Гидравлический КПД. Окружной КПД турбины

На рис. И.37 показано рабочее колесо гидравлической активной турбины. Лопатки рабочего колеса размещены по всей длине окружности и состоят из полушарий (ковшей), разделенных внутри острым ребром-ножом. В каждой лопатке сделан вырез для облегчения перехода струи с одной лопатки на другую при вращении рабочего колеса. [c.92]

Бесконечную совокупность одинаковых крыловых профилей, одинаково ориентированных и расположенных с постоянным шагом вдоль некоторой прямой, называют плоской гидродинамической решеткой. Такая решетка получается, если лопастную систему рабочего колеса осевой турбомашины (гидравлической, паровой или газовой турбины, насоса, вентилятора, компрессора) рассечь круговой цилиндрической поверхностью и развернуть па плоскость. Для турбомашин другого типа (радиальных) профили располагаются вдоль окружности и образуют круговую решетку. Исследование взаимодействия гидродинамических решеток с потоком жидкости или газа составляет одну из центральных задач теории турбомашин. В частности, для прочностных расчетов лопастной системы необходимо знать гидродинамические силы и моменты, действующие на лопасти рабочих колес турбомашин. [c.268]

Гидравлическая турбина. Основным рабочим органом гидравлической турбины является рабочее колесо, в принципе подобное. рабочему колесу центробежного насоса. В турбине, однако, жидкость, предварительно пройдя через направляющий аппарат, вступает в рабочее колесо на внешней окружности, а не на внутренней, как у насоса. Протекая далее по каналам колеса в направлении От периферии к центру, жидкость оказывает давление на его лопатки и приводит во вращение рабочий вал турбины. [c.99]

Стремление повысить эффективность выпускаемых паровых турбин побуждало конструкторов улучшать аэродинамику пространственного потока в ступени. Первый шаг в этом направлении был сделан, когда начали применять так называемую гидравлическую закрутку, учитывающую только изменение окружной скорости по высоте проточной части при неизменной степени реактивности. Дальнейшие успехи аэродинамики и в особенности бурное развитие в 30—40-е годы газотурбостроения привели к пересмотру методов расчета паровых турбин, и относительно длинные лопатки стали выполнять закрученными. [c.189]

Гидравлический КПД. Окружной КПД турбины [c.122]

Для турбины гидравлический (адиабатный) КПД определяется отношением окружной работы Lqu, определенной по параметрам торможения, т. е. суммы работы L , совершенной газом при протекании по проточной части турбины, и кинетической энергии на выходе [c.122]

Окружной КПД турбины оценивает необратимую затрату энергии на гидравлические потери в проточной части и на скоростные потери (потери энергии с выходной скоростью). [c.122]

Гидравлические потерн, обусловленные окрул<ной составляющей сил трения на стенке канала ки, вычисляем по формуле (153). Для определения коэффициента Ки рассмотрим режим при котором продольный вихрь отсутствует и жидкость в канале движется в окружном направлении со скоростью и — = ( )Я. Для этого режима потери ки вычисляют 1Ю формуле (71). При Q = Fu располагаемый напор вихревого рабочего процесса равен нулю и потери ки равны напору турбины Ъи ки-2 и = = 0,37 (см. рис. 109). Подставив это значение Ни в уравнение (71), получим / = 0,00383 и Ки Щ = 0,0115. [c.183]

Основным 1 ином осевых турбин в ГТУ всех типов являются турбины со ступенями давления. Располагаемый тепло-перепад делится между ступенями, и при некоторой окружной скорости vv , обусловленной прочностью. лопаток и дисков, достигается оптимальное отношение wjwu в каждой ступени. Гидравлические потери в ( — 1)-й ступени многосту пенчатой турбины вызывают повышение температуры газа при входе в -ю ступень (Г > Г ), в результате Hf > Hf (рис. 4.10) и АН = Н - Hf = Н у X Tf/Tf — I). Поэтому сумма располагаемых теплоперепадов по всем ступеням больше Н и определяется соотношением [c.188]

Наружные размеры и форма корпуса и отношение /Свт, как уже указывалось в II. 1, оказывают большее влияние на гидродинамические качества рабочего колеса. Наиболее распространены следующие формы корпусов цилиндрическая (см. рис. V. 1,6), в которой верхняя часть (до осей поворота лопастей) выполняется по цилиндру и ь иже переходит в конус с образующей, очерченной по дуге окружности сферическая — со сферическим поясом, расположенным в зоне лопастей (см. рис. V.6), и доходящей до сферы цилиндрической частью. В зарубежных турбинах применяют иногда корпуса, в которых верхняя часть выполняется в виде расширяющегося кверху тела вращения с образующей, совпадающей с контуром проточной части. На поверхности такого корпуса возникает гидравлическая сила, направленная противоположно осевой силе, возникающей на рабочем )солесе существенных преимуществ они не имеют. [c.141]

Применение турбинных ступеней с увеличенными газодинамическими нагрузками при более высоких, чем применяемые в настоящее время, окружных скоростях позволит уменьшить число ступеней турбины и несколько облегчить обеспечение работоспособности ло11аток и дисков из-за большого теплоперепада, срабатываемого в ступени. Для снижения гидравлических потерь предполагается применение оптимизированных транс- или сверхзвуковых охлаждаемых профилей, а также совершенных уплотнений в системе воздухоподвода к охлаждаемым элементам турбины. В турбине особенно необходимо активное регулирование радиальных зазоров между лопатками и корпусом для минимизации зазоров, а следовательно, потерь на определяющих режимах работы двигателя. [c.218]

И, Для того чтобы не возникало гидравлического удара при входе воды на лопатки рабочего колеса турбины, необходимо, чтобы вода подходила из направляющей улнтки к движущимся лопаткам по касательной (рис. 43). Известно, что скорость воды относительно корпуса турбины 15 м/с. Радиус окружности R, на которой находятся концы лопаток, 2 м. Скорость концов лопаток при вращении ротора турбины 385,8 м/мнн. Угол а между касательной к концу лопаток и радиусом 4Г50. Определит , под каким углом к радиусу нужно вводить воду в турбину. Какова будет скорость воды относительно лопаток [c.310]

Сегментные упорные подшипники хорошо зарекомендовали себя в паровых и гидравлических турбинах, в плоскошлифовальных станках, центробежных насосах и т. д. при низких и высоких окружных скоростях. Благодаря низкому трению и способности гасить удары сегментные подшипники скольжения более пригодны для работы с ударной нагрузкой, чем подшипники качения. Их преимуществом являются также высокие допускаемые давления (до 80 кГ/см при непрерывной работе и до 200 кГ1см при периодической). [c.201]

При универсальной электроизмерительной части расходомера основные метрологические и эксплуатационные свойства прибора определяются особенностями первичных преобразователей. Конструктивно скоростные тахометрические преобразователи выполняются либо с роторами в виде осевых или тангенциальных миниатюрных крыльчатых турбинок, либо со свободно вращающимися шариками (рис. 148). Прямолопастные осевые турбинки и шарики приводятся в движение с помощью предварительной закрутки потока в тангенциальных камерах или на неподвижных винтовых шнеках. Встречаются конструкции (обычно малых калибров), в которых создается предварительная закрутка потока [29]. В тангенциальных турбинных преобразователях ротор вращается вокруг оси, перекрещивающейся с осью потока лопасти турбинки выполняются в виде пластин или чашечек. Поток жидкости поступает на лопасти ротора через направляющий аппарат — одноструйный или многоструйный первый предпочтительнее при малых диаметрах трубопровода, второй — при средних и больших. В шариковых тахометрических преобразователях увлекаемый закрученным потоком жидкости шарик движется со скоростью, пропорциональной окружной скорости потока и, следовательно, его объемному расходу. Центробежные силы удерживают шарик на периферии камеры преобразователя и препятствуют уносу его потоком. Шариковые преобразователи уступают крыльчатым в точности [погрешность порядка (1,5—2,0)% ], имеют повышенные гидравлические потери и узкий диапазон линейности статической характеристики, но зато работоспособны при значительных загрязнениях потока. [c.352]

Диафрагмы турбин повреждаются меньше, чем рабочие лопатки. Разрушение диафрагм возможно лишь при сильном гидравлическом ударе или массовом отрыве рабочих лопаток. Типичным признаком неполадок в работе диафрагм является пропаривание в их горизонтальном разъеме. В увеличенный зазор между верхней и нижней половинами диафрагм начинает поступать значительное количество пара. Для диафрагм эти протечки неопасны, однако в рабочих лопатках данной ступени возникают дополнительные напряжения, связанные с увеличением неравномерности потока пара по окружности. Увеличива- [c.185]

Рассмотрим потери в ступени турбины, кроме гидравлических потерь в оопловом. аппарате и, на рабочих лопатках. При вращении рз1бочвго колеса возникают потери иа трение о газ. Если газ подводится на части окружности рабочего колеса, т. с. имеется парциальный подвод, то возникают вентиляциокные потери лопатки, на которые газ не поступает, работают как лопатки вентилятора. [c.189]

Пример S5. Колесо гидравлической турбины вращается вокруг вертикальной оси с постоянное угловой скоростью W (рис. 126, о). Абсолютная скорость частиц волы во входном сечении равна i i и состаапяет с касательной к вяешней окружности обода колеса угол. В выходном сечении скорость частиц воды равна V2 составляет с касательной к внутренней окружности обода угол Ог - Радиусы внешней и внутренней окружности обода соответственно равиы ri яг2. Определить вращающий момент, сообщаемый колесу протекающей между лопатками водой. [c.392]

Испытание подтвердило, что нри подаче Q = Fu напор А/г, с( здаваемый в результате вихревого рабочего процесса, близок к нулю. Небольшая отрицательная величина напора А/1 получившаяся при этой подаче, объясняется гидравлическими потерями на преодоление окружной составляющей сил трения па стенке канала. При подачах Q>Fu насос работает в турбинном режиме. Жидкость иоступает в рабочее колесо на его перифе-рш1 с окружной скоростью, большей окружной скорости рабочего колеса. При прохождении жидкости по колесу ее окружная скорость уменьшается. При этом на лопатках возникают силы, направленные в сторону вращения колеса. [c.52]

Иапор турбины Н больше располагаемого напора вихревого рабочего процесса //в на гидравлические потери, обусловленные окружной составляющей сил трения на стенке канала, и на гидравлические потери в подводящих и отводящих устройствах. Гидравлические потери иа преодоление окружных составляю-ндих сил трения на стенке канала [см. уравнение (63)] [c.179]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...