Лопатка Особенности работы

Особенностью работы конструктивных элементов изделий (диски, рабочие и сопловые лопатки тазовых и паровых турбин, прокатные валки, корпуса паровых турбин, барабаны паровых котлов высокого давления, трубные коммуникации атомных реакторов и паровых установок) является нестационарность теплового и силового нагружения, определяющая циклический характер процесса упругопластического деформирования материала, протекающего, как правило, в неизотермических условиях. [c.5]

Приведенные в таблицах значения зазоров являются минимальными. Меньшие из зазоров относятся к ступеням, расположенным ближе к упорному подшипнику. Для конструкций турбин, у которых осевые зазоры перед лопатками при работе уменьшаются, необходимо устанавливать большие зазоры. При отсутствии указаний завода-изготовителя о зазорах в проточной части к их назначению при монтаже следует подходить особенно осторожно, учитывая все конструктивные особенности турбины, так как ошибки в назначении зазоров могут привести к аварии машины. [c.219]

Увеличение давления свежего пара перед соплами регулирующей ступени сверх номинального (расчетного) значения при неизменной нагрузке турбины вызывает уменьшение расхода пара, так как располагаемый перепад тепла Яо при этом увеличивается. В этом случае давление пара в регулирующей степени будет ниже, чем при номинальном давлении свежего пара, которое изменяется примерно прямо пропорционально расходу пара через турбину. Перепад тепла в регулирующей ступени увеличивается, а перепады тепла на всех остальных ступенях (особенно на последних) существенно уменьшаются. Поэтому и напряжение в рабочих и направляющих лопатках активных и реактивных ступеней, а также в диафрагмах будут ниже расчетных. Но в случае увеличения перепада тепла в регулирующей ступени при одном полностью открытом регулирующем клапане напряжения в лопатках этой ступени превзойдут расчетные и лопатки будут работать с перегрузкой. [c.98]

Рассмотрим некоторые особенности работы компрессора при периодических колебаниях давления в его входном сечении. Из-за гидравлических сопротивлений и демпфирующих свойств ступеней колебания давления во входном [сечеиии доходят до выходного сечения компрессора ослабленными, причем степень этого ослабления (при отсутствии каких-либо резонансных явлений) должна увеличиваться по мере возрастания частоты колебаний. Кроме того, всякие возмущения давления передаются по тракту компрессора с конечной скоростью, в результате чего колебания давления на входе достигают выходного сечения с опозданием, т. е. со сдвигом фазы. Если бы проточная часть компрессора представляла собой простой канал, то скорость распространения волн давления по его тракту (относительно корпуса) складывалась бы из скорости распространения возмущений в неподвижной среде (т. е. скорости звука) и скорости потока. Но в действительности канал компрессора загроможден рабочими и неподвижными лопатками, которые затрудняют распространение звуковых волн, и поэтому скорость распространения колебаний давления от входа компрессора к выходу, по-видимому, близка к осевой скорости воздуха. [c.164]

Наиболее напряженными деталями турбины являются рабочие лопатки, особенно лопатки регулирующей ступени, ступеней, примыкающих к камерам отборов, последних ступеней. Поэтому в первую очередь необходимо знать, как изменяется напряженность рабочих лопаток при изменении режима. Вторым узким местом в турбине является ее упорный подшипник, надежность работы которого при нормальной эксплуатации определяется осевыми усилиями, приложенными к ротору. При отдельных режимах слабыми могут оказаться и другие детали турбоустановки, например, диафрагмы, вало-провод, подшипники, паропроводы. [c.309]

В процессе эксплуатации значительную часть времени турбины работают в режимах с различными расходами пара, в режимах пуска и остановки, нередко с отклонениями начальных и конечных параметров пара, возможен и занос солями проточной части турбины, а также работа с удаленными рабочими лопатками отдельных ступеней и нарушенной геометрией решеток за счет подгиба кромок лопаток. Особенностью работы транспортных и приводных турбин, кроме того, является переменная частота вращения. [c.169]

Пуск агрегата из горячего состояния (после кратковременных остановок) должен осуществляться особенно внимательно, так как при этом возможен переход работы осевого компрессора на неустойчивый режим. Помпаж осевого компрессора возможен при частоте вращения ротора 1800—2000 об/мин или при низком давлении (не выше 20 кПа) воздуха на выходе из него. При малой частоте вращения осевой компрессор будет подавать малое количество воздуха, что может привести к повышению температуры продуктов сгорания перед лопатками ТВД, что приведет к аварийной остановке агрегата. [c.242]

Близкие условия работы материала создаются и в охлаждаемых лопатках [13], но наличие охлаждения и конструктивные особенности изменяют зону действия максимальных напряжений. Из рис. 3 следует, что при выходе на максимальный режим полета высокий уровень напряжений (ст = 550 МПа с температурой t = 85Q° ) создается в корыте лопатки в зоне центрального охлаждающего отверстия [71]. Кинетика термомеханической напряженности показывает, что, во-первых, в течение цикла напряжения действуют циклически, меняют знак и, во-вторых, по объему лопатки создаются зоны с разными знаками напряжений, действующими при сравнительно высоких температурах. [c.9]

Особенно это необходимо при работе в области малых открытий направляющего аппарата, где возникают наибольшие силы от гидравлической нагрузки на лопатки направляющего аппарата. [c.86]

Проведенные за последнее время работы на кафедре [30] показали, что можно улучшить характеристики рабочих колес видоизменением формы лопаток, причем изменение решетки целесообразно производить таким образом, чтобы эпюра скоростей трансформировалась с перенесением большей доли нагрузки к концу лопатки (о чем упоминалось в работах кафедры [26, 27] и других организаций) при сохранении той же циркуляции вокруг лопатки и соответственно колеса (т. е. напора). При этом, как правило, градиенты у начала лопаток (поперек канала и вдоль лопатки) уменьшаются, что в целом сказывается положительно на течении вдоль лопатки и на величине вторичных токов, что особенно существенно для компрессорных колес с небольшими отношениями bJD . [c.295]

При сохранении неизменной входной части профиля лопатки концевая часть может быть устроена подвижной на шарнире, и во время ее поворота меняется геометрическая конфигурация лопаток и соответственно угол выхода потока из решетки НА. Постоянство угла натекания потока позволяет сохранить расчетные показатели работы подводящего устройства. Аэродинамические характеристики решетки таких профилей, особенно при экстремальных положениях поворотной части лопаток, оставляют желать много лучшего, но в определенных ситуациях простота изготовления и способа регулирования оказывается превалирующей при выборе конструкции. [c.61]

Следовательно, динамические напряжения, возникающие при резонансных колебаниях лопаток, чрезвычайно опасны для работы турбины. Эти напряжения вызываются незначительной возмущающей силой, составляющей лишь малую долю полного давления на лопатку, и тем не менее во много раз превышают статические напряжения от изгиба их паром (газом). Особенно опас- [c.148]

При переходе современных турбин на высокие параметры пара н в особенности при повышении их единичной мощности условия работы лопаточного аппарата становятся все более тяжелыми. Между тем запас прочности, если учитывать только статические напряжения, для лопаток последних ступеней крупных турбин сравнительно мал. Если учесть сказанное, то, строго говоря, их действительный запас прочности неизвестен. Неудивительно поэтому, что имеют место аварии с рабочими лопатками. [c.3]

Возмущающие импульсы, действующие на лопатки, обычно не превыщают величины статических паровых усилий, поэтому практически опасность усталостных разрущений лопаток возникает только при попадании лопаток в резонанс. Такие условия периодически возникают во всех ступенях турбин, предназначенных для работы на переменных числах оборотов, и в значительном числе ступеней турбин с постоянным числом оборотов, особенно если иметь в виду высокие формы колебаний. При резонансе амплитуды вибраций лопаток ограничиваются рассеянием энергии. [c.7]

Турбинные лопатки находятся в потоке пара или газа, движущегося со значительными скоростями. При этом на колебательный режим лопаток влияют особенности газодинамического потока. Несмотря на наличие сравнительно большого количества работ, посвященных исследованиям флаттера и вихрей, вопрос об аэродинамическом демпфировании колебаний лопаток и об их самовозбуждении изучен еще недостаточно. [c.11]

В капитальных трудах по газовым турбинам основное внимание обычно уделяется расчету процессов теплообмена [Л. 4-1 ]. В отдельных работах даются также предложения по учету влияния теплообмена на термодинамические процессы в проточной части [Л. 4-15, 16]. Общая особенность всех этих работ состоит в том, что в них фактически не учитывается сжимаемость потока и наличие ступенчатого процесса, обусловленного конечными разностями температур торможения на лопатках смежных венцов. Процесс в проточной части турбины рассматривается, по существу, так, как если бы он протекал в поршневой машине, имеющей охлаждаемый цилиндр. В итоге делаются попытки оценить потери от охлаждения . [c.122]

Станки первого типа получили распространение особенно в гидротурбинном производстве, где за последние годы были созданы гаммы станков для обработки крупных деталей токарный станок модели ЛР-61 для обработки центра направляющей лопатки, шлифовальный станок ГФ-259 для шлифования направляющей лопатки, фрезерный станок ГФ-188 для фрезерования продольных поверхностей лопастей и ряд других, в том числе станок КУ-11. Этот станок предназначен для сверления, растачивания и нарезания резьбы в деталях гидротурбин — крупных крышках и фланцах. Детали этого типа в торцовой плоскости имеют большое количество различных отверстий, в том числе и резьбовых. Выполнение этих работ на горизонтально-расточных и радиальносверлильных станках сопряжено с затратой значительного времени, и при этом не всегда обеспечивается необходимое качество обработки. [c.80]

Распределение по шагу дополнительных потерь от влажности показано на рис. 65. При всех режимах работы дополнительные потери в значительной мере сосредоточены в кромочном следе. В области вблизи вогнутой поверхности лопатки дополнительные потери резко уменьшаются и даже возможно их отрицательное значение. По мере приближения к выпуклой стороне лопатки дополнительные потери энергии сильно возрастают, особенно при больших скоростях. [c.201]

Большое значение для будущего развития паровых турбин имел опыт работы с мощными колесами Кертиса. Максимальный расход пара этой турбиной близок к его расходу турбиной К-50-29. Поэтому проектирование прочных лопаток колеса Кертиса было трудной задачей, особенно для режима, при котором открыт всего один клапан, так как в этом случае перепад энтальпии на регулировочную ступень получался гораздо большим, чем при расчетном режиме. При парциальном впуске нестационарный поток порождал большие переменные силы, действующие на лопатки. Имея в виду эти силы, в лопатках допускались очень небольшие напряжения от парового изгиба -—всего 12— 15 МПа. Несмотря на это, все же были усталостные поломки в первом ряду лопаток колеса Кертиса. [c.10]

Напряженность корпусов и элементов статора не превосходит допускаемых величин в уже действующих турбинах. Лопатки, хвостовые соединения (елочного типа), тело ротора — предельно напряжены, особенно в области высокой температуры в ЧСД, т. е. в зоне первой ступени ротор может быть выполнен из стали Р2М с запасом по пределу текучести 1,25. Расчет велся в предположении работы в течение 100 000 ч. Изготовление поковок из хромистых нержавеющих сталей увеличит долговечность роторов. [c.80]

При низких частотах собственных колебаний лопаток возможна отстройка от резонанса. При высокой частоте собственных колебаний такая отстройка практически невозможна. Например, при частоте / =500 пер/сек. резонансными частотами при числе оборотов ротора 50 об/сек. будут 550, 500 и 450 пер/сек., а частотами, наиболее удаленными от резонанса, —525 и 475 пер/сек., отличающиеся от ближайших резонансных на 5%. Учитывая некоторый фактически получаемый разброс частот, следует считать, что в этом случае часть лопаток будет работать в резонансе или вблизи него. В то же время при собственной частоте колебаний лопаток, например 150 пер/сек., этот разрыв составит уже около 17%, что гарантирует лопатки от попадания в резонанс даже при значительных отступлениях от расчетных условий. Таким образом, хотя и стремятся удалить лопатки, имеющие высокую частоту собственных колебаний, от резонанса, все же лопатка должна быть рассчитана также на работу и в резонансе. В таких случаях особенно важно снижение амплитуды действующих сил и получение возможно большего декремента колебаний. [c.114]

Рабочие лопатки первых ступеней газовых турбин находятся в сложном напряженном состоянии. Они испытывают действие центробежных сил, газового усилия и работают при очень высоких температурах. Поэтому, естественно, что в последнее время их охлаждению уделяется особенно много внимания. [c.194]

Исследование теплоотдачи пучка труб по методу теплового регулярного режима. Исследования теплоотдачи методом регулярного теплового режима проводились в целом ряде работ [Л. 10—14]. В некоторых случаях, как указывалось выше, этот метод облегчает постановку эксперимента, так как не требует измерения тепловых потоков, распределения температурного поля по поверхности исследуемого тела. Последнее обстоятельство особенно важно для тел, имеющих сложную геометрическую форму (лопатки и другие элементы паровых и газовых турбин, трубы с фасонными плавниками, гладкие трубы овального поперечного сечения и др.). [c.199]

Важнейшей особенностью работы конструктивных элементов является циклический характер температурного поля, определяемый режимом работы изделия. Например, за двухчасовой полетный цикл транспортного газотурбинного двигателя (ГТД) температура выходной кромки лопатки существенно изменяется, при этом довольно значительно меняются и скорости нагрева при выходе на полетный режим [25]. Значительная неравномерность температурного поля свойственна охлаждаемым рабочим лапатка(М газовой турбины [71]. Менее опасные сочетания температур t и напряжений а реализуются в турбинном диске [71], однако для них свойственны высокие уровни температур и значительные градиенты. Из приведенных данных видно, что для температурного цикла нагрева элемента характерно чередование нестационарных и стационарных участков, причем последние занимают значительное время цикла. Высокие уровни температур, циклический характер температурного воздействия, чередование нестационарных и стационарных режимов создают е материале особые условия работы высокую термомеханическую напряженность, больщие уровни термических напряжений. Все это обусловливает в большинстве случаев работу материала конструктивного элемента за пределами упругости в наиболее напряженных точках наблюдается процесс циклического упругопластического деформирования, приводяший материал к разрушению за ограниченное число циклов (Ю —10 ). [c.8]

Следует отметить особенности работы последней ступени при малом пропуске пара через нее. Исследованиями, например ВТИ [38], показано, что при работе с малыми объемными расходами пара в корневых сечениях последних ступеней мощных паровых турбин возникает отрыв потока пара, развивающийся с уменьщением нагрузки и с ухудшением вакуума. Это явление исследовано на натурной турбине, у которой в последней ступени d x,ll=2,4. Согласно этим опытам при нагрузке менее 15% номинальной и на холостом ходу в периферийной области направляющих лопаток (///о=0,8 1,0) также наблюдается вихревое течение. При нагрузках N= = (0,08н-0,13)Л/н и на холостом ходу при ухудшенном вакууме до 80—86% был отмечен повышенный уровень динамических иапряжепий на рабочих лопатках последней ступени турбины [91]. [c.12]

К особенностям работы трансмиссий скреперов нужно отнести два основных фактора 1) обеспечение работы при выполнении в тяговом режиме с реализацией полного сцепного веса при скорости. 2,5—3,5 км/ч 2) осуществление независимого отбора (до гидротрансформатора) 70—80% мощности двигателя для привода управления рабочими органами. Величина отбираемой мощности диктуется главным образом необходимостью быстрой разгрузки и возможностью более широкого агрегатирования тягача с другими видами оборудования, что делает его более универсальным. В последнем случае передовые скреперостроительные фирмы для повышения к. п. д. машины применяют гидротрансформаторы с поворотными лопатками, позволяющие корректировать характеристику совместной работы двигателя и гидротрансформатора. [c.333]

Особенностью современных газотурбинных установок с разомкнутым процессом является ограниченная единичная мощность. В отличие от паровых турбин она определяется возможной пропускной способностью первой ступени, лопатки которой, работая в зоне высоких температур, не могут быть по условиям прочности выполнены выше определенных размеров. Одновальные газотурбинные установки с регенерацией по схеме фиг. 9-6 с реактивным о блопачиванием выполняются мощностью до 5-н6 тыс. квт. Двухвальные установки с двухступенчатым сгоранием, промежуточным охлаждением и регенерацией (схема фиг. 9-9 и аналогичные ей) предназначаются для мощностей 5 ООО-т- 12 000 квт. При этом имеется в виду однопоточная конструкция турбин. Приведенные значения могут быть повышены при активном облопачивании турбин за счет больших допустимых скоростей газа, а также при дублировании газового потока. [c.490]

Другой тип горелок с испоЛ1 ванием особенностей закрученного потока для организации и повышения эффективности рабочего процесса сжигания топлива — горелки для вращающихся цементных обжигательных печей. К ним относится и серия горелок ГВП, созданная ГипроНИИгазом (г. Саратов) и предназначенная для сжигания природного газа для обжига цементного клинкера (рис. 1.14). В направляющую трубу вставлен завихритель, имеющий со стороны сопла тангенциально расположенные лопатки а. Противоположный конец завихрителя соединяется с тягой и с рычагом управления. Устройство горелки позволяет изменять степень закрутки потока, что обеспечивает управление рабочим процессом и регулирование длины факела. Горелка позволяет полностью сжигать газ при коэффициенте избытка воздуха а = 1,02- 1,05. Применение горелки такой конструкции повышает производительность печей на 4-4,5% по сравнению с их работой на горелках обычной конструкции. При этом улучшается и качество клинкера. Дальнейшее совершенствование горелок этого типа бьшо связано с созданием вихревой реверсивной горелки для вращающихся трубчатых печей ВРГ, отличающейся от описанной тем, что в ней предусмотрена возможность изменения направления закрутки. [c.36]

Это особенно четко проявляется три движении рабочего тела, например, по движущимся каналам между лопатками турбин. Внешняя работа dL в этом случае расходуется на работу dLu вытеснения рабочего тела по каналу и на техническую работу dLт x перемегце-ния самого канала в пространстве год действием сил, нормальных к стенкам канала. Следовательно, при видимом движении рабочего тела в открытых системах [c.16]

Пластические деформации деталей, изменяющиеся во времени, особенно, если имеют место повышенные температуры, называются ползучестью. Ползучесть может привести к нарушению правильной работы изделия. Например, наблюдались случаи, когда вследствие ползучести диска и лопаток газовой турбины перекрывались зазорц, предусмотренные между лопаткой и корпусом, что приводило к поломке лопаток. Ползучесть проявляется в том, что соединения теряют начальный натяг, изменяется начальное взаимное положение деталей и их форма. [c.85]

Интересной особенностью аксиально-лопаточных завихрителей является формирование приосевого положительного течения вследствие образования торцевых перетечек около поверхности центрального тела завихрителя. В работе [ 44] кольцеобразная зона обратных течений, являющаяся косвенным подтверждением торцевых перетечек, наблюдалась по всей длине канала длиной 9,25 диаметра. В исследованиях авторов также подтверждена возможность форми(ювания кольцеобразных зон обратного течения после завихрителя с профилированными лопатками. Эта область регистрировалась различными авторами при умеренной [c.36]

Эффект разгрузки особенно важен для высоконагруженных скоростных подшипников тех роторов, у которых происходит рост дисбаланса во время эксплуатации (по сравнению с допустимым монтажным дисбалансом). Это относится в первую очередь к ротору газовой турбины, диск которой работает в области пластической деформации и у которой может наблюдаться заметная вытяжка лопаток. Более того, у газовой турбины возможны и дефекты обгар лопатки, обрыв частей лопатки и даже обрыв полной лопатки. Эти дефекты могут привести к возникновению неуравновешенных сил, измеряющихся сотнями килограммов и даже несколькими тоннами. Так, обрыв лопатки создает на современной газовой турбине неуравновешенную силу в 7—10 т, вектор которой вращается с огромной скоростью (более 10 ООО об/мин.). Очевидно, что такой дефект при обычной (жесткой) конструкции опор ротора должен привести к аварии и даже к катастрофе. Указанные дефекты могут возникать у газовой турбины как во время длительной эксплуатации, так и особенно в период форсировки и доводки конструкции двигателя на заводе. Таким образом, с помощью применения упругого подшипника, т. е. амортизации опоры, у газовой турбины можно существенно поднять ее надежность в процессе эксплуатации. [c.55]

Указанное обстоятельство особенно важно для высоконагру-женных скоростных подшипников тех роторов, у которых происходит рост дисбаланса во время эксплуатации (по сравнению с допустимым монтажным дисбалансом). Это относится в первую очередь, как отмечалось выше, к ротору газовой турбины, диск которой работает в области пластической деформации и у которой может наблюдаться заметная вытяжка лопаток. Более того, у газовой турбины возможны дефекты обгар лопатки, обрыв частей лопатки и даже полный обрыв лопатки. Эти дефекты могут привести к возникновению неуравновешенных сил, измеряющихся тоннами. [c.59]

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]

Почти все измерения окружных скоростей под уровнем в циклоне сепаратора за небольшим исключением указывают на наличие квазитвердого поля скоростей. Одна из работ, содержащая такое исключение, особенно интересна с точки зрения излагаемой теории [42,43]. Она посвящена задаче устранения аварий на электростанциях, вызванных захватом пара в опуск в циклоне сепаратора. В ней даны четкие и правильные рекомендации по устранению этих аварий, сводящиеся к уменьшению захватывающей пар воронки путем торможения вращения под уровнем радиальными лопатками. С нашей точки зрения, представляют интерес измерения окружных скоростей под уровнем в циклоне сепаратора до и после установки в нем тормозящих вращение радиальных перегородок. Результаты этих измерений приведены на рис. 4.16. Скорости в точках/4, В и Сизмерены до установки тормозящих вращение лопаток, когда в циклоне существовала глубокая воронка. Сечение, где измерялись скорости, было на 300 мм выше дна циклона. После установки тормозящих вращение лопаток измерения выполнялись в двух точках А я С. По точкам А, В л С проведена кривая 1, которая представляет собой зависимость окружной скорости от радиуса в потенциальном потоке, по мнению автора [42, 43]. Однако это мнение спорно. Через точки А, В к. С можно провести много различных кривых. Но провести [c.78]

Как правило, на электростанциях отсутствуют данные о проходных сечениях и yrjiftx установки направляющих лопаток. Кроме того, весьма часто диафрагмы и, особенно, направляющие лопатки бывают сильно изношены и размыты паром, но несмотря на это необходимо, по возможности, точно восстановить фирменные размеры диафрагм с тем, чтобы не нарушить нормальную работу ступени. [c.89]

Ранее были опубликованы исследования [28, 39], в которых рассматривались вопросы вибрации турбинных лопаток, хвостовики которых были консольно зажаты в оправке при помощи винта. Было установлено, что с увеличением усилия зажатия хвостовика лопатки ее декремент колебаний может существенно уменьшиться. Известны опыты с металлической деталью, имевшей стыковое соединение [26], в котором было отмечено большое рассеяние энергии колебаний. Установлено, что в металлических мостах, в особенности в новых, большая часть рассеянной энергии колебаний приходится на заклепочное соединение. По Ю. А. Нилендеру [26] в новых мостах заклепочные соединения еще не приработались, в силу чего одни заклепки перегружены, а другие недогружены. Известны и другие работы [52, 76], посвященные демпфированию при сухом трении. [c.97]

Таранто и Кемден [108] предложили демпфер, состоящий из пучка проволоа<, продетых через пустотелую лопатку и расположенных вдоль ее оси. Сквозь лопатку были продеты 946 медных проволок диаметром 0,125 мм каждая. Демпфирование колебаний лопаток с этим демпфером во много раз выше, чем у обычных. Анализ работы демпферов показывает, что демпфирование колебаний особенно велико в случае, если сила инерции трущихся масс используется в качестве силы, нормальной к направлению их взаимного перемещения. [c.167]

Начальные параметры пара, при которых работают современные мощные паровые турбины, сравнительно высоки. Так, турбина СКР-100 ХТГЗ рассчитана на работу с начальной температурой 650° С. Газовые турбинЕ.1, запроектированные бев охлаждения, рассчитаны на начальную температуру, достигающую 800° С поэтому лопатки первых ступеней турбин работают при высоких температурах, когда механические свойства сталей значительно хуже, чем при комнатной температуре. Вакуум в конденсаторах современных паровых турбин достигает 977о- Лопатки последних ступеней работают при невысокой температуре, но во влажном паре. В особенно тяжелых условиях находятся турбины, которые по тем или иным причинам приходится часто останавливать. К ним главным образом относятся так называемые пиковые турбины. [c.12]

Особенно последних сгупеней, направляющих лопатках и диафрагмах возИ Икают чрезмерно большие (выше расчетных) механические напряжения, длительное воздействие которых может вызвать аварию турбины. В связи с этим нельзя допускать длительной работы турбины с нагрузкой, выше предписанной заводом-изготовителем турбины. [c.19]

Свежий пар, поступающий в турбину, не должен содержать механических и химических примесей более, чем предусмотрено ПТЭ. При работе грязным паром сопла и лопатки изнашиваются быстрее, нарушается уравновешенность ротора, что вызывает увеличение вибрации турбины, проточная часть и паровые клапаны забиваются солями, в результате чего экономичность и мощность турбины снижаются, а осевое давление ротора увеличивается настолько, что вызывает повреждение упорного подшипника и аварию турбины. Особенно большую опасность представляет выделение накипи и солей на штоках клапанов, втулках или сальниках, так как при сбросе нагрузки турбины регулирующие и стопорный клапаны при срабатывании автомата безопасности остаются открытыми — зависают в открытом положении. В этом случае турбина и генератор могут пойти вразнос, что может вызвать тяжелую аварию турбины и генератора. Поэтому ни при каких обстоятельствах нельзя допускать длительной работы турбины с большим содержанием солей в свежем паре. Даже неболь шое загрязнение свежего пара солями представляет большую опасность, особенно при длительной работе турбины с постоянной нагрузкой. Необходимо не реже одного раза в смену (во время приемки) при нормальных параметрах свежего пара в присутствии сдающего смену, проверять подвижность штоков стопорных клапанов (свежего и отбо рного пара) кратковременным равномерным закрытием на 3—4 оборота и открытием их в прежнее положение. При этом обычно не происходит снижения числа оборотов турбины. Проверка по движ-ности штоков регулирующих клапанов производится некоторым изменением (перераспределением) нагрузки турбины (при параллельной работе) или незначительным изменением числа оборотов ее (при индивидуальной работе) синхронизатором турбины. [c.93]

Износ рабочих колес и кожухов дымососов. Износ лопаток, дисков, бандажных колец и кожухов дымососов происходит вследствие больших скоростей и высокой концентрации уноса (золы) в дымовых газах. В центробежных машинах концентрация уноса в газах резко увеличивается вблизи дисков рабочих колес и, если диски и лопатки в этих местах не защищены путем приварки накладок или наплавки твердыми сплавам , срок службы ротора может снизиться при работе на многозольном топливе до 20—30 дней и меньше. Износ увеличивается при большом числе оборотов дымососа известны случаи, когда при скорости вращения 960 об1мин срок службы ненаплавленных лопаток не превышает 8—12 дней. Особенно велик износ при камерном сжигании твердых топлив и значительном механическом недожоге топлива, при отсутствии или неудовлетворительной работе золоуловителей перед дымососами и при работе с повышенными избытками воздуха и присосами воздуха в газоходах. Износ возрастает с повышением нагрузки котлоагрегатов. [c.184]

При сильно загнутых назад лопатках, когда угол р близок к нулю, отложение золы становится возможным. На тыльной стороне лоиаток дымососов по схеме 0,7-160, установленных за парогенераторами, работающими на твердых топливах, наблюдались золовые отложения. Периодически накапливающаяся зола приводила к разба-лансироБке роторов. Особенно опасна работа дымососов с подобными лопатками в том случае, когда иоток содержит много влаги, например после мокрых золоуловителей. [c.105]

Лучшими акустическими свойствами обладают высокоэкономичные радиальные вентиляторы с лопатками, за1нутыми назад. Критерий шумности этих вентиляторов лежит в среднем на уровне 16— 18 дб, несмотря на то, что вследствие низких коэффициентов давления им приходится работать при скоростях, значительно больших, чем у вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед. Наряду с высокой экономичностью вентиляторов с загнутыми назад лопатками их меньшая шумность является важным аргументом в пользу широкого применения этих вентиляторов в качестве тяго-дутьевых устройств, в особенности для агрегатов большой мощности. [c.107]

Вследствие низкм коэффициентов давления (на номинальном режиме Я = 0,35 0,40) для получения заданных давлений машины должны работать с большими окружными скоростями, чем вентиляторы с лопатками, загнутыми вперед. Высокие окружные скорости требуют применения особенно прочной конструкции рабочего колеса и тщательной его статической и динамической балансировки. При необходимости получения высоких давлений некоторые аэродинамические схемы с лопатками, загнутыми назад, вообще не могут быть выполнены. [c.127]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...