Распределение потоков турбинной ступени

Резюмируя, можно заключить, что даже при использовании простейшей физической модели двухфазного закрученного потока, в которой внутренние силы трения в каждой фазе не учитываются, могут быть оценены некоторые эффекты межфазного взаимодействия, важные для оптимизации турбинных ступеней значительной веерности, а также центробежных сепараторов. Подтверждено, что распределение термодинамических параметров, скоростей и углов потока несущей фазы по радиусу и вдоль кольцевого канала зависит от влажности и дисперсности, т. е. от наличия жидкой фазы, степени неравновесности процесса, а также геометрических параметров канала. Такие зависимости должны учитываться в расчетах и при профилировании лопаточных аппаратов турбинной ступени. Закон закрутки лопаток ступеней большой веерности следует выбирать с учетом установленного влияния дискретной фазы. [c.176]

Поскольку в данной работе речь идет о методике решения задачи о распределении потоков и об установке, моделирующей эти потоки, а коэффициенты расхода для различных элементов турбинной ступени относятся к исходным данным процесса решения, мы не останавливаемся на имеющихся в других работах рекомендациях по выбору этих расходов. Отметим лишь, что в общем случае выражения для расходов рабочего тела через эти элементы можно записать следующим образом [c.216]

Таким образом, при выполнении условий (XVI.11) и (XVI.12), а также при соответствующей настройке нелинейных элементов описанная методика дает возможность решать задачу о распределении потоков рабочего тела в турбинной ступени с ограничениями, сделанными выше. [c.219]

Таким образом, описанная следящая система не только автоматизирует учет использования энергии выхода пара из сопла, но и позволяет производить моделирование нескольких ступеней сразу, не нарушая соответствия потенциала истинному значению энтальпии в соответствующей точке турбинной ступени. Это обстоятельство, как будет показано далее, играет существенную роль при создании совершенной моделирующей установки, так как появляется возможность использовать потенциал в качестве отправного параметра в схемах устройств, служащих для учета влияния различных факторов на распределение потоков пара в ступени. [c.227]

Поведение первичной влаги, образовавшейся в предыдущих ступенях турбины, оказывается иным по сравнению со вторичной, возникшей в самой ступени. Первичная влага, как правило крупнодисперсная, попадая в сопловой аппарат, на 60—70% сепарируется на поверхностях лопаток. Образовавшиеся пленки срываются с выходных кромок и дробятся основным потоком. Часть кинетической энергии пара расходуется на разгон капель, скорость которых в зазоре перед рабочей решеткой ступени составляет 30—60% скорости пара. В результате направления потока пара и воды на рабочие лопатки оказываются разными. Удар капель в спинку лопаток вызывает дополнительные потери в ступени. Практически вся первичная влага сепарируется на рабочих лопатках и большая ее часть центробежными силами отбрасывается к периферии ступени. Характерные графики распределения первичной влаги в зазоре между сопловым аппаратом и рабочим колесом, а также за турбинной ступенью показаны на рис. 12-4. За сопловым аппаратом распределение влаги практически равномерно. Лишь у периферии наблюдается небольшой рост концентрации влаги из-за закрутки потока. За рабочей решеткой основная часть жидкости протекает через верхнюю половину рабочей лопатки. [c.327]

Рис. пи. Пример расчета осредненного потока в ступени турбины п естественной системе координат. X—первое приближение о —второе приближение распределение слагающих [c.317]

Рис. 2-10. Процесс расширения пара в турбинной ступени (а), изменение абсолютной с и относительной w скоростей в рабочей решетке (б), распределение статического давления р вдоль обводов профиля при переменных углах входа потока (в).

Известно, что характеристики турбинных ступеней в значительной степени зависят от наклона лопаток (выходных кромок) соплового аппарата. С изменением наклона лопаток меняется распределение реакции вдоль радиуса по высоте лопаток, изменяются потери в решетках и к. п. д. всей ступени. Результаты эксперимента показывают, что максимальная величина к. п. д. ступеней достигается при небольшом наклоне лопаток по потоку (у +5н-+ 10°). При работе турбинных ступеней на влажном паре наклон лопаток влияет также и на распределение влаги в решетках. Для проверки влияния влажности и наклона лопаток на экономичность были испытаны три ступени с у = 0° 4-5° и —5°. Основные размеры этих ступеней приведены в табл. 5-2. [c.105]

Чтобы учесть это снижение температуры, необходимо после того, как будет найден закон изменения давлений в камере регулирующей ступени в зависимости от изменения расхода пара через турбину при постоянной температуре по формуле (6.12) или (6.16), найти распределение потоков пара между отдельными сопловыми группами и закон изменения давлений пара за регулирующими клапанами. [c.183]

Поскольку распределение мощностей между ступенями турбины в широком диапазоне режимов работы двигателя остается неизменным, на частотах вращения, меньших расчетной (соответствующих точке А на рис. 2.21), у К.НД частота вращения уменьшается до Пи а у КВД увеличивается до Я2. Расход воздуха через двигатель при этом останется почти неизменным, так как влияние на него возрастания частоты вращения КВД будет компенсировано падением частоты вращения КНД. Но относительно более сильное снижение окружных скоростей на первых ступенях приведет к уменьшению углов атаки потока на этих ступенях и [c.63]

Теория турбинной и компрессорной ступеней должна быть построена исключительно на газодинамической базе. Основная задача такой теории — расчетное построение характеристики ступени, которое освещено в основном в гл. I. Прежде всего необходимо показать, как можно расчетным путем получить наивыгоднейший профиль лопатки для заданных параметров потока перед и за решеткой и распределение давлений потока по контуру профиля. Затем объяснить физическую сущность влияния на потери течения через канал лопаточной решетки чисел УИ и Re в потоке и влияние на потери шага профилей в решетке, показать влияние ширины решетки и вывести основные правила конструирования лопаточного профиля. Влияние указанных факторов следует рассматривать с точки зрения снижения потерь в потоке, текущем через лопаточный канал сначала прямой решетки, а затем круговой. [c.160]

Приведены основные результаты экспериментальных исследований локаль ной и средней теплоотдачи на профиле турбинной лопатки, установленной в аэродинамической трубе н воздушной турбине. В последнем случае ис следуемые лопатки помещались за рабочим колесом, т. е. находились в условиях, характерных для соплового аппарата второй ступени. Показано заметное влияние уровня турбулентности потока на величину и распределение по профилю локальных коэффициентов теплоотдачи, а также соответственно н средних по обводу профиля значений. Приведены также критериальные уравнения для расчета теплоотдачи на профиле, которые сравниваются с результатами аналогичных исследований. [c.6]

Остаются открытыми вопросы оптимизации решеток и форм проточных частей турбин, работающих на влажном паре. Не менее важным в этой связи является правильный выбор параметров, распределение теплоперепадов и реактивности по ступеням. Необходимо подчеркнуть также то, что из-за сложности обменных процессов в двухфазных потоках, особенно в условиях потери устойчивости движущихся капель и пленок, сама постановка задачи об оптимизации вызывает значительные трудности. Эта задача усложняется также и потому, что, кроме повышения экономичности, оптимальная проточная часть должна обладать и максимальной устойчивостью к эрозии. В этой связи определенные надежды возлагаются на сепарацию влаги из пространства над рабочими лопатками и через щели в полых сопловых решетках. Перспективными могут оказаться специальные ступени, обладающие повышенной сепарационной способностью. Эти исследования также еще далеки от своего завершения. Требуют дальнейшего совершенствования и методы расчета к. п. д., коэффициентов расхода и [c.4]

Распределение отложений по поверхности отдельных ступеней турбины также характеризуется большой неравномерностью. Толщина отложений бывает больше на выпуклой части и у выходных кромок лопаток, а также вблизи мест крепления лопаток (у основания и обода), в неплотностях стыков бандажей и в отверстиях дисков. Неравномерность распределения отложений в поперечном сечении турбины обусловливается особенностями гидродинамики потока, поскольку параметры пара по сечению почти не меняются. По-видимому, с гидродинамикой потока связаны иногда незначительные, а в отдельных случаях существенные различия в количественном и качественном составе отложений на диафрагмах и рабочих лопатках в соседних ступенях турбины. Необходимо отметить, что при [c.168]

Рис. 9-1. Схема ступени турбины в осевом потоке газа [а) и распределение параметров торможения, статических давлений и скоростей в проточной части (6).

Попытка теоретического исследования движения конденсата по поверхности лопаток рабочего колеса при ряде упрощающих предположений предпринята Милиесом [Л. 122]. Вследствие отбрасывания конденсата по поверхности лопаток рабочего колеса распределение влаги по высоте лопатки за рабочим колесом оказывается весьма неравномерным. Большая часть влаги сосредоточивается вблизи периферии лопатки. Типичная картина распределения влажности потока пара за рабочим колесом турбинной ступени представлена на рис. 7. Эти данные получены на экспериментальной турбине кафедры паровых и газовых турбин МЭИ В. А. Головиным и Ф. В. Кази Нцевым. Исследованная ступень представляла собой модель последней ступени турбины ПВК-200 (/р,к = 209 мм и d p/ p.K = 2,8). Распределение влажности по высоте лопатки изме- [c.9]

В ХПИ построена упрощенная модель для моделирования расходов рабочего тела в турбинах ХТГЗ им. С. М. Кирова, на которой производилось исследование распределения потоков пара в цилиндре высокого давления турбины К-300-240, состоящем из 11 ступеней. Блок-схема модели показана на рис. 108. В нее, кроме нелинейных элементов, компенсационных сопротивлений и источников Е для моделирования изменения реакции по высоте лопатки и насосно-эжекционного эффекта, входят линейные резисторы в цепях, моделирующих потоки в щелевых зазорах. Эти резисторы поставлены вместо нелинейных элементов, так как напряжения в рассматриваемых цепях, согласно предварительным расчетам, не выходят за пределы начальных (линейных) участков характеристик рассмотренных выше диодов. Следовательно, их применение в этих условиях теряет смысл. Модель же с применением линейных резисторов значительно упрощается. [c.230]

Прежде всего следует выбрать добавочное задание, характеризующее отбор механической энергии по ходу процесса расширения. Затем, предполагая непрерывный отбор механической энергии от расширяющегося потока, можно моделировать турбину с бесконечно большим числом ступеней. В обычных турбинах с конечным числом ступеней задание добавочного уравнения равноценно заданному распределению изоэнтропных теплоперепадов по ступеням. Учитывая опыт ведущих турбостроительных предприятий, воспользуемся при расчетах конкретными или обобщенными прототипами турбоагрегатов и снимем с них распределение теилопере-падов по ступеням, фиксируя давление конца процесса расширения в каждой ступени. При этом будет удобно задать добавочную зависимость в виде [c.81]

Обобщение результатов опытов, проведенных в экспериментальных и натурных турбинах, подтверждает, что применение специальных ступеней-сепараторов существенно повышает коэффициенты сепарации по сравнению со ступенями обычного исполнения, выполненными с периферийной и внутриканальной сепарацией (в сопловой решетке). Вместе с тем даже ограниченное число опытов свидетельствует, что обогрев и наддув двухфазного пограничного слоя позволяют получить более высокую по сравнению с сепарацией экономичность и надежность влажнопаровых ступеней и турбин. Применение этого способа позволяет снизить дополнительные потери, обусловленные потерей части рабочего тела, повышает эффективность влагоудаления и диспергирование оставшихся в потоке капель. Некоторые опытные данные МЭИ (рис. 5.20) отчетливо показывают перспективность обогрева и наддува сопловых решеток. Можно отметить заметное снижение размеров капель и более равномерное распределение дисперсности по [c.183]

Были Проведены испытания при работе турбины на холостом ходу при использовании для охлаждения форсунок, распыляющих воду в выхлопных патрубках. Типичная эпюра распределения температур потока за последней ступенью ЦНД при работе системы форсуночного охлаждения представлена на рис. 5.31 и свидетельствует о значительной окружной неравномерности температур, достигающей 170°С на периферии ступени. При этом наблюдается понижение среднемассовой температуры потока, особенно в прикорневой зоне, что свидетельствует о попадании влаги в прикорневую зону рабочего колеса вследствие структуры парового потока на малорасходных режимах. [c.178]

Рассмотрим задачу определения степени и характера изменения скорости газа по радиусу в ступени турбины в такой же постановке и при тех же допущениях, которые были изложены применительно к ступени осевого компрессора, т. е. будем рассматривать течение газа в межвенцовых зазорах, полагая его установившимся и осесимметричным, пренебрегая наличием радиальных составляющих скорости газа и считая гидравлические потери равномерно распределенными по высоте лопатки. Тогда связь параметров газового потока на различных радиусах в ступени турбины будет определяться уравнениями (2.34) и (2.36), которые при указанных условиях одинаково справедливы и для компрессора и для турбины. [c.192]

На примере оптимизации ступени турбины по снимаемой мощности в приближении осесимметричного радиально уравновешенного (в контрольных межвенцовых сечениях) течения идеального (невязкого и нетеплопроводного) газа получено строгое решение отвечающей такой модели одномерной вариационной задачи. Оптимизация выполнена при фиксированных потоке на входе в ступень, ее радиальных габаритах и скорости вращения рабочего колеса и при ограничении на максимально допустимые числа Маха и углы поворота потока перед и за рабочим колесом. Решение сведено к определению распределений осредненных по времени и в окружном направлении параметров в контрольных сечениях. Обнаружены два типа оптимальных распределений с участками двустороннего и краевого экстремумов по числу Маха и углу поворота потока. В одном из них предельные числа Маха и углы поворота потока достигаются одновременно у втулки за направляющим аппаратом и (или) за рабочим колесом. Примеры демонстрируют заметное увеличение мощности в результате оптимизации. [c.53]

Характерным для отложений является неравномерность распределения их по отдельным ступеням турбины. Загрязнению больше всего подвержены малообтекаемые поверхности либо поверхности, омываемые паром с малой скоростью. К первому случаю относятся поверхности, от которых отрывается поток пара спинки лопаток диафрагм и дисков, кромки лопаток, внутренняя поверхность бандажей и т. д. Ко второму случаю относятся поверхности вне потока струи пара отверстия дисков, неплотности в стыках протечки пара. [c.112]

Полученные /равнения для относительного движения могут быть использованы для расчета ступени не только турбины, но и других турбомашин (компрессор, вентилятор). Направление энергетического обмена (отвод или подвод механической работы) при этом не имеет значения. Это за мечание вполне справедливо только в предположении изоэнтро пического течения в ступени турбо-машиньи. В реальных условиях движение газа сопровождается потерями. При этом направление энергетического обмена существенно влияет на структуру потока (.на характер распределения параметров в проточной части), а следовательно, и на к. п. д. ступени. [c.575]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...