Треугольники скоростей турбины

Фиг. 174. Треугольники скоростей турбины с двумя ступенями скорости.

Треугольники скоростей турбинной ступени [c.164]

Значение угла отклонения используется в расчетах треугольников скоростей турбинной ступени. [c.80]

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]

Положительным углом атаки считается угол между касательной к скелету профиля на входе лопасти и вектором скорости набегающего потока с лицевой стороны. Отрицательный угол атаки — угол между касательной к скелету профиля на входе лопасти и вектором скорости набегающего потока с тыльной стороны. На рис. 21 представлена схема углов атаки относительно профиля в треугольниках скоростей для лопастей насоса и турбин с центробежным и центростремительным потоками. У направляющего аппарата схема углов атаки похожа на турбинную, только рассматриваются абсолютные скорости потока. [c.56]

Рис. 32. Треугольники скоростей на выходе из лопастных систем насоса б — турбины в—направляющего аппарата.

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]

На входе в турбину будем рассматривать также два состояния потока до входа на лопасть и после поступления потока на лопасть. Треугольник скоростей до лопасти турбины определяется выходными условиями из насоса. [c.239]

Проекция силы Р на направление окружной скорости Р вызывает вращение ротора турбины. На рис. 6.1 представлено изображение треугольников скоростей потока. Используя эти треугольники скоростей, в соответствии с известным уравнением количества движения можно написать, что [c.300]

Треугольник скоростей 181 Турбина 179—181 [c.425]

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

Построить треугольники скоростей, считая, что Pj= Pi—3°40. Начальной скоростью пара перед соплами турбины пренебречь. [c.339]

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]

Схема проточной части турбины показана на фиг. 2. Расширение пара происходит в соплах 1, после которых поток со скоростью Сх поступает в межлопаточные каналы 2 рабочего колеса, движущиеся со скоростью а. Относительная скорость И х при входе пара в рабочее колесо определяется из входного треугольника скоростей (фиг. 3). [c.135]

В схеме проточной части, изображённой на фиг. 2, предполагалось, что преобразование энергии давления в кинетическую происходит только в соплах. Но это преобразование энергии частично может происходить и в лопаточном аппарате рабочего колеса. Простейшая схема венца турбины такого типа показана на фиг. 4. Здесь пар, пройдя направляющие лопатки Д поступает на венец рабочего колеса 2, причём в зазоре между направляющими и рабочими лопатками устанавливается давление рхг более высокое, чем давление за рабочим колесом. В лопаточном аппарате рабочего колеса происходит ускорение потока, благодаря чему относительная скорость пара 1 )2 при выходе из рабочего колеса оказывается больше скорости тх- Треугольники скоростей для этого случая показаны на фиг. 5. [c.135]

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

Потерн на трение и утечку не введены в расчет ввиду их незначительности. Потери на выходную скорость отнесены ко всей турбине. Величина этих потерь, приняв С2 = 257 м сек как среднеарифметическую из полученных по треугольникам скоростей, [c.220]

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]

На рис. 15, а и б, представлены треугольники скоростей для насоса и турбины, отнесенные к точкам входа и выхода из лопаточных каналов, а именно для гидромуфты с плоскими радиальными лопатками, изображенной на рис. 4, для которой Pi = = Р2 = РЗ=Р4 = 90°. [c.36]

На рис. 64 приведены соотношения скоростей на лопатках насоса и турбины для номинального режима ф=1 (штриховыми линиями для ф<1). Из треугольников скоростей, изображен- [c.154]

Рис. 64. Треугольники скоростей, относящиеся к средней линии тока для входных и выходных кромок лопаток насоса и турбины. Слева — средний профиль лопатки насоса справа — лопатки турбины. Величины, помеченные индексом характеризуют номинальный режим

Рис. 66. Треугольники скоростей на выходе из турбины. Возникновение ударной составляющей скорости вследствие увеличения расхода

Турбина. Для этого колеса вопрос решается не так просто. Рассмотрим треугольник скоростей в точке 3 на входе в турбину, относящийся к произвольному режиму n = (fti, т. е. ц>ф (рис. 67 — треугольник AB ). Вследствие постоянства входного угла лопатки Рз вектор абсолютной скорости Сз изменяется относительно вектора скорости Сз, соответствующего номинальному режиму (ф=1), как по величине, так и по направлению. Следовательно, соответствующие изменения претерпевает и окружная составляющая скорости с . Таким образом, для любого режима работы, т. е. для любого значения ф, должны быть определены значения Сд и соответствующей окружной составляющей с . [c.160]

Рис, 93. Треугольники скоростей на входных и выходных кромках насоса и турбины, относящиеся к номинальному режиму работы (Ф=1). Показана зависимость абсолютной скорости с от углов лопа-1 ток а и Р [c.215]

Воспользовавшись соотношениями, следующими из треугольников скоростей на входе и выходе из турбины, можно записать [c.111]

Схематически это явление можно представить следующим образом. При работе турбины на некоторых режимах, как следует из треугольников скоростей, резко возрастает угол натекания потока на решетку рабочего колеса (при пониженных напорах углы натекания потока на лопасти могут быть равны 20—25°). [c.11]

Фи1, 227. Схема проточной части и треугольники скоростей турбины с двумя сгупенямц скорости. [c.371]

УтГ1=-2 . Следовательно, до лопасти турбины получим треугольник скоростей с ш т пп Рп v mтй у п. пп- При принятой схеме будем иметь внезапный переход от одних величин к другим. С поступлением на лопасть меридиональная составляющая увели- [c.240]

ЮТОК создает усилие Р, вра-щяющее рабочее колесо турбины. Обозначив через и (м/с) окружную скорость движения лопаток и построив треугольник скоростей на входе в каналы рабочих [c.299]

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]

Строго говоря, необходимо отличать меридиональную скорость Отр внутри насосного колеса от меридиональной скорости Стт внутри турбинного колесз, так как они не равны друг другу из-за объемных потерь. На диаграммах треугольников скоростей меридиональная скорость Стт должна иметь меньшую величину, чем Стр. Это можно видеть, например, на рис. 91 (стр. 2G8). В дальнейщих выкладках, однако, объемный к. п. д. для упрощения принят равным 1. Поэтому можно считать Стг [c.156]

Рис. 67. Треугольники скоростей на входе в турбину. Вознарновение-ударной составляющей скорости Wss вследствие увеличения расхода Q = xQ

Из этого выражения определим величину углов входа Pi. Ри, р,1, в зависимости от углов выхода из предыдущих решеток. Для трехступенчатого гидротрансформатора соотношения треугольников скоростей позволяют определить угол входа в решетку турбины II Pir2 в функции ОТ углз выхода из реактора / [c.80]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...