Характеристики рабочего процесса турбин

Характеристики рабочего процесса турбинной ступени. Располагаемый теплоперепад в ступени (кДж/кг) турбины определяется по формуле [c.146]

ХАРАКТЕРИСТИКИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ТУРБИН [c.190]

В ограниченном диапазоне режимов работы экспериментальные характеристики в некоторых случаях могут быть получены при испытании турбин непосредственно в системе ГТД. Степень достоверности расчетных характеристик зависит от правильности и полноты учета влияния различных факторов на рабочий процесс турбины в целом и на течение газа в ее лопаточных венцах. [c.223]

Совокупность гидравлических явлений, происходящих в разных частях турбины в одно и то же время при передаче энергии от воды к валу, называется ее рабочим процессом. Эти явления в разных условиях работы турбины могут быть неодинаковы, что изменяет ее рабочий процесс или, как часто говорят, ее режим. Для характеристики внутреннего процесса турбины и видимого использования ею энергии воды введен ряд показателей. К основным (энергетическим) рабочим показателям турбины относятся мощность N (в кет), расход Q (в м /сек), число оборотов е минуту п, характерный размер (обычно некоторый диаметр О в м) и к. п. д. Кроме рабочих параметров, турбина характеризуется еще и конструктивными параметрами. [c.330]

В качестве примера рассмотрим рабочий процесс гидротрансформатора с непрозрачной характеристикой. При работе турбинное колесо, независимо от насосного, приспосабливается к режиму [c.257]

В главе VII дан обзор современных гидротурбин. Здесь рассматривается их рабочий процесс, освещены методы расчёта, подбора гидротурбин к условиям отдельных силовых установок. Особое внимание уделено характеристикам турбин нормальной номенклатуры, объединяющей благодаря преимуществам планового хозяйства Советского Союза производство всех советских турбостроительных заводов. [c.723]

Общий вид пульта управления показан на рис. 38. Приборы защит ПГУ размещены на трех панелях, расположенных в турбинном цехе на отметке 6,6. Для исследования рабочих процессов и характеристик оборудования ПГУ оснащена большим количеством экспериментальных измерительных приборов и датчиков. Например, для исследования температурного режима стенок на трубах пароперегревателя ВПГ установлено 48 термопар, укомплектованных соответствующим количеством регистрирующих приборов. Приборы, предназначенные для проведения исследований, расположены на различных отметках ВПГ. [c.74]

Таким образом, создание и эксплуатация турбоустановок на АЭС требует также решения ряда сложных проблем газодинамики двухфазных потоков. К этим проблемам относятся возникновение влаги при дозвуковых и трансзвуковых скоростях течения образование жидких пленок и крупных капель движение влаги в проточных частях турбин и процессы взаимодействия влаги с рабочими лопатками влияние жидкой фазы на основные характеристики проточных частей турбин и влияние концентраций примесей в жидкой фазе на коррозию металла, особенно в зоне Вильсона. Решение этих проблем позволит оптимизировать проточную часть турбин, работающих во влажном паре, повысив их экономичность и надежность. В этой и следующей главах рассматриваются лишь наиболее характерные особенности течения влажного пара в] турбоустановках АЗС и методы удаления влаги в них. Исследования и расчеты турбин АЭС наиболее полно рассмотрены в [7.1—7.3]. [c.265]

Поскольку мы считаем доказанным, что рабочий процесс гидромуфты есть рабочий процесс совместно работающих центробежного насоса и турбины, то характеристики гидромуфты должны представлять собой кривые с максимумом, расположенным где-то между П2>—rii и П2< + П1 (если они определяются циркуляционным моментом). [c.272]

Если бы лопатки направляющего аппарата и лопасти рабочего колеса были жестко и, следовательно, всегда однозначно связаны между собой, как это действительно и осуществлялось на первых турбинах небольших размеров, то характеристика пропускной способности Q, этого типа турбин для любого процесса регулирования не отличалась бы принципиально от характеристики радиально-осевой турбины. Но в [c.155]

Необходимо также отметить одну весьма любопытную особенность кривых r)r=/(iVr), полученных в процессе испытаний первого и второго этапов износ вызвал перемещение характеристики турбины по вертикали, т. е. по величине к. п. д., но не привел к заметным смещениям по горизонтали, т. е. к изменениям величины развиваемой мощности. Это могло произойти только в условиях, когда с ростом потерь в турбине одновременно увеличивалась в том же отношении ее пропускная способность. Подобное увеличение пропускной способности рабочего колеса турбины объясняется увеличением проходных площадей на выходе из рабочего колеса за счет уменьшения толщины лопастей вследствие износа и разрушения их выходных кромок. [c.13]

Следует отметить, что увеличение значений я и Г в перспективных авиационных ГТД сопровождается возрастанием трудностей при создании высокоэффективных узлов двигателя, и в частности компрессора и турбины газогенератора. Так, в двигателе с высоким значением степени повышения давления суш,ест-венно уменьшаются размеры проточной части компрессора и турбины, что приводит к снижению КПД компрессорных ступеней из-за большого влияния утечек и перетечек через относительно увеличивающиеся зазоры, технологических отклонений от заданного профиля малых по размеру лопаток на их газодинамические характеристики и т. д. В двигателе с высокой температурой газа интенсивное охлаждение турбины приводит к снижению ее КПД, так как утолщаются профили сопловых и рабочих лопаток, вводится перфорация стенок проточной части и поверхностей лопаток, возникают утечки охлаждающего воздуха. Кроме того, применение в двигателе высокой тт сопровождается для турбины такими же отрицательными газодинамическими эффектами, как и для компрессора. По этим причинам при проектировании новых авиационных ГТД параметры рабочего процесса выбираются с учетом технических возможностей достижения задаваемого уровня газодинамической эффективности элементов и узлов двигателя. [c.29]

Охлаждение высокотемпературных турбин авиационных двигателей затрагивает широкий круг вопросов, связанных не только с разработкой системы подвода воздуха, конструкции и производства охлаждаемых лопаток, но и с необходимостью учета влияния системы охлаждения на характеристики двигателя. Отбор некоторого количества воздуха на охлаждение турбины уменьшает удельную тягу и увеличивает удельный расход топлива двигателя, вследствие чего необходимо использовать все возможности для уменьшения расхода охлаждающего воздуха. Кроме того, существенное влияние на термодинамические параметры рабочего процесса оказывает выпуск охлаждающего воздуха в проточную часть турбины. [c.59]

Обратимый режим характерен тем, что при большом моменте, поступающем от потребителя, взаимоотношения колес меняются турбинное колесо двигает, насосное тормозит. Частоты вращения обоих колес имеют одинаковое направление. Вместе с насосным колесом и двигатель переходит в тормозной режим, сопротивляясь вращению своего вала под действием турбинного колеса. Для гидротрансформаторов, не имеющих в характеристиках обгонного режима, и гидромуфт обратимый режим наступает вслед за тяговым (рис. 111.60, а), а для гидротрансформаторов, имеющих обгонный режим, — за ним (рис. 111.60, б). Обратимый режим часто встречается при рабочем процессе мобильной машины, например при движении под большой уклон, действие которого столь велико, что заставляет силовую установку притормаживать спуск машины. Такой режим используется и прн работе крана для спуска легкой тары, осуществляемого под действием собственной массы. [c.201]

На рис. 11-8 показаны тепловые характеристики турбинной установки типа Г, учитывающие регенеративный подогрев конденсата и изменение рабочего процесса паровой турбины в за- [c.142]

В разделе Двигатели рассматриваются паровые машины, паровые турбины, локомобили, двигатели внутреннего сгорания, газовые турбины, ветряные двигатели. Приведены рабочие процессы, схемы и термодинамические циклы, тепловые расчёты, важнейшие характеристики и параметры работы двигателей, методология испытания двигателей и сравнительные данные по расходу топлива. [c.7]

Агрегаты ЖРД (насосы, турбины, газогенераторы, камеры двигателей) имеют тракты с протоком жидкости или газа, а между собой агрегаты связаны гидравлическими или газовыми трубопроводами. Поэтому основные этапы рабочих процессов, определяющие характеристики двигателя в целом, протекают как раз в проточных частях агрегатов и трубопроводах. Рассмотрим статические характеристики гидравлических и газовых магистралей. [c.49]

Агрегаты ЖРД (насосы, камеры, турбины, газогенераторы) связаны между собой гидравлическими и газовыми трубопроводами, сами же агрегаты имеют тракты с протоком жидкости и газа. Поэтому основные этапы рабочих процессов, определяющие характеристики двигателя, протекают в проточных частях (трактах) агрегатов. [c.19]

При рассмотрении параметров и элементов газотурбинного наддува дизелей (см. главу I, п. 4) были изложены особенности рабочего процесса и характеристики турбинной ступени, или, как говорят, одноступенчатой газовой турбины. В системах наддува такие простейшие конструкции получили преимущественное распространение, так как не предъявляется достаточно высоких требований к уровню к. п. д. газовых турбин, утилизирующих энергию выпускных газов дизеля. В газотурбинных установках газовая турбина — основной элемент двигателя, и уровень ее экономичности является определяющей величиной. Поэтому большей частью используются реактивные многоступенчатые турбины, которые представляют собой последовательное соединение ряда ступеней. [c.357]

В тот момент, когда характеристика подходит к точке х (рис. 151), поток имеет форму, представленную на рис. 152, в. При дальнейшем увеличении скольжения поток принимает кольцевую форму (рис. 152, г) и момент резко растет, принимая значение, соответствующее точке у. Момент же на рабочей машине при этом снижается или остается постоянным. Следовательно, крутящий момент на гидромуфте будет больше момента рабочей машины, система идет в разгон — скорость турбины увеличивается. При этом скольжение уменьшается до точки z, происходит обратная перестройка потока с кольцевой формы в ядро (в полукольцевую форму). Соответственно крутящий момент на гидромуфте резко падает до точки w и становится несколько меньше момента на рабочей машине. Вследствие этого снова происходит уменьшение скорости турбины и увеличение скольжения (характеристика достигает точки х), и процесс повторяется снова. Наступает колебательный неустойчивый режим работы. С увеличением наполнения уменьшается амплитуда колебаний и величина скольжения, при котором начинаются перестройка потока и колебательный процесс. В гидравлической муфте с тором при частичных заполнениях колебательные явления проявляются еще более интенсивно, поэтому иногда для уменьшения колебаний тор делают разрезным. [c.263]

В реальных условиях все процессы в ГТУ являются необратимыми, что оказывает большое влияние на характеристики установки. Необратимость реальных процессов вызвана потерями работы в турбине и компрессоре, а также потерями давления рабочего тела в тракте ГТУ. [c.198]

В ЦНД мощных паровых турбин осевое смещение ротора относительно статора вследствие тепловых расширений конструкции в процессе работы может достигать 40 мм и более. Такое смещение ротора приводит к асимметрии проточной части ДРОС—явлению, присущему только очень мощным агрегатам. РК смещается от симметричного положения относительно НА в процессе работы на различную величину, при этом существенным образом изменяются характеристики ступени. Пространственная структура течения рабочего тела в каждом потоке приобретает индивидуальные особенности. [c.62]

Как указывалось выше, для сравнительно длинных лопаток доля рассеивания энергии колебаний в хвостовом соединении и в скрепляющих связях составляет значительную величину. Однако демпфирование в этих элементах может, по-видимому, изменяться в процессе эксплуатации. Действительно, изменение вибрационных характеристик пакетов рабочих лопаток многих обследованных турбин указывает на то, что собственные частоты колебаний пакетов с течением времени могут изменяться за счет плотности посадки лопаток и сочленений в скрепляющих связях. Последнее должно отразиться на величине демпфирующей способности пакетов лопаток. В связи с этим автором настоящей книги были предприняты специальные исследования для выяснения того, как изменяется демпфирующая способность реальных пакетов лопаток турбин во время эксплуатации. [c.68]

С термодинамической точки зрения желательно иметь рабочие тела с малыми отрицательными значениями ds"jdT. В этом случае процесс адиабатного расширения рабочего тела на турбине заканчивается в парожидкостной области диаграммы состояний при высоких значениях относительных массовых паросодержаний. В таком цикле нет необходимости осуществлять регенерацию, а следовательно, и вводить дополнительный элемент-регенератор в технологическую схему установки, что способствует улучшению ее технико-экономических характеристик. Кроме того, при л = 0,95. .. 0,97 появление влаги в проточной части турбины в конце процесса расширения не оказывает заметного влияния на ее КПД и энергетическую эффективность ПТУ в целом. При больших отрицательных значениях производной ds"ldT для достижения значений, близких к единице относительного массового паросодержания потока, в конце процесса расширения на турбине пар в цикле ПТУ приходится перегревать. Введение перегрева всегда выгодно с термодинамической точки зрения, поскольку это способствует увеличению термического КПД цикла. Однако при этом ухудшаются массогабаритные характеристики парогенератора из-за введения в его состав дополнительного элемента — пароперегревателя. В ряде случаев этот фактор оказывает превалирующее влияние на технико-экономические характеристики ПТУ и обусловливает их ухудшение. При положительных значениях производной ds"ldT процесс расширения в турбине заканчивается в области перегретого пара. Это создает весьма благоприятные условия для работы турбины, так как исключает появление конденсата в конце процесса расширения, соответствующие потери энергии, и эрозию лопаток рабочих колес, а также отпадает необходимость в перегреве пара перед подачей его в турбину. Однако температура торможения перегретого пара на вы- [c.9]

Основные характеристики и сепарирующая способность турбинной ступени существенно зависят от процессов движения различных жидких частиц как в сопловых, так и в рабочих решетках. [c.275]

Следует отметить, что ранее обычно применялась система технического обслуживания, при которой в результате ремонта изношенных и поврежденных деталей в основном горячей части двигателя восстанавливался уровень температуры газа за турбиной или запас устойчивости компрессора. При этом в холодной части двигателя проводились ремонтные работы в основном по замене изношенных колец над рабочими лопатками. При такой системе обслуживания первоначальный удельный расход топлива не восстанавливался и дальнейший процесс ухудшения характеристик развивался даже несколько быстрее, чем до ремонта, из-за более высокого уровня температуры газа, при котором начинал работать двигатель. [c.74]

Важной характеристикой осевого компрессора является граница помпа-жа, связанная с явлением помпажа. В процессе работы осевого компрессора возникают возмущения, вызываемые изменениями как частоты вращения, так и сопротивления сети — газовой турбины. Они могут вывести систему компрессор — ГТ из равновесия. Важным показателем этой системы является аккумулирующая способность сети, определяемая возможностью накопления некоего избыточного рабочего тела по сравнению с его установившимся течением. На этот процесс может повлиять также изменение плотности воздуха. В такой системе могут развиваться режимы с вращающимся срывом потока, нарушающие устойчивость течения и приводящие к пульсациям. Эти явления возникают, в частности, при снижении расхода рабочего тела и уменьшении частоты вращения. При дальнейшем снижении расхода в отдельных зонах проточной части компрессора создается устойчивый вращающийся срыв потока, который сильно замедляется, и может иметь место обратное течение ( .j < 0). Развитие этого вращающегося срыва при дальнейшем уменьшении расхода в конце концов приводит к полной потере устойчивости потока и появлению колебаний давления в системе компрессор — ГТ, т.е. возникает помпаж. Это явление характеризуется нарастающим гулом в работающем компрессоре, хлопками в заборном устройстве и выбросом воздуха, появлением вибраций лопаточного аппарата вплоть до его разрушения. Одновременно резко падает КПД компрессора, поэтому явление помпажа недопустимо даже кратковременно [c.50]

Габаритные и весовые показатели основного и вспомогательного турбинного оборудования зависят от мощности, расхода рабочего тела, его параметров, прочностных свойств материалов, из которых выполнено оборудование, и т. п. Однако, если требуемые аэрогидродина-мические характеристики движения газов и жидкостей во вспомогательном оборудовании могут быть получены варьированием в широких пределах его длины, ширины и высоты, габариты основных агрегатов в значительно меньшей степени зависят от конструктивного оформления. Поэтому, чтобы при конструировании основных агрегзтов учесть требования транспортабельности блоков, необходимо провести анализ взаимосвязи между основными параметрами рабочего процесса турбинной установки и ее габаритными и весовыми показателями при этом, очевидно, должны быть приняты во внимание условия подобия. [c.50]

В лаборатории турбомашин МЭИ используются различные стенды влажнога водяного пара, ориентированные на изучение 1) условий подобия и моделирования двухфазных течений в различных каналах и в элементах проточной части турбин АЭС 2) механизмов скачковой и вихревой конденсации пара в соплах каналах и решетках турбин при дозвуковых и сверхзвуковых скоростях 3) влияния периодической нестационарности и турбулентности на процессы образования дискретной фазы, взаимодействия фаз и интегральные характеристики потоков 4) двухфазного пограничного слоя и пленок в безградиентных и градиентных течениях 5) механизма и скорости распространения возмущений в двухфазной среде, а также критических режимов в различных каналах в стационарных и нестационарных потоках 6) основных свойств и характеристик дозвуковых и сверхзвуковых течений в соплах, диффузорах, трубах, отверстиях и щелях 7) влияния тепло- и массообмена на характеристики потоков в различных каналах 8) течений влажного пара в решетках турбин с подробным изучением структуры потока и газодинамических характеристик 9) структуре потока, потерь энергии и эрозионного процесса в турбинных ступенях, работающих на влажном паре 10) рабочего процесса двухфазных струйных аппаратов (эжекторов i и инжекторов). [c.22]

Техническое состояние оборудования и технологических схем при диагностировании тепловой экономичности в этом классе показателей анализируется по отклонениям фактических технико-экономических характеристик от нормативных, с расширением и углублением существующих штатных функпий автоматической сгстемы управления паровых турбин энергоблоков. Методики разрабатьшаются, в основном, на известных моделях рабочего процесса с использованием балансных методов и штатных первичных приборов (с некоторым расширением существующего объема). Реализуются они на штатном информационно-вычислительном комплексе (ИВК) энергоблока без существенного расширения его. Оценка ведется непрерывно (с заданной периодичностью) на работающем оборудовании без специальных диагностических режимов (функциональное диагностирование). Результаты выдаются автоматически при наличии отключений или по вызову оператора, интегрируются за отчетные интервалы (смена, сутки, месяц) и документируются. В практике эксплуатации широкое применение находит типовой алгоритм АСУ ТП [105]. [c.109]

Количественных данных об ухудшении характеристик поворотно-лопастных турбин в результате кавитационно-абразивного воздействия в распоряжении автора, к сожалению, не имеется. Однако известные примеры интенсивного разрушения элементов проточной части осевых турбин позволяют предположить, что такое ухудшение имеет место. Динамика этого процесса принципиально аналогична той, которую мы имеем в случае радиально-осевых гидротурбин. Некоторым отличием является, по-видимому, то, что при больших диаметрах поворотно-лопастных турбин увеличение объемных потерь в результате износа торцовых кромок лопастей и стеиок камеры рабочего колеса играет относительно большую роль в уменьшении суммарного к. п. д. [c.15]

Меньшее ухудшение характеристик в процессе эксплуатации достигается использованием в конструкции двигателя относительно коротких роторов, не связанных с силовыми элементами корпусов компрессора и турбины, активно управляемых зазоров, подшипников на жидкой пленке, бандажированных рабочих лопаток турбины, утолш,енных входных кромок, сотовых уплотнений, износостойких покрытий и т. д. кроме того, применение рациональных методов эксплуатации в полете также позволяет несколько замедлить ухудшение характеристик двигателя. [c.74]

В основу настоящего расчета положена внешняя характеристика СПГГ [Gг — i Pг )], которая определяется режимом работы газовой турбины. В этом случае отпадает необходимость исследовать работу СПГГ на всем диапазоне изменения его производительности (см. фиг. 74), что позволяет не только значительно сократить объем вычислений, но и более полно проанализировать параметры рабочего процесса на минимальных мощностях установки. [c.130]

В дизелях типа Д70 заложены значительные резервы по повышению их мощности и экономичностн без увеличения габаритов и массы за счет снижения коэффициента избытка воздуха и за счет повышения наддува. Только путем использования резервов рабочего процесса по а на дизелях типа Д70 мощностью в 3000 л. с. может быть повышена мощность до 3500 л. с. в агрегате. Характеристики дизеля, полученные при испытаниях на выявление резервов рабочего процесса за счет а, показаны на рис. 1. Повышая цикловую подачу топлива, можно удельный эффективный расход топлива снизить до Се= 143,5 г/(э. л. с.-ч), при. этом коэффициент избытка воздуха снижается до а=1,86. Другие параметры форсированного по рабочему процессу дизеля приведены на рис. 2. Изменение температуры основных деталей при форсировании его до 3500 л. с. видны на рис. 3. Из приведенных зависимостей следует, что, кроме повышения экономичности, мощность газовой турбины увеличивается примерно на 120 л. с. при почти неизменной мощности, потребляемой компрессором. Максимальное давление сгорания возрастает незначительно на 3—4 кгс/см . Резервы по а в рабочем процессе в дизелях типа Д70 оставлены в модификациях Д70 неиспользованными, а дальнейшая форсировка проведена по увеличению наддува и по улучшению конструктивных и технологических параметров. [c.9]

На рис. 110,(2 изображена кавитационная характеристика турбины открытого типа (вариант 2). При больших кавитационных запасах кавитация отсутствует характеристика горизонтальная. Возникновение кавитации приводит к запиранию потока на выходе из рабочего колеса в отвод, в результате чего напор при Q = onst и = onst начинает увеличиваться. Кавитационный запас А/гь при котором начинает увеличиваться напор турбины из-за возникновения кавитации, назовем первым критическим кавитационным запасом. Начальная фаза кавитации не сказывается на вихревом рабочем процессе (на интенсивности продольного вихря), а следовательно, и на мощности турбины. Развитие кавитации приводит к возникновению кавитационной каверны также у входа в рабочее колесо в конечной части канала, что сопровождается падением здесь интенсивности продольного вихря. Срабатываемый на конечном участке канала напор падает, в результате чего происходит падение давления на всей длине канала. Это ведет к лавинообразному распространению кавитации вдоль канала от конца к началу и срыву работы турбины. Кавитационный запас, при котором происходит срыв работы, является вторым критическим А/1ц. [c.187]

При работе двигателя по нагрузочной характеристике фактором внешнего воздействия на его рабочий процесс является только количество топлива или смеси, поступаюш,их в цилиндр за цикл. В дизелях это сопровождается изменением продолжительности подачи и в большинстве случаев давления впрыска и мелкости распыливания топлива. В двигателях с газотурбинным наддувом изменяется также количество и состоянрге поступающего в дизель воздуха или смеси и газа, идущего в турбину, в результате чего изменяются коэффициент избытка воздуха и условия смесеобразования, Следствием этого является изменение рабочего процесса дизеля, турбины и компрессора (если последний объединен с турбиной в составе турбокомпрессора), что и обусловливает изменение мощности и удельного расхода при работе двигателя по нагрузочной характеристике. [c.298]

Возвращаясь к исходным положениям тепловых расчетов турбоагрегатов, следует наметить начальные и конечные параметры процесса расширения в отдельных турбинах. Тепловые расчеты обычно ведутся по ступеням, начиная с первой (регулировочной). Прежде всего, следует зафиксировать средние диаметры облопаты-вания венцов ступени, по которым ведутся расчеты, и высоты лопаток в выходном сечении каналов этих венцов. Так как лопаточные решетки уже выбраны, то известна их комбинация и имеются характеристики ступени. В соответствии с этим устанавливается давление р в зазоре между сопловым и рабочим венцами. [c.22]

В процессе рабочего проектирования при модернизации турбоустановки К-300-240 ХТГЗ было выполнено на ЭВМ Урал-4 за 10—12 ч 35 вариантных расчетов схемы [Л. 33]. Эти расчеты были выполнены по программе, составленной на основе математической модели тепловой схемы турбоустановки [Л. 28]. Анализ результатов расчетов показал, в частности, что на установке возможно получение дополнительной пиковой мощности при отключении одного-двух подогревателей высокого давления в номинальных условиях при расходе свежего пара 250 кг/с. Кроме того, была получена универсальная поправочная кривая на вакуум и основные режимные характеристики турбины К-300-240 (при изменении начальных и конечных параметров), что в конечном счете позволило улучшить маневренные свойства блоков с учетом режимных требований энергосистемы. [c.37]

Электроэрозионные повреждения. Развитие энергетики неразрывно связано с повышением единичной мощности турбин, ростом их массогабаритных характеристик, окружных скоростей в подшипниках и уплотнениях. Одновременно с повышением экономичности энергооборудования решается задача снижения его металлоемкости, уменьшения расхода дефицитных материалов, повышения маневрен ности. Выполнение этих требований возможно только путем повыше ния удельных нагрузок в элементах агрегатов, уменьшения относи тельных значений зазоров между деталями ротора и корпуса повышения скоростей рабочих сред, интенсификации аэродинамичес ких и тепловых процессов. [c.230]

Основными отличительными характеристиками ступеней-сепараторов второго типа являются специальное профилирование п обработка поверхностей сопловых и рабочих лопаток, малый относительный шаг рабочей решетки, увеличенный осевой зазор, малые теплоперепады и развитая система влагоулавливающих устройств [8.11]. Исследования МЭИ одного из вариантов такой ступени-сепаратора в двухвальной экспериментальной турбине [8.9] позволили установить важный момент — устойчивость эффективности сепарации влаги рабочей решеткой при изменении и с и) Б широком диапазоне (рис.8.20). В опытах было получено, что-эффективность сепарации влаги в зоне входных (камера А) и выходных (камера Б) кромок в зависимости от u/ меняется по-разному. С ростом отношения скоростей и/с (при u/ q 0,3) сепарация влаги над входными кромками рабочих лопаток начинает снижаться, а сепарация влаги за рабочим колесом возрастает. При этом суммарная эффективность влагоудаления остается практически неизменной при и/со = var. В опытах были получены весьма высокие суммарные значения коэффициента сепарации влаги. Очевидно, что с изменением режимных параметров (Re, у , %, рп/рж и др.), а также с изменением процесса образования влаги значения коэффициентов сепарации могут быть ниже. Однако приведенные исследования показывают, что во всех случаях турбинная ступень-сепаратор обладает суш,ественно более высокой сепарируюш,ей способностью, чем обычные турбинные ступени. [c.332]

В процессе промышленного освоения новых металлов систематически определяют механические характеристики при рабочей температуре (предел текучести, предел прочности, относительное удлинение, сужение поперечного сечения и ударную вязкость). Величина предела текучести иногда оговаривается в ТУ. Некоторые детали, как например, разделительные диафрагмы между холодной и горячей нитками промежуточного перегрева, выдерживают при резком сбросе нагрузки турбины большое повышение перепада давления. Однако перегрузка длится очень короткое время, измеряемое секундами или несколькими минутами. Очевидно, что критерием прочности металла в этом случае является предел текучести при рабочей температуре. Иногда при очень резком изменении нагрузки по времени учитывается и абсолютное увеличение предела текучести при любой температуре (в том числе и при рабочей температуре) вследствие динамического приложения нагрузки [12, 95, 147]. Некоторые стали, главным образом стали аустенитного класса (например, сталь ЭИ726), имеют для ряда температур предел длительной прочности, по величине превышающий предел текучести при рабочей температуре. Очевидно, что предел текучести надо принимать во внимание при выборе металла. Некоторые стали при 200—350 С имеют предел прочности более высокий, чем при 20° С, с соответствующим снижением пластичности (например, синеломкость). [c.436]

Достаточно точные результаты могут быть получены при онределении внешней характеристики путем записи скорости вращения ведущего и ведомого валов и крутящего момента, передаваемого турбомуфтой при помощи осциллографа (схема измерений на рис. 43). Во время таких испытаний при иомощи фрикционного или электрического тормоза создают непрерывно увеличивающуюся нагрузку на валу турбомуфты вплоть до остановки турбины. Время от начала торможения до остановки турбины должно составлять 15—20 сек. При таком времени торможения неустановившиеся процессы в рабочей полости не влияют на внешнюю характеристику. Если эта характеристика определена описанным выше способом, то она не отличается от характеристики, снятой с выдерживанием нагрузки на каждом режиме. Номинальное скольжение и в этом случае определяется отдельно при помощи высокоточных приборов. [c.99]

До настоящего времени накоплено мало экспериментального материала по исследованию неподвижных и вращающихся решеток на влажном паре. Отсутствуют надежные данные, характеризующие структуру потока двухфазной среды, механизм образования потерь энергии, а также изменение основных аэродинамических характеристик решеток в достаточно широком диапазоне режимных и геометрических параметров. Особый недостаток ощущается в опытных и теоретическях исследованиях дисперсности и скоростей жидкой фазы в решетках турбинных ступеней. Для расчета экономичности проточных частей турбин, эрозии лопаток и сепарации влаги необходимо знать траектории движения капель, их взаимодействие с неподвижными и вращающимися лопаткамц, долю влаги, остающуюся на поверхностях в виде пленок, характер двил ения этих пленок под воздействием парового потока, центробежных и кориолисовых сил. Естественно, что отсутствие пе речис-лениых данных не позволяет решать задачи выбора оптимальных профилей сопловых и рабочих решеток, работающих на влажном паре. Следовательно, накопление опытных материалов, полученных методами дифференцированного изучения физических особенностей процесса, представляет большой теоретический и практический интерес. [c.50]

Наиболее достоверным способом получения расчетных характеристик турбин является последовательный расчет кинематики потока и всех видов потерь для каждого лопаточного веица, начиная с соплового аппарата первой ступени, с учетом конкретных геометрических параметров решеток сопловых и рабочих лопаток и изменения параметров потока по радиусу. Однако такой расчет для многоступенчатой турбины оказывается весьма громоздким, даже в том случае, когда в процессе расчета ведется определение параметров потока только на одном (среднем) радиусе. [c.232]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...