Треугольник скоростей ступени турбины

Рис. 12.14. Изменение треугольников скоростей ступени турбины при повороте лопаток соплового аппарата

Т Теорема Жуковского 53...55 Треугольник скоростей ступени турбины 143, 144 Турбина активная 169 [c.213]

Треугольники скоростей в сечениях 1—1 и 2—2 обычно совмещаются на одном чертеже (рис. 5.3), называемом треугольником скоростей (планом скоростей) ступени турбины. При этом в общем случае поверхность тока, для которой проводится такое построение, может отличаться от цилиндрической, и тогда значения окружных скоростей в сечениях 1—1 и 2—2 будут различными. Кроме того, необходимо учитывать возможное изменение осевой составляющей скорости газа при его прохождении через рабочее колесо, зависящее от формы проточной частя ступени (изменения высоты лопаток по тракту) и соотношения плотностей газа перед и за колесом. Обычно осевая скорость газового потока несколько увеличивается по тракту турбины, т. е. 2a> i . [c.185]

Т Теорема Жуковского 50 Треугольник скоростей ступени компрессора 42 ступени турбины 185 Турбина со ступенями давления 215 [c.310]

Размеры сопловых и рабочих лопаток турбинных ступеней определяют одновременно с расчетом и построением треугольников скоростей. Ступень рас- [c.81]

Рис. 215. Треугольники скоростей для турбинной ступени при различной частоте вращения

Задача 3.21. В активной ступени пар с начальным давлением j5o = 2,4 МПа и температурой /о = 390°С расширяется до pi = = 1,3 МПа. Построить треугольники скоростей и определить относительную и абсолютную скорости выхода пара из канала между рабочими лопатками, если скоростной коэффициент сопла Ф = 0,96, скоростной коэффициент лопаток t = 0,88, угол наклона сопла к плоскости диска а, = 16°, средний диаметр ступени d=l м, частота вращения вала турбины л = 3600 об/мин, угол входа пара на рабочую лопатку ySi = 22° и угол выхода пара из рабочей лопатки 2 = 1 —2°. [c.113]

Первая турбина рассчитывается обычным способом от входа к выходу. Последняя ступень, если нет направляющего-аппарата между нею и насосом, рассчитывается от выхода ко входу. Турбина между двумя направляющими аппаратами рассчитывается так же, как насос, с задания одного из углов в указанных ранее пределах. Если углы заданы неудачно, то проводится корректировка треугольников скоростей и расчет во втором приближении. [c.134]

Рис. 30-4. Треугольники скоростей рабочего тела для ступени турбины

На рис. 31-2, а схематично показан разрез (по серединам лопаток проточной части) активной турбины с двумя ступенями скорости, на котором изображены треугольники скоростей входных в рабочие лопатки первой ступени ( i, и, W ) и выходных (сг, и, гиа) из веё. Эти треугольники вследствие симметричности лопаток, а следовательно, и равенства углов = Рз, a2 = a i, Pi = Рз являются одновременно [c.341]

РИС. 95. Треугольники скоростей для ступени турбины [c.215]

Тепловой расчет турбины и построение треугольника-скоростей относится к среднему диаметру d турбины без учета изменения окружных скоростей по высоте рабочих лопаток. В действительности по высоте рабочих лопаток изменяются окружная скорость Uj и относительная скорость потока при входе на рабочие лопатки Таким образом, профилирование рабочих лопаток турбинной ступени с постоянным углом Pi по их высоте обеспечивает безударное поступление рабочего потока на лопатки только по среднему диаметру. От среднего диаметра к корню лопаток и их вершинам углы набегания рабочего потока на лопатки будут отличаться от расчетного pj, что приводит к значительному увеличению тепловых потерь и соответствующ,ему снижению к. п. д. ступени. [c.222]

На основании вышеизложенного в уточненных расчетах предпочтительнее применять другой метод расчета полезной отдачи ступеней, позволяющий значительно полнее использовать последние достижения экспериментальной и теоретической газодинамики в области изучения работы турбинных ступеней, чем метод построения треугольников скоростей. [c.24]

Рис. 32—III. Схема расположения лопаток и треугольник скоростей в ступени радиальной турбины

Фиг. 126. Диаграмма треугольников для определения скорости пара в проточной части второй ступени турбины ВР-25 (расчетный

При проверке имеющейся турбины прежде всего задаются состоянием пара при выходе из рабочего венца последней ступени (точка Г, фиг. 16) и по уравнению (7) находят скорость w . Затем подбирают подходящее значение (или р), по уравнению (8) определяют скорость по уравнению. (10) находят Лл и производят построение процесса в /5-диаграмме. Этим определяется состояние пара при выходе из направляющего венца последней ступени, исходя из которого по уравнению (1) подсчитывается скорость пара с . Её же определяют и построением треугольников скоростей. Оба значения должны быть одинаковыми. При несовпадении производится пересчёт для нового значения /г 2. Когда найдено значение q, аналогичным путём производится расчёт и построе- [c.287]

Мощность, развиваемая турбинной ступенью,может быть определена графически с помощью треугольников скоростей, так как мощность, развиваемая паром на венце ступени, пропорциональна геометрической сумме S (Шщ + проекций относительных скоростей пара на направление вращения и определяется уравнением [c.288]

Рис. 3-1. Треугольники скоростей двухфазного потока в турбинной ступени а), аэродинамическая сила Р, скорости пара и влаги (б) в системе координат х, у.

Отсутствие опытных данных для различных профилей, полученных при реальных (в обще.м случае разных) рассогласованиях скоростей фаз по величине и направлению, а также при реальной дисперсности жидкой фазы не дает оснований предложить обоснованные и надежные методы расчета характеристик решеток К ai(p2) i-i]. Однако уже сейчас возникает необходимость в оценке дополнительных потерь и отклонений углов выхода, возникающих вследствие влажности, для пра вильного построения треугольников скоростей и более совершенного профилирования проточной части (подчеркнем, что в данном случае речь не идет о расчете экономичности ступеней методы определения к. п. д. турбин рассматриваются в гл. 5). [c.94]

Обнаруженный рост средних углов выхода двухфазного потока должен обязательно учитываться при построении треугольников скоростей и профилировании рабочих лопаток периферийных сечений последних ступеней турбин, где местная концентрация влаги достигает 30% и более. [c.95]

Для последних ступеней конденсационных турбин большой веерно-сти характерны срабатывание больших теплоперепадов, низкие значения чисел Рейнольдса, наличие начальной влажности потока пара. В таких ступенях влияние влажности будет неодинаковым в разных сечениях по высоте лопаток. Из треугольников скоростей (рис. 5-19) для периферийного и корневого сечений лопатки следует, что абсолютная скорость пара Сц и капелек влаги i2 в зазоре у периферии будет значительно меньшей, чем в корневом сечении. Из-за роста окружной скорости от корневого сечения лопатки к ее вершине происходит также увеличение абсолютных значений и углов относительной скорости и Pi2, в результате чего тормозящее действие капель влаги и потери от влажности возрастают. На выходе из ступени в абсолютном движении капли влаги имеют значительно большую закрутку, чем поток пара, что также приводит к дополнительным потерям энергии. Особенно [c.111]

Рис. 9.5. Треугольник скоростей элементарной ступени турбины

Треугольники скоростей, построенные для сечений 1—1 и 2—2, обычно совмещают на одном рисунке и называют треугольниками скоростей элементарной ступени турбины (рис. 9,5). Заметим, что осевая скорость газа в колесе может изменяться в зависимости от высоты лопаток и отношения плотностей на входе и на выходе. Она обычно увеличивается, но может оставаться постоянной или даже уменьшаться. [c.144]

На расчетном режиме из-за большого перепада давлений получается и большое падение плотности газа, поэтому выходное сечение турбины F . должно быть значительно больше входного чтобы пропустить заданное количество газа. На нерасчетных режимах, когда перепады давления уменьшаются, падение плотности также уменьшается, т. е. плотность газа за турбиной по сравнению с плотностью перед ней уменьшается не так значительно, как на расчетном режиме. Это приводит к тому, что площадь F , выбранная для расчетного режима (для больших перепадов давлений), становится слишком велика для нерасчетных режимов работы турбины, когда перепады малы. Проходные сечения от ступени к ступени оказываются все более завышенными. Вследствие этого происходит перераспределение теплоперепада между ступенями, изменение формы треугольников скоростей и углов атаки, что приводит к изменению КПД, работы на валу, расхода газа и других параметров турбины. Очевидно, чем больше нерасчетный режим отличается от расчетного, тем больше будет отличаться обтекание лопаток от расчетного. [c.204]

Как и у компрессора, форма проточной части турбины и форма лопаток каждого ее венца соответствуют изменению плотности газа по тракту и форме треугольников скоростей только на одном (расчетном) режиме работы турбины. В различных условиях эксплуатации ГТД частота вращения ротора, температура газа на входе и другие величины, определяющие режим работы турбины, могут изменяться в значительных пределах. Это приводит к перераспределению теплоперепада между ступенями, к изменению формы треугольников скоростей и углов атаки и в конечном счете к изменению КПД, работы на валу и других параметров турбины. Зависимости, определяющие изменение основных параметров турбины при изменении режима ее работы, называются характеристикой турбины. [c.223]

Но при значительных отклонениях от расчетного режима направление потока за турбиной может существенно отличаться от осевого. Значение ат на среднем радиусе в общем случае можно найти из анализа треугольника скоростей на выходе из рабочего колеса последней ступени турбины. [c.235]

Пример 2.2. Определить основные размеры проточной части промежуточной ступени турбины и построить для нее треугольники скоростей по следующим исходным данным начальные параметры Ро = МПа, д = = 410°С, Р2 3,37 МПа, сд = 40 м/с расход пара через [c.40]

Рис. 2.54. Треугольники скоростей ступени турбины, спрофилированной по закону СцГ = onst для периферийного (—---) и втулочного (-) сечений

Для предкамерных турбин ЖРД целесообразно применять ступени, у которых угол постоянен по радиусу, т. е. сопловые лопатки не закручены, и, следовательно, они прош,е для изготовления. Таким образом, закон 1 = onst является пятым уравнением, определяющим треугольники скоростей ступени. [c.92]

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]

Схема проточной части двухвеиечной турбины со ступенями скорости, изменение параметров в турбине и соответствующие треугольники скоростей (индексы /—// соответственно для первой и второй ступени) [c.187]

Значительной эрозии подвергаются элементы проточных частей турбин, и особенно периферийные зоны входных кромок рабочих лопаток последних ступеней, где велика влажность пара и окружные скорости лопаток. На рис. 5.3, а показаны профили сопловых и рабочих решеток в периферийной зоне и треугольники скоростей пара и крупных капель, откуда видно, что капли влаги попадают на рабочие лопатки с большой относительной скоростью Wia, близкой к окружной скорости рабочих лопаток а. Капли разных размеров имеют различные абсолютные скорости ib и соответственно отличающиеся значения скоростей W s и углов входа Ри. Это приводит к р азмытой зоне эрозионного износа поверхностей лопаток. В качестве примера на рис. 8.1 показаны эродированные входные кромки рабочих лопаток последней ступени конденсационной турбины. В условиях эксплуатации паровых турбин наблюдается эрозия также выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней. Вид и характер износа, а также расположение изношенной поверхности по высоте лопаток у входной и выходной кромок различны. Эрозия входной кромки обычно наблюдается на длине 1 = 0,35- 0,45 от периферии лопатки. Эрозия выходной кромки простирается обычно на более значительную длину лопатки — до 0,71 от корня. Наиболее сильный износ выходных кромок лопаток последних ступеней наблюдается у турбин, работающих длительное время на частичных нагрузках, особенно на режимах холостого хода. На этих режимах имеет место отрыв потока в корневых сечениях лопаток, сопровождающийся обратными течениями из выхлопного патрубка. Обратные токи пара захватывают капли влаги, которые и вызывают эрозию выходных кромок лопаток. Крупные капли за ступенью образуются в результате срыва пленок с поверхности диска, дробления влаги о поверхности выступающих деталей выхлопных патрубков, подачи конденсата на охлаждение патрубка при частичных нагрузках и по другим причинам. Кроме того крупные капли попадают в зону обратных токов из периферийной части потока. [c.274]

Фиг. 97. Диаграмма треугольников скоростей 15-й ступени турбины мощностью 50 мгвт при расчетном режиме.

Фиг. 104. Диаграмма треугольников скоростей для вариантных расчетов при определении реакции в 15-й ступени турбины мощностью 50 мгет при расходе пара 0,75 от расчетного.

Фаг. 106. Диаграмма треугольников скоростей в 15-й ступени турбины мощностью 50 мгвт при расходе пара 0,75 от расчетного. [c.210]

Фиг. Its. Диаграмма треугольников скоростей для определения используемой в последней ступени турбины мощностью 50 мгвт входной скорости от предыдущей ступени.

Поэтому необходимо обеспечить специальное направление потока жидкости перед входом в насосное колесо. С этой целью Феттингер включил между насосом и турбиной третий элемент — реактор — рабочее колесо особой формы. Последний принимает поток жидкости, выходящий из турбины, и направляет его на насос в соответствии с режимом передачи под заданным углом, определенным из треугольников скоростей. Преимущества такой системы очевидны. Она позволяет решить задачу передачи мощности при определенном неизменном передаточном отношении (в соответствии с передаточным отношением ступени заменяемой зубчатой передачи) и осуществить в широком диапазоне работы бесступенчатое автоматическое ре гулирование числа оборотов в зависимости от изменения нагрузки на выходном валу. [c.11]

Для последних ступеней конденсационных турбин большой ве-ерности характерны большие числа М, низкие значения чисел Рейнольдса и наличие начальной влажности. В таких ступенях влияние влажности будет различным в разных сечениях по высоте лопаток. Из треугольников скоростей (рис. 12-12) в периферийном и корневом сечениях лопатки следует, что абсолютная скорость пара Сщ н капелек влаги в зазоре у периферии будет значительно меньше, чем в корневом сечении. Учитывая также, что окружная скорость растет к вершине, абсолютное значение и углы относительной скорости twiB и Pi резко увеличиваются к вершине. В результате тормозящее действие капель влаги и потери от влажности возрастают к верхним сечениям. На выходе из ступени в абсолютном движении капли влаги имеют значительно большую закрутку, что также приводит к дополнительным потерям энергии. [c.335]

Порядок расчета следующий. Вначале определяют давления рц и Р2Х для ступеней давления ЧСД, т. е. состояние пара за рабочими решетками регулирующей ступени перепуска пара из ЧВД в ЧСД после этого выполняется расчет регулирующей ступени по методике с построением треугольников скоростей. После нахождения состояния пара перед сопловой решеткой регулирующей ступени перепуска, т. е. состояния пара за рабочими решежами ЧВД, определяют давления pix и P2I для всех ступеней ЧВД таким же способом это выполняется для турбин с противодавлением. [c.204]

Ступень турбины с постоянной циркуляцией скорости по высоте лопаток. При этом способе профилирования лопаток СцГ = onst и Сц = onst. Приведенные соотношения позволяют построить треугольники скоростей и определить параметры потока на любом радиусе, если на каком-либо радиусе они известны. [c.177]

Параметр uj i характеризует (совместно с ai) кинематику потока (форму треугольника скоростей) перед рабочим колесом. Наряду с этим параметром в теории турбин рассматривается также параметр /Сад, где Сад — скорость, определяемая условием Сад/2=//, т. е. характеризующая располагаемый теплоперепад в ступени. В ступенях турбин авиационных ГТД на среднем диаметре обычно / i = 0,6. .. 0,75 и /Сад=0,5. .. 0,6. Может рассматриваться также параметр и/с1ц где с1 =У 2Н. [c.191]

Будем также считать, что на входе в рассматриваемую ступень полное теплосодержание постоянно вдоль радиуса (г о = onst). Следует отметить, что это допущение является наиболее грубым, так как даже для первой ступени турбины и при отсутствии возмущений потока на входе в двигатель поле полных давлений, и в особенности поле температур перед сопловым аппаратом, может иметь существенную и часто преднамеренно созданную радиальную неравномерность. Тем не менее указанное допущение часто используется для расчета треугольников скоростей в ступени турбины на различных радиусах. В этом случае в сечении перед рабочим колесом, пренебрегая возможным различием интенсивности охлаждения лопаток на различных радиусах, будем иметь di ldr=0, и тогда из [c.192]

Зависимость вых от ы/сь как следует из формулы (5.56), определяется изменением соотношения s/ i. Как видно из рис. 5.18, по мере роста uj i скорость Сг сначала уменьшается, но потом, при больших и/сь снова начинает расти. Минимум потерь с выходной скоростью при принятом условии сравнения различных ступеней ( 2a/ ia= onst) достигается при такой форме треугольника скоростей, которая изображена на рис. 5.18, в. т. е. при осевом выходе потока из ступени. При ы = 0 работа на валу турбины также равна улю, т. е. 5с+ л + вых = 1. Изменение вых имеет характер, показанный в нижней части рис. 5.17, а кривая tit=/( / i) выходит из точки Т1т=0 при u/ i = 0 и достигает максимума при значении u/ j, есколько превышающем значение, соответствующее осевому выходу газового потока из ступени. [c.211]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...