолняют из стального или чугунного литья, а в новейших конструкциях — сварными. [c.462]

В ряде случаев для увеличения окружной скорости (чаще всего турбины вентилятора ТРДД или ТРДИ), если учесть, что частота вращения у этих турбин меньше, чем у турбин компрессоров высокого давления, и что разность по частоте вращения возрастает с увеличением степени двухконтурности, увеличивают средний диаметр турбин ТРДД, выполняя переходный канал при резком изменении диаметров. При незначительном изменении диаметров этот переход возможен, если лопатки соплового аппарата в месте перехода на больший диаметр выполнять широкими. В обоих случаях стремятся обеспечить максимально высокую окружную скорость при необходимой прочности. [c.131]

В двигателях с дожиганием и при использовании в ТНА реактивной центростремительной турбины ее консольное расположение становится единственно возможным вариантом. В ТНА двигателей с дожиганием основная турбина (Т) — реактивная осевая (см. рис. 10.2,/< ) или центростремительная (см. рис. 10.2, л) - располагается на консоли, а пусковая (ТП) - активная - между насосами. Это упрощает конструкцию газовода рабочего тела высокого давления после предкамерной турбины и компоновку двигателя. Рядом с основной турбиной помещается насос компонента топлива, на избытке которого она работает. Например, рядом с турбиной, работающей на газе с избытком окислителя, располагается насос окислителя. В противном случае у самовоспламеняющихся компонентов при незначительных протечках в полости турбины образуется локальное повыщение температуры с последующим аварийным исходом. Надежное разделение полостей насосов гарантируется уплотнениями по валу у пусковой турбины. [c.195]

У ряда двигателей имеются ограничения по устойчивой работе форсажных (реже — основных) камер сгорания. Сущность этих ограничений заключается в том, что, как указывалось в 2.4, на больших высотах полета ухудшаются условия сгорания и качество распыла топлива. Может возникнуть неустойчивость в процессе горения. Летчик обнаруживает это явление, которое называется пульсационным горением, по продольным толчкам и колебаниям частоты вращения ротора и температуры газа за турбиной. Могут возникнуть и более серьезные последс гвия в виде срыва пламени и самовыключения двигателя или форсажа. [c.98]

По сравнению с максимумом КПД активной турбины с двумя ступенями скорости максимум КПД реактивно-активной турбины смещен вправо по ц/сх (для биротативной турбины — по ц/ауц). У такой турбины КПД больше, чем у активной турбины с двумя ступенями скорости, в том числе и для биротативной, так как число рядов Лопаточных решеток минимально и скорость на входе в активную решетку минимальна. [c.284]

Двигатели типа ЧН26/26 Коломенского тепловозостроительного завода могут иметь восемь, двенадцать, шестнадцать и двадцать цилиндров. Их мощность изменяется от 600 до 4480 кВт. У тепловозных двигателей ЧН26/26 выпускной трубопровод выполняют. достаточно большого поперечного сечения, чтобы амплитуда волн давления на входе в турбину была по возможности минимальной. Выпускные патрубки от каждого ряда цилиндров подсоединены к одному выпускному трубопроводу. На шестнадцатицилиндровом двигателе их два, по одному на каждый ряд цилиндров. Такая конструкция выпускной системы обеспечивает почти постоянное давление перед турбиной. [c.223]

Вследствие потерь на трение и завихрение при протекании лара между неподвижными лопатками скорость его снижается от значения С2 до с (см. график в верхйей части рис. 31-1,б). Затем пар поступает на второй ряд рабочих лопаток 3, где скорость его снижается до выходной с. Таким образом, преобразование кинетической энергии струи пара в механическую работу на валу происходит в двух рядах лопаток. Поэтому у турбины со ступенями скорости максимальный внутренний к. п. д. получается при меньших значениях х, а следовательно, число, оборотов вала может быть снижено по сравнению с турбиной без ступеней скорости. [c.341]

Развитие усталостных трещин в эксплуатации имело место в дисках III ступени турбины двигателя НК-8-2у на самолетах Ту-154Б в зонах высокой концентрации нагрузки по отверстиям крепления дисков к валу двигателя. Расчеты методом конечных элементов показали наличие сложного напряженного состояния в тех местах диска, в которых обычными традиционными методами расчета оценивали напряженное состояние как линейное [1, 2]. При применении решения на основе обобщенного представления о плосконапряженном состоянии в ряде сечений не учитывается наличие касательных напряжений и неполностью учитывается объемно-наиряженное состояние дисков в ободной части, в том числе и в местах лабиринтных уплотнений. Тем более погрешности в оценке реального напряженного состояния возникают в местах концентрации нагрузок у отверстий под болты, соединяющие диск с валом турбины. Как показала практика эксплуатации таких дисков, именно у крепежных отверстий возникают усталостные трещины, которые в последующем распространяются в направлении ступичной части диска к валу. Реализуемое напряженное состояние материала диска по сечениям отличалось от расчетного, поскольку максимальная интенсивность напряженного состояния по расчету соответствовала сечению, расположенному перпендикулярно к плоскости роста трещины [2]. [c.542]

Отметим, что ряд авторов рекомендует для роторов стационарных турбин назначать такой дисбаланс, чтобы = (0,01 -н 4-0,05) G, где G — Е ес ротора. Нормальный начальный дисбаланс ротора компрессора меньше величины, приведенной в примере, в 4—5 раз, следовательно, при весе ротора в 00 кГ составляет лишь 15—20 кГ, т. е. много меньше веса ротора, что и обеспечивает колебательный характер движения цапфы в подшипнике. Эти силы могут быть больше из-за возникновения прогиба у самого ротора на больших оборотах. Когда в диапазоне рабочих чисел оборотов наблюдается критический режим ротора, величина прогибов самого ротора может стать большой и наступит обкатывание цапфк по подшипнику. Однако при таких амплитудах колебаний, ка< отмечено выше, движение ротора будет хорошо описываться решениями, полученными без учета веса ротора. [c.202]

Во время работы ГТД его элементы совершают сильные колебания. Эти колебания — вибрации, с одной стороны, сами по себе могут привести к поломке отдельных частей двигателя ротора, лопаток, подшипников, трубопроводов, камер сгорания и пр., с другой стороны — они как бы сигнализируют о появлении у двигателя скрытых дефектов, являющихся причиной возникновения самой вибрации, например, повышенная вибрация создается ростом дисбаланса ротора, который, в свою очередь, может быть обусловлен вытяжкой лопаток, изменением веса лопаток и положения их центров тяжести из-за возникновения таких дефектов как изгиб забоины, эрозии и коррозии пера, изменения посадок обойм подшипников, изменение осевого люфта лопаток ротора турбины и др. Нарушения балансировки ротора часто создаются неисправностями соединительных муфт и особенно нарушениями взаимной центровки частей ротора. Таким образом, отмечая у двигателей быстрый рост вибрации, можно, в частности, обнаружить у него появление некоторых предпосылок к возникновению одного из опасных дефектов ГТД — обрыву лопатки турбины. Кроме отмеченных выше поломок деталей ГТД, вибрация вызывает и целый ряд других вредных последствий наклеп в соединениях (особенно подвижных), разбалансирование ротора, изменение зазоров в подшипниках и пр. Вибрация вредна и для сооружения, на котором установлен двигатель, так как оказывает вредное влияние на работу приборов, оборудования и обслуживающего персонала. [c.213]

Стыки подогревателя низкого давления, фланцевые соединения конденсатора. Стык корпуса конденсатора с выхлопным патрубком турбины 9. Мастика из 60% свинцовых белил и 40 96 свинцового сурика на вареном льняном масле, разведенных до вязкости замазки, не прилипающей к пальцам паронит У ТОЛ1ЦИНОЙ 1,5 мм 9, То же, что и в п, 2 9. В случае необходимости на мастику укладывается в 2-3 ряда асбестовый шнур, [c.318]

Исходя из этого, фундаменты мощных турбогенераторов с рабочим числом оборотов =3 000 в минуту обычно выполняют низконастроенными, причем, если у такого агрегата возбудитель имеет 1 ООО об1мин, то может оказаться выгодным применять настройку с частотой собственных колебаний, лежащей в диапазоне от 1 000 до 3 000 об1мин. Для турбогенераторов с /г=1 000 об/мин, наоборот, выгодна высокая настройка. Следовательно, при проектировании фундаментов нельзя принимать одностороннее решение — обеспечивать только высокую или только низкую настройку. Выбор настройки яужно решать в зависимости от данных турбины, электрогенератора и всего агрегата в целом. Динамический расчет на колебания, а следовательно, и настройка фундамента осложняется тем, что не ясно влияние целого ряда факторов на колебательный процесс всей системы. К этим факторам следует отнести в первую очередь влияние жесткости статора агрегата на инерцию продольных ригелей верхней плиты, влияние массы конденсатора, заполненного водой и колеблющегося вместе с рамой, распределение масс при расчете верхней плиты, свойства бетона и грунта и т. д. Поэтому для создания точной методики необходимо изучить эти факторы и увязать их е конструкциями турбогенераторов и фундаментов. [c.184]

Турбина АК-10 мощностью 10 МВт — двухцилиндровая, конденсационная. Начальное давление пара 2,55 МПа, начальная температура 375 С. Частота вращения ротора турбины 3000 об/мин. Длина испытанной рабочей лопатки составляла 327 мм. Средний диаметр ступени 1008 мм. Связи состояли из одного ряда проволок и ленточного бандажа. До измерений, проводившихся в 1954 г., лопатки проработали 2 года. Разброс частот составлял 8%. Частотная характеристика пакетов лопаток ступени была хорошей. Пакеты отклонялись от пoлoлteния равновесия на 1,5 мм, что соответствовало наиряженню изгиба у основания лопатки при отсутствии связен, примерно 5,9-10 Н/м (500 кгс/см ). Значения декрементов колебаний для всех 26 пакетов ступени, как это видно из табл. 5, находились в пределах [c.155]

В 1967—1968 гг. на ряде элсхтростанций произошли поломки рабочих лопаток ступени одной из крупных турбин. Все поломки имели усталостный характер. В некоторых случаях в изломе четко обнаруживалась линия фронта усталости. Представлялось необходимым определить форму колебаний, при которой произошли указанные полом.ки, н принять меры для новышсния надежности лопаточного аппарата. Лопатки аварийной ступени были изготовлены из стали 1X13, выполнены с постоянным сечением по высоте и снабжены ленточным бандажом. Высота рабочей лоиатки этой ступени 154 мм, ширина лонатки 30 мм, средний диаметр 1782 мм. Максимальное напряжение при изгибе лопаток от парового потока составляло 256-10 Н/м , суммарное статическое напряжение для них невелико и составляло 1400 X Х10 5 Н/м , Число сопловых лопаток было 98. Поломки значительной части рабочих лопаток произошли у их оснований через различное число часов работы от 900 до 5700. Кроме поломок лопаток было обнаружено много трещин и поломок бандажей, также имевших усталостный характер. В связи с изложенным было предпринято вибрационное обследование лопаточного аппарата этой ступени на 12 идентичных дисках различных турбин. [c.202]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...