Турбина диагональная

Основное энергетическое оборудование включает насосы и приводные двигатели. В зависимости от требуемого напора и подачи на станции устанавливают центробежные, осевые и диагональные насосы. Привод насосов чаще всего осуществляется с помощью электродвигателей, реже двигателей внутреннего сгорания, еще реже газо- или паровых турбин. Комплекс, состоящий из насоса и приводного двигателя, называют гидроагрегатом или просто агрегатом. Число агрегатов насосной станции может быть различным и зависит от расчетной подачи и категории надежности. При требуемой большой подаче станции стремятся снизить число агрегатов за счет увеличения их единичной мощности. [c.201]

Диагональные турбины (рис. 1.1, в) выполняют с вертикальным валом и поворотнолопастным рабочим колесом. Пропеллерные диагональные турбины применяют очень редко. [c.4]

На характеристики различных систем гидротурбин большое влияние оказывают конструктивные особенности вертикальное или горизонтальное расположение вала, конструкция спиральной камеры или способы подвода воды, число сопел, наличие поворотных лопастей, наклон лопастей в диагональных турбинах и др. [c.4]

Второе место занимают применяемые в установках русловых ГЭС осевые поворотнолопастные гидротурбины. Они будут применяться при напорах до 40—50 м и при единичной мощности до 100 МВт и более. Диагональные поворотнолопастные турбины, получившие применение в последние 20 лет, будут применяться при напорах 40—150 м. Они перспективны также в качестве обратимых гидромашин, используемых при напорах 50—150 м. [c.17]

В диагональных турбинах может быть применен как конический (рис. 11.16, б), так и обычный (рис. П. 16, а) радиальный направляющий аппарат с вертикальным расположением осей лопаток. Как показали исследования, энергетические качества при коническом и радиальном аппаратах остаются практически одинаковыми. Только при малой мощности незначительное повышение к. п. д. дает конический направляющий аппарат. В изготовлении радиальный аппарат проще, трудозатраты на единицу массы в нем меньше, поэтому в последних диагональных турбинах он нашел преимущественное применение. [c.42]

Быстроходность диагональных турбин и области их применения при различных напорах в большой мере зависит от конструкции и формы проточной части турбины. При этом при заданном диаметре Di решающую роль играют (рис. И. 16) высота направляющего аппарата дд, длина лопасти / с. ширина лопасти bj, угол наклона лопастей 0 число лопастей z их толщина б густота решетки которая увеличивается от периферии к ступице диаметр [c.42]

Угол наклона связан с шириной лопасти в радиальном направлении зависимостью Ьлс = (Di — ст)/2 sin 0. Отсюда при заданных Di и d и уменьшении 0 увеличиваются и проходное сечение рабочего колеса. Таким образом, в диагональной турбине, уменьшая или увеличивая d при заданном 0 и Di, можно соответственно изменять Ь,, , причем в большей мере, чем это достигается в осевых турбинах, и получить тот же эффект изменения быстроходности, как и при изменении угла. Этим часто пользуются, принимая 0 = 45° как при относительно малых, так и повышенных напорах. [c.43]

Поворот потока в диагональной турбине происходит как перед рабочим колесом (частично), так и на выходе из него, а проходные сечения в пределах колеса (в турбинном режиме) постепенно уменьшаются. Течение, если рассматривать абсолютные скорости, является более конфузорным, чем в осевых турбинах, причем зона наибольших скоростей оказывается также на выходе из рабочего колеса, а корпус рабочего колеса не стесняет поток на выходе. В этих условиях при одинаковых приведенных расходах наибольшие скорости потока в диагональном рабочем колесе оказываются меньшими, чем в осевом, а кавитационные качества лучшими. Этим же объясняются хорошие свойства обратимых диагональных гидромашин. В насосном режиме поток, проходя в обратном направлении, встречает все более расширяющиеся сечения и его диффузорность оказывается достаточной для постепенного перехода кинетической энергии в энергию давления. [c.44]

Большое значение в диагональных турбинах имеет зазор б между наружными кромками лопастей и поверхностью камеры рабочего колеса, показанный на рис. П. 16, в. Увеличение этого зазора в диагональных турбинах приводит к понижению к. п. д., мощности и увеличению кавитационного коэффициента а в большей мере, чем в осевых турбинах. [c.44]

Корпуса осевых и диагональных рабочих колес выполняют с передним днищем (см. рис. V.3 и V.4) или с задним днищем (см. рис. V. 11, а). При переднем расположении днища перемычки между отверстиями для лопастей и торцом корпуса получаются малого сечения. При нагружении силами, возникающими в наружных опорах лопастей, и центробежными силами перемычки деформируются больше, чем остальные элементы корпуса, что уменьшает его общую жесткость и прочность. Однако этот тип корпуса удобен с точки зрения расположения механизмов в сервомоторе. Корпус с задним днищем, объединенный с цилиндром сервомотора обладает значительно большей жесткостью и прочностью, но в осевых турбинах он требует применения сервомотора без днища или со вставным днищем (см. рис. П.6). [c.142]

Корпуса, отлитые заодно с цилиндром сервомотора (см. рис. V.4), широко применяют в осевых и диагональных турбинах. Корпуса, выполненные отдельно от цилиндра (см. рис. V.3), выполняются для крупных турбин (обычно при Z i > 6 м). При отдельном цилиндре необходимо применение мощного крепления посредством болтов и шпонок, что усложняет конструкцию, но часто оказывается необходимым из-за трудностей отливки и доставки на монтаж корпуса, имеющего большую массу и размеры. [c.142]

Реакции опор Rb и R определяются из уравнений статики, в осевых турбинах в соответствии со схемой на рис. V. 16, а, а в диагональных — по схеме на рис. V. 16, б. Реакция в направлении оси R определяется из статического равновесия сил. В осевых рабочих колесах из уравнения [c.156]

Для диагональных турбин, где реакции опор расположены в плоскостях, параллельных плоскости ZO Y, они находятся аналогично (V.27) [c.157]

Расчет лопасти диагональной турбины ведется в соответствии с направлением действующих сил (рис. V. 18, б). Изгибающий момент в сечении 1—1 определяется из выражения [c.164]

Напряжения изгиба в сечении 1—1 при Л1 з j, полученном из (V.68), определяют по (V.57). Момент от центробежной силы в диагональных турбинах разгружает корневое сечение, что имеет большое значение при разгонной частоте вращения и практически не сказывается при пуске, когда момент от гидравлической силы достаточно велик. Поэтому после определения напряжений по (V.57) надо также определить пусковые напряжения при С = О, которые, учитывая их кратковременность, можно допустить большими примерно на 20%. Напряжения растяжения в сечении 1—I определяются из выражения [c.164]

Напряжения кручения у приведенные напряжения для растянутых волокон определяются по (V.59) и (V.60). Значение коэффициента К о для диагональных турбин не изучено, ориентировочно можно также принять К оп = 1,4 (в косых сечениях /Сноп = 1-6). [c.165]

Силой, растягивающей болты в осевых турбинах, является также центробежная сила, а в диагональных — сумма сил, вычисляемая по (V.69), откуда соответственно Р = Сл или Р, = os 9 + (Зл sin 0. Эта сила уравновешивается суммой растягивающих сил в болтах [c.166]

В ступице рабочего колеса выполняют разгрузочные отверстия 6, расположенные за выходными кромками лопастей. Они соединяют полость над рабочим колесом с зоной отсасывающей трубы и понижают давление на верхней поверхности ступицы и, как следствие, осевую силу, действующую на колесо. В обратимых гидромашинах всех систем, где разгрузочные отверстия недопустимы но условиям работы в насосном и переходных режимах, а также в диагональных турбинам вместо них используют разгрузочные трубы (см. [c.175]

Уплотнения устанавлив шт и на рабочем колесе диагональной турбины с целью уменьшения нагрузки на корпус сверху (см. рис. 11.17). С этой же целью из пространства над рабочим колесом воду отводят по специальным трубам в нижний бьеф. [c.185]

Рассмотрим общие принципы построения схем турбинных ступеней описываемых типов. В зависимости от направления потока рабочего тела турбинные ступени можно разделить на три вида осевые, радиальные и диагональные. В осевых ступенях рабочее тело движется вдоль оси вращения в радиальных — по радиусу ступени диагональные ступени занимают промежуточное положение. Радиальные ступени могут быть центростремительными — с движением рабочего тела к оси вращения, и центробежными — с движением потока от оси (рис. 1.1, а). Отдельным типом выделяются радиально-осевые ступени (РОС), в которых поворот потока из радиального направления в осевое осуществляется внутри рабочего колеса (рис. 1.1,6). [c.8]

Часть низкого давления крупных турбин особенно осложнена разного рода патрубками — дренажными, регенеративных и отопительного отборов. Последние при низком давлении пара получаются очень громоздкими, и размещение их на цилиндре требует больших усилий. Все пространство под турбиной заполнено разными трубами, в то время как под генератором совсем свободно. Поэтому при однопоточном выхлопе целесообразно максимальное смещение конденсатора в сторону генератора с устройством прямоточного диагонального выхлопного патрубка. Эго освободит место под турбиной и будет способствовать, кроме того, снижению потерь в выхлопном тракте. В двухпоточной т. н. д. имеет преимущество встраивание в конденсатор подогревателей н. д. и трубопроводов к нему. Возможно, в дальнейшем конденсаторы будут размещаться по бокам турбины, с боковыми выхлопами (в некоторых конструкциях турбин это уже осуществлено). [c.225]

На рис. И1. 7 показаны зоны применения отечественных гидротурбин различных типов в зависимости от напора, а также максимальная мощность и диаметр рабочих колес. Здесь же приведены зоны применения новых типов капсульных и диагональных турбин, осваиваемых отечественной промышленностью. Из [c.158]

Для поворотнолопастных низконапорных турбин требуется накопление эксплуатационного опыта, чтобы решить вопрос дальнейшего применения горизонтальных капсульных гидроагрегатов. При напорах 60—100 м должны применяться диагональные поворотнолопастные гидротурбины, которые по сумме технико-экономических показателей превосходят имеющиеся типы турбин. Для их широкого внедрения требуется завершить работы в лабораториях на моделях в целях получения оптимальной проточной части. На основе накопленного [c.159]

Улучшения условий работы нижнего обода и кавитационных качеств радиально-осевых турбин можно достигнуть применением конического направляющего аппарата, как это делается у диагональных гидравлических турбин. Главное достоинство такой конструкции заключается в уменьшении проекции на меридиональную плоскость угла поворота потока в пределах, рабочего колеса, особенно близь нижнего обода [31]. [c.147]

Общей тенденцией японского гидротурбостроения является стремление к повышению единичной мощности и быстроходности агрегатов, освоение нового типа ма-щин, расщирение области применения по напорам поворотнолопастных, диагональных и радиально-осевых турбин, усоверщенствование обратимых гидромащин. Фирмой Хитачи в содружестве с Институтом механики высоких скоростей разработан, номенклатурный ряд турбин диагонального типа на напоры 70—120 м и ставится задача освоения их при напорах до 200 м. [c.109]

Гидромашины, у которых преобразуемый напор состоит из приращений скоростного и пьезометрического напоров Н 2g — f/2g) + - -(р[/Рё—P, IPg)f называются гидродинамическими. В частности, к ним относятся центробежные, диагональные и осевые насосы, а также центробежные, радиально-осевые (центростремительные) и осевые турбины. В отличие от объемных машин напор гидродинамических зависит от скорости движения рабочих органов. [c.145]

Диагональные рабочие колеса с жестко закрепленными лопастями были разработаны чешским инж. Ловачеком в начале XX в., однако их рабочая характеристика была столь же крутой и узкой, как у пропеллерных осевых турбин, поэтому широкого применения они не получили. [c.42]

В 1950 г. профессором В. С. Квятковским в СССР была предложена диагональная гидротурбина с поворотными лопастями В 1952 г. на диагональную поворотнолопастную турбину с приоритетом тоже от 1950 г. в ряде стран за рубежом был взят патент П. Дериацем. Диагональные турбины этой системы обладают столь же пологой рабочей характеристикой, как и осевые поворотнолопастные турбины, но превосходят их по кавитационным качествам и поэтому применяются при более высоких напорах, где имеют преимущества и по к. п. д. По сравнению с радиально-осевыми турбинами они являются более быстроходными, превосходят их по средневзвешенному к. п. д., но уступают по максимальным значениям к. п. д. и кавитационным качествам. За последние 20 лет диагональные гидротурбины нашли значительное применение как системы, позволяющие использовать преимущества поворотнолопастных турбин при повышенных напорах. Кроме того, обладая хорошими свойствами в обратимом режиме, они используются в качестве насос-турбин для ГАЭС (см. табл. 1.4). Эти их свойства объясняются некоторыми конструктивными особенностями и условиями преобразования энергии потока. Исследования различных типов диагональных турбин изложены в работе [24]. [c.42]

С углом 0 определенным образом связан и диаметр горловины Drop- По условиям обеспечения наибольшей пропускной способности, как показали исследования, в быстроходных диагональных турбинах этот диаметр составляет Drnp = 0,98Dj, а в тихоходных = (0,85-т-0,9) D . Переход от поверхности камеры рабочего колеса к конусу отсасывающей трубы должен быть плавным, обычно его описывают радиусом р. Однако при большом диаметре горло- [c.43]

Физическая природа явлений, вызывающая этот эффект, недостаточно выяснена. Можно предположить, что при наличии зазора на выходе из рабочего колеса скорости сильно возрастают и образуется завихренный слой в потоке, который, попадая в горловину, пересекает поток и, отрываясь от стенок, образует кольцевой вихрь на входе. Это приводит к уменьшению действующего сечения в горловине и повышению местных значений скорости. Из этих соображений желательно в диагональных турбинах зазор принимать равным (0,0007н-s-0,001) Di, но прп этом его минимальные фактические значения не должны быть меньше 0,0005Di. При нагружении рабочего колеса гидравлической осевой силой его центр перемещается вдоль оси турбины на A/i, т. е. на значения прогиба опоры, несущей пяту агрегата, и растяжения вала. При этом зазор между лопастью и камерой уменьшается на б = A/i os 0, где 0 — угол между направлением радиуса, проведенного к точке, в которой определяется зазор, и осью турбины. Наибольшие б будут, очевидно, при минимальных 0 у горловины отсасывающей трубы. Поэтому при сборке, когда сила гидравлического давления отсутствует, зазор следует задавать как сумму = 6 f б и указывать точку, в которой он задан. [c.45]

Установки диагональных турбин подобны установкам осевых и радиальноосевых турбин на напоры 50—150 м (см. рис. И.З и И.8). [c.45]

Положительный знак у силы Рр в соответствии с (V.5) принят при ходе сервомотора вниз, на закрытие. При ходе сервомотора на открытие рычаг преодолевает разность моментов (—уИгид + М- р), поэтому появляется возможность применения дифференциал1)н0г0 поршня. Знаки сил приняты условно в соответствии со схемой на рис. V. 16. Радиус центра давления в диагональных турбинах в соответствии с рис.. V. 16, б равен ц. д = / ц.д sin 0. Решение систем уравнений (V.28)—(V.32) выполняется одинаково. Для упрощения записи абсолютные значения плеч моментов заменяют относительными [c.157]

ТурбинойФренсиса (или френсисом, фиг. 32) называется реактивная смешанная турбина. Иногда сверхбыстроходный френсис именуется диагональной турбиной, если входные кромки его рабочих лопастей расположены на коноидальной (значительно отклоняющейся от цилиндрической) поверхности. [c.253]

РК диагональной газовой турбины Кристиана Шернера изображенное на рис. 2.7, выполнено сборным, состоящим из радиальных наборных плоских лопаток и приставных сильно изогнутых лопаток осевой части решетки. Каждое перо радиальной лопатки снабжено ребром жесткости с одной или с двух сторон. Крепление на диске описано двояко или в продольном торцевом пазу диска хвостовиком, выполненным на собственно пере лопатки, или в пазу диска в плоскости вращения хвостовиком на ребре жесткости. Ребро приваривается к плоскости пера лопатки наклонно и образует своей поверхностью внутренний меридиональный обвод межлопаточного канала. В сечении лопатка с ребром жесткости имеет крестообразную форму, сильно упрочняющую конструкцию. [c.68]

На Бухтарминской ГЭС работает первая поворотнолонастная гидротурбина диагонального типа мощностью /V = 77 тыс. кет при напоре Я = 61 м с диаметром колеса Di= = 4,35 м, созданная на ЛМЗ по предложению В. С. Квятковского. Там же эксплуатируется первая турбина с двухподводной спиралью. На ХТЗ им. С. М. Кирова находится в производстве первый обратимый агрегат (турбина-насос) для Киевской гидроаккумулирующей станции. Всего в нашей стране к пятидесятилетию Советской власти намечается изготовить около 560 крупных гидротурбин общей мощностью 30,0 млн. кет. [c.157]

На современных крупных гидроэлектростанциях (ГЭС) устанавливают, как правило, реактивные гидротурбины — радиальноосевые и поворотнолопастные. Получают распространение также диагональные и горизонтальные капсульные гидротурбины. Мощность турбины определяется расходом и напором водотока. Напором называется разность между отметками уровней воды верхнего и нижнего бьефов гидроузла. Он характеризует запас энергии единицы веса жидкости. [c.5]

В книге описываются научио-исследовательские гидромашинные и гидротехнические лаборатории Японии. Приводятся обзор и анализ докладов на Международном симпозиуме по кавитации и гидромашинам, состоявшемся в Японии в 1962 г. по следующим вопросам исследование кавитации изучение высоконапорных поворотнолопастных и диагональных турбин , вибрации гидромашин и влияние на них кавитации кавитационные исследования гребных винтов. [c.2]

Изготовление горизонтальных ковшовых гидроагрегатов начато на заводе с 1921 г., вертикальных — сравнительно недавно, с 1958 г. За период с 1921 по 1958 г. изготовлено 62 агрегата ковшового типа суммарной мощностью 860 Мет пр еитаущественно горизонтального исполнения (52 агрегата). Большое внимание уделяется на заводе исследованию диагональных турбин. В 1961 г. на заводе была изго- [c.43]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...