Радиальные и радиально-осевые ступени

Интенсивность венцовых сил в выполненной ступени очень существенно зависит от соотношения радиальных 5 и осевых 5 зазоров (рис. 19.16, а) с увеличением радиальных и уменьшением осевых зазоров венцовые силы уменьшаются. Это объясняется тем, что при больших радиальных зазорах их изменение вследствие прогиба ротора будет вызывать относительно небольшое изменение При малых осевых зазорах утечка определяется их размерами, а изменение радиального зазора практически не влияет на нее. [c.518]

РАДИАЛЬНЫЕ И РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫЕ СТУПЕНИ [c.62]

Кроме широко распространенных осевых ступеней для паровых и газовых турбин находят применение радиальные и радиально-осевые ступени. Радиальными называются такие ступени, в которых линии тока рабочего тела находятся в плоскости, перпендикулярной оси ротора турбины (рис. 2.21). Если рабочее тело движется в направлении от оси турбины к периферии, то радиальные ступени называют [c.62]

Для расчета преобразования энергии рабочего тела в механическую энергию вращения ротора в радиальных и радиально-осевых ступенях рассмотрим вывод основных соотношений на примере ра- [c.63]

Из этой формулы следует, что для центростремительных радиальных и радиально-осевых ступеней ( 2 < ы 1) при равенстве W2l = V, степень реактивности положительная (р > 0). При этом условии степень реактивности осевых ступеней ( 2 = = ы ) равна нулю. Таким образом, в радиальных и радиально-осевых ступенях часть располагаемого теплоперепада рабочих лопаток обусловлена полем центробежных сил. Эта часть теплоперепада [c.64]

Относительный лопаточный КПД радиальных и радиально-осевых ступеней определяется по формуле [c.64]

Рис. 50. Различные схемы турбин А) радиальная центростремительная турбина Б) радиальная центробежная турбина В) ступень осевой турбины (а — сопловые аппараты, Ь — рабочие колеса), внизу справа показаны соответствующая развертка и направления скоростей).

Газотурбонагнетатели для наддува ДВС. Современные ДВС, особенно мощные, снабжаются газотурбинными наддувочными агрегатами, которые состоят из газовой турбины и компрессора [24]. Газовая турбина работает на выпускных газах ДВС и обычно выполняется осевой, а для малых двигателей иногда радиальной. Компрессоры, как правило, центробежные, у мощных двигателей иногда состоят из комбинации осевых ступеней с центробежной. [c.81]

Конструкция неподвижных элементов в значительной степени определяет эффективность центробежной компрессорной ступени на расчетных режимах и крутизну характеристики к. п. д. Осевые и радиальные [c.297]

Авторы надеются данным трудом внести должную ясность в проблему, что позволит включить радиально-осевые ступени в арсенал практических конструкций, используемых в крупном турбостроении. Ряд вопросов, рассматриваемых в книге, может носить дискуссионный характер, поэтому любые замечания и предложения будут интересны авторам. [c.3]

В практике турбостроения радиально-осевые ступени применяются реже, чем осевые, и поэтому исследованию их уделяется значительно меньше внимания. Основные данные о постройке и исследовании РОС и ДРОС приведены в работах [39, 40, 86, 891. Наиболее четко принципиальные преимущества РОС сформулированы Р. Бирманом в обзорной статье [111]. Их можно кратко сформулировать следующим образом [c.5]

При определенных соотношениях геометрических и режимных параметров радиально-осевая ступень может срабатывать больший перепад энтальпий, чем осевые ступени. [c.6]

Мощные радиально-осевые ступени имеют определенные достоинства при применении их в качестве силовых турбин крупных энергетических установок, в особенности в части низкого давления паровых турбин мощностью 300 МВт и выше. Наибольший интерес при этом представляют двухпоточные конструкции РОС, имеющие специфический типоразмер. Это обусловливает необходимость их специального исследования. Данные по исследованию таких ступеней ограничены и не систематизированы. Восполнить в определенной мере этот пробел — задача данной книги. [c.6]

Рассмотрим общие принципы построения схем турбинных ступеней описываемых типов. В зависимости от направления потока рабочего тела турбинные ступени можно разделить на три вида осевые, радиальные и диагональные. В осевых ступенях рабочее тело движется вдоль оси вращения в радиальных — по радиусу ступени диагональные ступени занимают промежуточное положение. Радиальные ступени могут быть центростремительными — с движением рабочего тела к оси вращения, и центробежными — с движением потока от оси (рис. 1.1, а). Отдельным типом выделяются радиально-осевые ступени (РОС), в которых поворот потока из радиального направления в осевое осуществляется внутри рабочего колеса (рис. 1.1,6). [c.8]

Различают одно- и двухпоточные конструкции РОС (рис. 1.1,6, в). Входное устройство 1, обеспечивающее равномерный подвод рабочего тела в ступень, обычно выполняется в виде улитки с тангенциальным подводом. Направляющий аппарат (НА) 2 может быть выполнен безлопаточным и эффективно использоваться в ряде специфических конструкций РОС. Рабочее колесо (РК) 3 закрепляется на валу 4. В общем случае РК состоит из несущего диска 5 и лопаточной решетки б. Лопатки колес малоразмерных агрегатов выполняются едиными в радиальной и осевой части рабочей решетки. Для упрощения изготовления решетка РК может выполняться сборной. В этом случае радиальная часть рабочей решетки выполняется за одно целое с несущим диском, а осевая решетка набирается из приставных лопаток или изготовляется вместе со втулкой отдельной деталью. Лопатки осевой решетки РК называют концевыми, или бустерными. [c.8]

Особенности рабочего процесса и область рационального использования радиально-осевых ступеней [c.9]

Специфическими свойствами, отличными от осевых ступеней, обладают центростремительные ступени, в которых поток входит и выходит из рабочего колеса на существенно различных диаметрах, т. е. при сильно отличающихся скоростях и и . Рабочий процесс радиальных ступеней с узкими лопатками (где с достаточной точностью можно полагать Ui = U2) вполне аналогичен рабочему про- [c.9]

В радиально-осевой ступени поток рабочего тела изменяет направление еще и в меридиональной плоскости, так что на выходе рабочего колеса имеется осевое течение. Корневые струйки, движущиеся у внутреннего обвода проточной части, покидают рабочее колесо на значительно меньшем, чем периферийные, диаметре, и потери энергии в них могут быть очень малыми. Рациональное распределение расхода газа по высоте проточной части на выходе из ступени позволяет достигнуть очень высоких значений к. п. д. [67]. Подробно этот вопрос рассматривается ниже. Лопатки рабочего колеса радиально-осевой ступени по прочностным соображениям выполняются радиальными, т. е. угол Pi = 90 . Высокая [c.17]

Важно отметить, что коэффициент быстроходности является необходимым, но не достаточным условием подобия, т. е. все геометрически подобные машины имеют одинаковый коэффициент быстроходности, но такую же величину могут иметь и турбины совершенно иного класса. Таким образом, назначенная исходя из заданных параметров величина принципиально не может определить не только геометрических соотношений в турбинной ступени, но даже типа ступени. Это может быть как осевая, так и радиально-осевая конструкция. [c.18]

Сравнение осевых и радиальных ступеней с учетом прочностных свойств их конструкций проведено Р. Бирманом в работе [ПИ. В ней указывается, что радиально-осевые ступени в силу особенностей конструкции являются более прочными, чем осевые ступени, т. е. при одинаковом уровне напряжений в элементах РОС может работать при большей, чем осевая, окружной скорости. Это соответствует возможности срабатывания большего теплоперепада. [c.20]

Как подробно рассматривается ниже, радиально-осевая ступень принципиально не может быть выполнена чисто активной. В радиально вращающемся колесе всегда должен быть перепад давлений, как минимум, для преодоления центробежных сил, действующих против направления движения потока. Перепад давлений дает минимально допустимую степень реактивности. Для обеспечения ускоренного, или даже равномерного, движения рабочего тела в колесе нужен больший перепад давлений и соответственно большая степень реактивности. Если такая степень реактивности не будет обеспечена, то может возникнуть замедленное течение в рабочем колесе, а при очень малой реактивности — и обратные токи. Указанные явления нежелательны, так как они сильно снижают к. п. д. Возможность уменьшения реактивности в радиальных ступенях поэтому ограничена. Отметим еще раз, что главной причиной, побуждающей снижать реактивность, является желание получить большую мощность (точнее — больший срабатываемый теплоперепад) при той же окружной скорости. [c.20]

Таким образом, из рассмотренных трех случаев выбор оптимальных параметров решением задачи в постановке I представляется наиболее рациональным. Он универсален (пригоден для любых степеней радиальности вплоть до i = 1), обеспечивает приемлемые на практике конструктивные и режимные параметры радиально-осевой ступени, позволяя влиять на них в нужном направлении. Для данного сочетания параметров ступень обладает максимально возможным к. п. д. [c.30]

На основании изложенного задачу расчета радиально-осевой ступени можно сформулировать несколько по-другому, полагая заданным не средний, а корневой (по возможности меньший) диаметр лопаток рабочего колеса на выходе. При такой постановке задачи оказывается возможным расчет оптимального коэффициента радиальности и угла выхода потока из рабочего колеса. Действительно, по мере увеличения площади выходного сечения уменьшаются потери с выходной скоростью, но, с другой стороны, растет средний коэффициент радиальности, что снижает к. п. д. Для оптимального значения выходной площади может быть найден и соответствующий угол [c.31]

Влияние коэффициента на характеристики оптимальной закрутки показано на рис. 1. 8. Степень реактивности и оптимальное характеристическое число с уменьшением г ) практически не меняются. Сильное влияние величина оказывает на углы и Ра- При уменьшении гр угол резко падает, что согласуется с выводами работы [68]. С изменением угол Pj меняется так, чтобы обеспечить пропуск большей доли расхода рабочего тела через прикорневые, наиболее эффективные, области рабочего колеса. Необходимо отметить, что коэффициент скорости гр в зависимости от формы проточной части рабочего колеса может существенно изменяться по ее высоте. При переменном ip оптимальная закрутка должна обладать определенными преимуществами, вследствие того что она обеспечивает распределение расхода рабочего тела по высоте проточной части единственным, наиболее рациональным для достижения максимального к. п. д., образом. Поэтому надежная расчетная оптимизация параметра центростремительной радиально-осевой ступени может быть выполнена на базе предложенного метода по мере накопления экспериментальных данных о распределении потерь энергии в рабочем колесе. [c.52]

Соединение элементов сборного МРК сваркой предусматривается по контурам примыкания полотна внешней стороны каждого диска с выступающими в окна этого диска торцами тел внутренних меридиональных обводов межлопаточных каналов и боковыми кромками радиальных лопаток сочленяемого диска. На внешних сторонах МРК предусмотрены приливы для сварки с другими частями ротора, несущими группы осевых ступеней. [c.86]

К наиболее ранним известным предложениям изменения входного устройства и отсека первых осевых ступеней в двухпоточной проточной части паровой турбины с использованием элементов ДРОС можно считать предложение фирмы Крупп (Германия) в котором НА первых осевых ступеней правого и левого потоков заменены единым радиальным НА (рис. 2.22). После радиального НА не предусматривается каких-либо устройств, способствующих повороту потока из радиального направления в осевое и разделения на две стороны. Лопатки радиального НА крепятся в специальных обоймах с пазами Т-образного типа в корпусе цилиндра. Цель реконструкции—снижение потерь энергии в НА и уменьшение осевых габаритов проточной части. [c.95]

В двухпоточной осевой турбине через первую осевую ступень проходит только половина общего расхода рабочего тела, вследствие чего высоты лопаток первых ступеней получаются недостаточно большими, а концевые потери энергии значительными. Это обстоятельство ограничивает диаметр осевых ступеней. В ДРОС весь поток рабочего тела проходит через единый НА, лопатки которого достаточно длинны, несмотря на большой диаметр РК, и концевые потери энергии в НА существенно ниже. Кромки лопаток НА расположены параллельно оси турбины, что обеспечивает (теоретически) отсутствие градиента давления по высоте лопатки, тогда как в осевых ступенях вдоль высоты проточной части градиент давления значителен и инициирует сильные радиальные вторичные течения, увеличивающие потери энергии. [c.98]

Окружные потери для радиально-осевой центростремительной ступени р, (, определяют по тем же выражениям, что и для осевой ступени. Удельная работа на окружности вычисляется со-гласно7(4.19) или из выражения Лц = i iu—Последняя формула получена путем использования теоремы Эйлера при = = U2 = и формула переходит в (4.17). [c.132]

Меандрообразное РКс решеткой зигзаг . Особыми свойствами обладают меандрообразные РК типа зигзаг , упоминавшиеся выше. Центростремительные радиальные и радиально-осевые ступени имеют высокую способность сепарации негазообразной [c.86]

В работе [18] проведено специальное исследование влияния характера изменения площади поперечного сечения РК в области решетки радиальных лопаток. Изменяемый профиль решетки включал радиальный и часть осевого участка колеса, а закрученная неизменная выходная решетка была выполнена приставной. В четырех моделях площадь сечения F изменялась приблизительно по линейному закону, уменьшаясь, оставаясь неизменной или возрастая от входа к выходу. Наивысший к. п. д. ступени получен с РК, имеющими F onst и слабую диффузорность. Наибольшее соответствие расчетных и опытных данных также получено с этими вариантами РК. Сделан вывод, что максимальная экономичность может быть получена при градиенте изменения площади поперечного сечения по радиусу 0—0,04 м м. Оптимальное отношение к рк.1 1 Д ЛЯ данной серии колес определено в интервале 0,07— 0,088. Отметим, что по данным других авторов [40] это отношение составляет значение 0,1. В результате можно заключить, что наличие диффузорных участков в рабочих каналах не оказывает существенного влияния на уровень экономичности, если диффузор-ность не слишком велика. Это дает возможность создания высокоэкономичных лопаточных решеток РК с прямыми лопатками при увеличенной протяженности чисто радиальной части и уменьшенном радиусе внутреннего меридионального обвода. [c.167]

В практике судового турбиностроения нашли применение радиальные центростремительные (первая ступень турбоагрегата атомного ледокола Леонид Брежнев ) и радиально-осевые (вспомогательные ГТД и турбонаддувочного агрегаты дизелей) ступени. Особенностью таких ступеней является то, что часть работы в них совершается кориолисовыми силами. [c.130]

Гидростатическое уплотнение использовано, например, в качестве основного уплотнения в ГЦН фирмы Alstrem для АЭС Loviisa (рис. 3.33). Уплотнение выполнено двухступенчатым, что достигается распределением (поровну) перепада давления на каждую ступень. Для этого предусмотрена специальная система с внешним байпасным потоком воды высокого давления (см. гл. 4). Неподвижное 10 и подвижное И уплотняющие кольца каждой ступени выполнены из нержавеющего материала с напылением на трущиеся поверхности карбида вольфрама. Кольцо 10 имеет с тыльной стороны буртик шириной 2,5 мм, кото1рым оно опирается на корпусную деталь, что позволяет кольцу 10 свободно самоустанавливаться относительно кольца 11. В подвижном кольце И имеются радиальные и осевые каналы 2, по которым запирающая вода после сетчатого фильтра и дросселей попадает в четыре камеры 3 шириной 5 мм, равномерно расположенные в кольце И. При правильном выборе диаметра отверстия в дросселе, ширины и диаметра расположения камер давление воды 2—2,5 МПа создает осевую силу, способную преодолеть усилие пружин 12 и трение уплотняющего резинового кольца 4. При этом образуется гарантированный зазор 5—6 мкм между уплотняющими кольцами. На каждой ступени уплотнения срабатывается 6—7 МПа давления запирающей воды при протечке примерно [c.77]

В транспортных и криогенных установках радиальные и ра-диально-осевые турбины получили широкое распространение и зарекомендовали себя достаточно простыми и экономичными двигателями. Вместе с тем в области мощного паротурбостроения этот тип ступени не только не используется, но и практически не рассматривается даже как возможный вариант. В значительной степени это объясняется недостатком информации о возможностях и достоинствах радиально-осевых ступеней, а также традициями турбостроительных заводов. Сказанное в полной мере можно отнести и к стационарному газотурбостроению. [c.3]

Сложившаяся ситуация определила цель книги и ее содержание. Мы хотели по возможности просто и наглядно ознакомить читателей (к которым мы относим научных и инженерно-технических работников, а также студентов вузов соответствующих специальностей) с особенностями рабочего процесса радиально-осевых ступеней, осветить вопросы рационального их применения, расчета и выбора оптимальных параметров. В книге большое место уделяется обзору и анализу конструкций, выполненным на основе привлечения обширных отечественных и зарубежных материалов, собранных в одно целое по предназначению и тематике. Подробно представлены результаты экспериментальных исследований этого типа ступеней по данным ЛПИ, МЭИ, ЦНИИМФ и других организаций, рассмотрены специфические вопросы прочности их элементов. Обсуждаются аспекты организации аэродинамического эксперимента и автоматизированного сбора информации. [c.3]

Предлагаемая читателям книга является результатом исследований вопросов применения радиально-осевых ступеней в стационарных паровых турбинах, выполненных в проблемной лаборатории турбиностроения Ленинградского политехнического института им. М. И. Калинина под руководством лауреата Государственных премий, заслуженного деятеля науки и техники РСФСР, д-ра техн. наук Ивана Ивановича Кириллова. [c.4]

В мощном турбиностроении традиционной является осевая схема проточной части, и совершенствование турбины идет по пути развития этой схемы. Вместе с тем осевая схема не является единственно возможной. Хорошо известны радиальные турбины типа Юнгстрем, рассчитанные на сравнительно небольшие мощности. На протяжении более 50 лет рассматриваются и комбинированные схемы проточной части, сочетающие в различных вариантах группы осевых и радиальных ступеней. [c.5]

Наиболее правильным направлением в решении этого вопроса является путь, пройденный гидротурбостроением, а именно, накопление опытных данных и на основе их анализ эффективности ступеней различного типа. Было установлено, что для очень малых расходов радиальные турбины предпочтительнее осевых. Дальнейший шаг в этом направлении был сделан Балье [109]. Им вводится величина dg = названная эквивалентным диаметром. [c.19]

На основе имеющихся экспериментальных данных Балье в работе [ 109 ] предлагает строить диаграммы для разных типов турбин в координатах —d . На диаграмму наносятся линии равных к. п. д., отношений Ui/ g, значений угла и других параметров. Для ступеней осевого и радиального типов с полным подводом, осевого с парциальным подводом отдельно строятся разные диаграммы, позволяющие ориентировочно оценить основные параметры ступени, обеспечивающие требуемую экономичность и соответствующую оптимальную конструкцию. Объемный расход Q, использующийся для вычисления -n.g и ds, рассматривается на выходе ступени в сечении II—II (см. рис. 1.1, 6). В первом приближении объемный расход можно определить по изоэнтропным соотношениям. При построении диаграмм учитывается влияние на к. п. д. относительной высоты сопловых лопаток, числа лопаток, радиального зазора, толщины выходных кромок лопаток. [c.19]

Нанесенные на одно поле диаграммы данные разных типов ступеней показывают, при каких сочетаниях и выгоден определенный тип. Указанные диаграммы полностью определяются экспериментальными данными и по мере накопления последних должны уточняться. Особенно неблагоприятное в этом смысле положение для радиально-осевых ступеней, так как они строятся и исследуются в значительно меньших объемах, чем осевые. Поэтому —п -диаграммы для радиальных турбин [109] следует считать первым приближением. Построение подобных диаграмм для радиальноосевых ступеней осложняется еще и трудностями идентификации конструкций рабочих колес вследствие их большей сложности и, как следствие, некоторой неоднозначности и экспериментальных данных, что отмечается ниже. [c.20]

Понижение реактивности приводит к значениям < 90°, т. е. к отступлению от наиболее прочного радиального расположения лопаток рабочего колеса. Допустимая по условию прочности окружная скорость для указанного значения Pi уменьшится, снизится и располагаемый теплоперепад. Анализ изменения к. п. д. при уменьшении степени реактивности радиально-осевой, ступени [113J показывает, что экономичность снижается настолько, что ступень с радиальными лопатками при работе с низкими значениями Ui/ o практически не проигрывает в к. п. д. Таким образом, при использовании РОС наиболее приемлемой является конструкция с радиальными лопатками РК и реактивностью р 0,5. [c.20]

Ф 90° и обращены вогнутой поверхностью против потока. Лопатки РК образуют монолитную радиальную и осевую решетки. Профиль радиальной лопатки изогнут, промтело выполнено заодно с профилем собственно лопатки. Входная кромка разделителя потока установлена значительно выше периферийного диаметра осевой решетки РК. Ступень может быть снабжена лопаточными или безлопаточными НА. [c.67]

Такая конструкция подробно и в различных вариантах описана Густавом Колхером (рис. 2.11, а). Предложена комбинированная проточная часть, содержащая двухвенечную РОС и последующую ступень. Двухвенечная РОС содержит в качестве первой активную радиальную ступень и последующую за ней диагональную. Меридиональные обводы безлопаточного канала перед осевой ступенью отличаются сильной кривизной и увеличением их диаметров по ходу потока. Рабочие венцы РОС набраны обандаженными лопатками. [c.75]

Впервые возможность использования ДРОС в комбинации с группами осевых ступеней отмечена Рудольфом Вагнером (рис. 2.20) Энергию потока, выходящего из ДРОС, предпола галось использовать в последующих группах осевых ступеней В отдельных случаях комбинирования схемы применяются в про точных частях турбин транспортных установок (рис. 2.20). Мощ ные ГТД (до 3—5 МВт) с комбинированной проточной частью содержащей радиально-осевую и осевую ступени выпускает нор вежская фирма А/С Конгсберг . ГТД имеет универсальное назна чение и может быть использовано как для привода генератора так и в качестве силового агрегата транспортного средства. На чальная температура газа перед турбиной 1073 К (КГ-5) и 1310 К (КГ-2). Аналогичные установки также изготавливает Североамериканская турбинная корпорация (США, Хьюстон). [c.91]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...