Коэффициент окружной турбины

Определим параметры потока в характерных сечениях ступени, при которых реализуется заданный теплоперепад. Коэффициенты окружных составляющих абсолютной скорости перед и за колесом связаны между собой уравнением закрутки (28), которое в случае ступени турбины удобнее записывать так [c.574]

При расчете турбин часто используют коэффициент окружной скорости [c.211]

Отношение Си и = назовем относительной закруткой. Введем понятие коэффициента теоретического напора (для насоса) или коэффициента окружной работы (для турбины). [c.69]

Для турбины соответственно коэффициент окружной работы [c.69]

Для турбины без закрутки на выходе коэффициент окружной работы, см. формулу (2.32), также равен относительной закрутке [c.69]

Если отложить по оси абсцисс значения относительной закрутки Сц, по оси ординат отложить условно вверх значения относительных напоров Н, т. е. напоров, отнесенных к (все величины, отнесенные к отмечены сверху чертой), а также коэффициент теоретического напора компрессорной лопаточной машины Ят, а по оси ординат вниз — значения относительной работы Ь, переданной колесу турбины, а также коэффициент окружной работы то получим зависимости, приведенные на рис. 2.40. [c.71]

Коэффициентом быстроходности турбины sT> как и коэффициентом быстроходности насоса п , пользуются для приближенного определения формы меридионального сечения колеса турбины (рис. 2.60). С увеличением возрастает высота лопатки колеса, отношение диаметров радиальной турбины увеличивается. Турбины с /1st < 60 для увеличения высоты лопатки выполняются, как правило, с неполным подводом газа по окружности колеса (парциальным подводом). [c.100]

Важным параметром для турбины является коэффициент окружной работы [c.258]

Для уменьшения массы конструкции и снижения расхода рабочего тела необходимо иметь высокие коэффициенты окружной работы. Это особенно важно для автономных турбин ЖРД (см. разд. 4.1.1). [c.258]

На рис. 4.38 и 4.39 видно, что при малых значениях w/сад активная одноступенчатая турбина имеет большие "значения коэффициента окружной работы L и КПД т] , чем реактивные одноступенчатые турбины. Поэтому в качестве автономных турбин применяют активные турбины. [c.258]

Рис. 4.39. Зависимость коэффициента окружной работы И от и1с л для одноступенчатых турбин с различной степенью реактивности р г ( 1 = 24°)

При равенстве работ каждой ступени, имея в виду, что коэффициент окружной работы для активной ступени = 2 (при Сй-г = 0). получим, что коэффициент окружной работы активной турбины со ступенями давления на режиме осевого выхода из каждой ступени равен удвоенному числу ступеней [c.272]

Коэффициент окружной работы для активных турбин со ступенями давления растет пропорционально числу ступеней в первой степени и в два раза превышает коэффициент окружной работы для турбины с реактивными ступенями (на режиме Сац = 0), см. формулы (4.112) и (4.115). В области малых отношений и/сад активная турбина со ступенями давления позволяет получить большие значения коэффициента работы, чем многоступенчатая реактивная турбина с тем же числом ступеней. [c.272]

Работа второй ступени находится как разность энтальпий в точке 2о и в точке 5. По существу, установка второй ступени является способом использования энергии выходной скорости первой ступени. Если скорость на выходе из второй ступени достаточно велика, то можно установить еще ряд направляющих и ряд рабочих лопаток. Такая турбина будет трехступенчатой, с тремя ступенями скорости. В ЖРД трехступенчатые турбины обычно не применяются из-за заметного усложнения конструкции и увеличения массы турбины, хотя коэффициент окружной работы такой турбины, как будет показано в дальнейшем, велик. [c.274]

Коэффициент окружной работы. На рис. 4.59 приведены зависимости коэффициента окружной работы от и/сад для активных турбин с одной, двумя и тремя ступенями скорости, рассчитанные по данным, приведенным на рис. 4.58 (ац = 25°). [c.277]

В области малых значений м/Сад, т. е. в области рабочих режимов автономных турбин ТНА ЖРД, значения коэффициентов окружной работы для многоступенчатых турбин со ступенями скорости значительно превышают значения коэффициентов работы для одноступенчатой активной турбины. Это превышение возрастает с увеличением числа ступеней. Однако из соображений минимального усложнения конструкции и минимального увеличения массы число ступеней не, делают больше двух. [c.277]

По зависимостям, приведенным на рис. 4.60, можно сравнить коэффициенты окружной работы двухступенчатых турбин. При малых значениях и/сад, свойственных автономным турбинам, преимущество имеет турбина со ступенями скорости, поэтому этот тип двухступенчатой турбины нашел применение в ТНА ЖРД- [c.277]

Рис. 4.59. Зависимости коэффициента окружной работы от и/сдд для турбин с различным числом ступеней скорости

Рис. 4.60. Зависимости коэффициента окружной работы от м/сдд для двухступенчатых турбин

Задача 3.9. В активной ступени пар с начальным давлением ро = 2,8 МПа и температурой о = 380°С расширяется до = МПа. Определить действительную скорость истечения пара из сопл и окружную скорость на середине лопатки, если скоростной коэффициент сопла = 0,96, средний диаметр ступени d=l ми частота вращения вала турбины и= 50 об/с. [c.108]

Задача 3.11. В активной ступени пар с начальным давлением Ро=3 МПа и температурой о = 450°С расширяется до Pi = 1,6 МПа. Определить действительную скорость истечения пара из сопл, окружную скорость на середине лопатки и относительную скорость входа пара на лопатки, если скоростной коэффициент сопла = 0,96, угол наклона сопла к плоскости диска ai= 16°, средний диаметр ступени d=0,9 м, частота вращения вала турбины = 3000 об/мин, начальная скорость пара перед соплом Со = 150 м/с и степень реактивности ступени р = 0,12. [c.108]

Задача 3.30. Определить потери тепловой энергии в соплах, на лопатках и с выходной абсолютной скоростью в активной ступени, если скоростной коэффициент сопла ф = 0,97, скоростной коэффициент лопаток ф = ОМ, угол наклона сопла к плоскости диска а, -14°, средний диаметр ступени d=0,8 м, частота вращения вала турбины л = 3600 об/мин, отношение окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл и/с, =0,44 и угол выхода пара из рабочей лопатки Рг = 22°. [c.119]

Задача 3.38. Определить относительный внутренний кпд активной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени /io=80 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла (р = 0,95, скоростной коэффициент лопаток i/ = 0,88, угол наклона сопла к плоскости диска а] = 14°, угол выхода пара из рабочей лопатки 2 = 23°, средний диаметр ступени /=1,1 м, частота вращения вала турбины и = 3000 об/мин, отношение окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл t / ] = 0,455, выходная высота рабочих лопаток /г = 0,03 м, [c.123]

Задача 3.53. Конденсационная турбина работает с начальны-ми параметрами пара ро = 9 МПа, /о = 500 С и давлением пара в конденсаторе />, = 4 10 Па. Определить характеристический коэффициент турбины, если коэффициент возврата теплоты а = 0,05 и средняя окружная скорость на середине лопатки Мер = 220 м/с. Турбина имеет десять ступеней. [c.135]

Коэффициент полезного действия активной турбины с умеренной окружной скоростью (ц ЗОО м/с) можно повысить, используя рабочее колесо с двумя рядами лопаток (двухвенечный диск Кертиса)— рис. 21.5. Неподвижные направляющие лопатки изменяют лишь направление скорости потока, что позволяет перераспределить его кинетическую энергию между двумя венцами рабочего колеса и дает возможность повысить начальную скорость потока и, следовательно, КПД ступени. Двухвенечный диск Кертиса часто используется как первая ступень современных мною-ступенчатых турбин. [c.190]

Интересно отметить, что несмотря на изложенные обстоятельства, сложившиеся в гидротурбостроении принципы были все же внесены в тепловые турбины. Так, например, считается, что ра-диально-осевые ступени выгоднее осевых при малых значениях коэффициента быстроходности, т. е. при малых расходах рабочего тела, причем РОС срабатывают больший перепад. Однако тепло-перепад ступени определяется главным образом окружной скоростью, а в конечном итоге — прочностью элементов РК, которая при этом обычно не рассматривается. Уже один этот факт говорит о том, что вопрос рационального применения различных типов ступеней в тепловых турбинах не ставится достаточно корректно. [c.19]

Вода поступает в ротор турбины через полый вал О. В критическом сечении 1, где окружная скорость определяется радиусом давление торможения (без учета потерь) возрастает на величину 2g. Это давление в основном и определяет скорость в сечении 1, после которого возникает процесс вскипания. На участке 1—2 парожидкостный поток расширяется до конечного давления и приобретает относительную скорость которая может быть рассчитана, если, помимо давления полного торможения в сечении 1 и давления в сечении 2, известен коэффициент потерь. [c.70]

Пример напряженного и деформированного состояния в диске турбины показан на рис. 4.7 [4, 14]. Как упоминалось выше, температурные напряжения на ободе в период запуска и стационарной работы сжимающие суммарные окружные напряжения в этой зоне поэтому оказываются незначительными. Основную нагрузку на обод создают усилия от рабочих лопаток. Как показывает эпюра рис. 4.7, я, наиболее напряженные зоны в диске — у отверстия в ступице и в полотне, где сказывается влияние концентрации напряжений. На рис. 4.7, б показано распределение пластических деформаций по радиусу как видно, наибольшие деформации развиваются на контуре отверстия в ступице. Зоны перехода в полотне также имеют повышенную деформацию. Кинетика напряженного состояния в течение первых семи циклов, установленная авторами [4, 14], показана на рис. 4.7, в. Как видно из этого рисунка, размах деформаций и их величина в экстремальных точках цикла, а также коэффициент асимметрии цикла деформирования существенно изменяются уже в первых циклах деформирования. Очевидно, что для расчета циклической долговечности следует использовать размах деформаций в стабилизированном цикле, если стабилизация вообще происходит. В ином случае необходимо использовать представления о закономерностях суммирования повреждений от нестационарных нагрузок, например, так, как это будет показано ниже на примере расчета диска малоразмерного газотурбинного двигателя. [c.86]

Коэффициент может быть определен как коэффициент пропорциональности между окружной силой, действующей на лопасти рабочего колеса, и расходом через турбину [c.66]

В результате своих исследований турбостроительные заводы внесли существенные уточнения в расчеты. Так, например, при проектировании турбин фирмы Дженерал Электрик коэффициент расхода для сопел определялся по опытным данным с учетом переохлаждения и влияния начальной влажности [75]. Были также уточнены расчеты потерь энергии от влажности [106]. Вместе с тем все еще оставалась неясной общая картина движения двухфазной среды в проточной части турбины. В связи с этим неудовлетворительно решались задачи сепарации влаги в турбине. Организация эффективного влагоудаления была необходима для снижения механических потерь и смягчения эрозии. Последняя ограничивала окружную скорость ступеней низкого давления и в известной мере препятствовала повышению мощности турбин. [c.9]

По мере укрупнения турбин большую роль стали играть такие динамические характеристики подшипника, как коэффициент жесткости смазочного слоя, от которого зависят вибрационные характеристики ротора. Динамические характеристики подшипников были изучены применительно к ламинарному течению, в действительности же при больших окружных скоростях движение становилось турбулентным. Необходимо было выполнить широкие экспериментальные исследования, чтобы внести дополнения к теории смазки и решить задачи конструирования быстроходных подшипников. С этой целью в Советском Союзе и за рубежом были выполнены крупные исследования [23]. [c.61]

Стенки проточной части компрессора выполняют весьма важную роль эффективного устройства дополнительного дробления капелек воды в потоке сжимающегося газа, хотя это связано с потерей энергии и эрозией лопаток. Кроме того, капельки воды в проточной части хорошо перемешиваются с газом вследствие различных направлений векторов скорости капелек и газа. Все эти процессы способствуют улучшению теплообмена капель с окружающим газом и их испарению. Однако в результате действия центробежных сил некоторая часть крупных капель все же может попадать на корпус компрессора и образовывать на нем жидкую пленку, которая будет частично испаряться и стекать вниз. Для удаления воды из ступеней корпус компрессора в нижней части должен иметь дренажи. Как показали экспериментальные исследования [18], при работе мощных паровых турбин с высокими окружными скоростями рабочих колес (300—350 м/с) коэффициент влагоудаления из влажного пара под действием центробежных сил в последних ступенях турбин оказывается очень низким 2— 3% — за рабочими лопатками и 0,5—1% — за направляющим аппаратом. Такие же значения коэффициента влагоудаления, по-видимому, будут и в первых ступенях осевого (или центробеж- [c.47]

Многоцикловая усталость. Справедливость мнения, что турбины подвержены действию многоцикловой усталости, впервые была признана в начале 20-х гг. Многоцикловая усталость рабочих лопаток и деталей камеры сгорания неизменно сопряжена с резонансными колебаниями. Поэтому первая задача конструкторов — определение собственной частоты колебания различных деталей, в первую очередь рабочих лопаток и камеры сгорания. Вторая задача— определить возбудители колебаний, подавить их и затем рассчитать результирующие напряжения. Поскольку форма деталей камеры сгорания и рабочих лопаток сложна, расчет частоты колебаний не так-то прост. Чтобы рассчитать частоту и моду колебаний, а затем и величину локальных напряжений, приходящихся на единичный подавитель и единичный возбудитель колебаний в лопатках, применяют компьютерную программу, в основу которой положена теория сложного пучка или метод анализа конечных элементов. Помимо сведений, необходимых для расчета температуры, конструктору нужны сведения о плотности, модуле Юнга и коэффициенте Пуассона материала. В некоторых конструкциях колебания настолько серьезны, что требуется расчет специальных подавляющих устройств. В качестве таковых используют механические приспособления в виде различного вида упоров распирающих комельные части соседних лопаток, установленных на диске данной ступени. Эффективность подобных устройств оценивают посредством испытаний. В паровых турбинах возбуждение колебаний на каждом обороте ротора может быть очень значительным при впуске пара не по всей окружности турбины. В крупных па- [c.73]

Задача 4.1. В активной ступени газ с начальным давлением Ро=18 МПа и температурой /о = 650°С расширяется до Р] — 0,1 МПа. Определить действительную скорость истечения газа из сопл и окружную скорость на середине лопатки, если известны скоростной коэффициент сопла ср = 0,97, средний диаметр ступени d=0,9 м, частота вращения вала турбины и = = 60 об/с, показатель адиабаты Л =1,35 и газовая постоянная Л=288 ДжДкг К). [c.148]

Полученное значение z округляется до ближайшего целого числа. Здесь wq = = [/2я — условная адиабатная скорость полного расширения в турбине р = = 0,7 4-1 — коэффициент использования скорости при выходе из какой-либо ступени в следующей ступени средняя величина Wui)lp приближенно находится по скоростям Wu2 за последней и Wpii за первой ступенью (w 2) p 0,5 (wh -I-+ will)-, (w ) p ii 0,5 (wit -b wl,) - среднее значение квадрата окружной скорости на среднем диаметре перед первым и за [c.188]

Обобщенные данные результатов исследования сопротивления вращающихся дисков приведены в работе [89]. Для обобщения использованы экспериментальные данные И. К- Терентьева, Л. А. Дорфмана, Дикмана, Р. Ники, Е. Брокера, К- Пантелла. Данные показывают, что в области ламинарного течения (до Re = = 1-10 ) См зависит от числа Re и величины зазора sir. В области развитой щероховатости зависит от относительной щерохова-тости sir, ah (о — радиальный зазор между диском и корпусом) и относительной толщины диска В1г. В радиальных ступенях турбин обычно sir < 0,03 air < 0,03 BIr < 0,05 шероховатость Air < < 10 (что соответствует 6—7 классу шероховатости поверхности). Число Re = uriv изменяется в диапазоне от 3-10 до 4 10 (при этом принято % = 200 н-400 м/с, г = 0,05- -0,25 м, Тр = = 700- -800 К, Pi = 1,0н-1,5 кг/м ). При этом течение возле диска всегда турбулентное. Предполагая, что ступень турбины высоко-нагружена и окружные скорости близки к максимальным, можно считать, что практически всегда режим течения будет находиться в области развитой щероховатости. При малых величинах sir, air, BIr коэффициент сопротивления от них зависит слабо [89],и этим влиянием можно пренебречь. В этом случае можно воспользоваться рекомендацией работы [53] для определения с [c.33]

Для получения оптимальных параметров в случае задания ро. Т о, По с отступлением от условия Uj max onst необходимо вычислить приведенный расход для этого значения G определить величину Xopt и из последней формулы найти соответст-вуюш,ую величину щ. Как указывалось, в этом случае полезно оценить к. п. д. при отклонении параметров от оптимальных значений. По изложенной методике были рассчитаны оптимальные параметры двухпоточных РОС, предназначенных для применения в ЦНД мощных паровых турбин (табл. 1.1). Предполагалось, что максимальная окружная скорость периферии рабочего колеса, допустимая по условию прочности, равна 500 м/с. Для частоты враш,ения ротора п = 3000 мин скорость Uj = 500 м/с соответствует диаметру РК = 3,18 м. Корневой коэффициент радиальности, необходимый для расчета оптимальных параметров, нахо- [c.41]

При выборе конструкции ДРОС наиболее сущ,ественным является вопрос обеспечения прочности ее элементов. Высокая экономичность радиально-осевой ступени обеспечивается при малых значениях коэффициента радиальности ц. При работе РОС в составе многоступенчатой турбины выходной диаметр РК в общем случае определяется диаметром ротора и размерами проточной части последующих осевых ступеней, т. е. является заданной величиной. Поэтому приемлемых значений можно достигнуть соответствующим выбором только периферийного диаметра РК- Как правило, это приводит к увеличению диаметра РК, следствием чего является высокая периферийная окружная скорость, составляющая для разных типов турбин 400—550 м/с. Ниже рассматриваются представляющие наибольший интерес вопросы оценки прочности РК. Основным элементом конструкции РК является диск, оребрепный или несущий наборные лопатки. Задача расчета напряжений в оребренном диске представляется наиболее сложной. [c.102]

В основу определения "Пт положим расчетную схему, изложенную в пп. 5.1. .. 5.5, которая при = 1 соответствует осевым турбинам. Однако турбинам малой мощности присущи повышенные значения окружных потерь энергии [19], снижающие их отсительный лопаточный КПД. Поэтому для более детального учета влияния параметров рабочего процесса турбины на коэффициент скорости рабочего колеса представим его в виде [c.105]

Заметим, что существенное влияние коэффициента кратности отражения капель было обнаружено в опытах ХТГЗ [41]. При испытании в четырехступенчатой экспериментальной турбине [45] при больших окружных скоростях у периферии колеса было выявлено, что удаление перед рабочим колесом одного процента влаги повышало к. п. д. последней ступени на несколько процентов. [c.214]

У периферии последних ступеней современных мощных турбин окружные скорости достигают 560—660 м/с, коэффициент разгона может быть 0,2—0,3, а при этом в зависимости от степени реактивности и профиля РЛ может быть аУуд= 200- -Ч-350 м/с. Ударная составляющая меняется в очень широких пределах в зависимости от кинематической схемы, конструктивных особенностей ступени и формы профиля. [c.231]

Осевой зазор. Чем больше межвенцовый осевой зазор, тем выше коэффициент разгона капель и тем меньше скорость соударения капель с РЛ. Вместе с тем от увеличения осевого зазора значительно снижаются ПАС, действующие на лопатки, тогда как к. п. д. ступени с длинными лопатками изменяется мало. Поэтому применение больших осевых зазоров в последних ступенях ВПТ — одно из наиболее эффективных средств снижения эрозии лопаток, особенно при очень высоких окружных скоростях последних РК быстроходных турбин. [c.243]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...