Расчет турбин

Еще в самом начале XX в. делались попытки усовершенствовать машины глубокого охлаждения и, в частности, заменить поршневые двигатели в детандере более экономичными и высокопроизводительными— турбинами. Это долго не удавалось сделать, так как все расчеты турбин велись применительно к пару. Однако если воздух уже охлажден до низких температур, то он становится настолько плотным, что по своим свойствам стоит ближе к жидкости, чем к пару. Исходя из этого в 1935 г. [c.186]

В принятой схеме лучше начинать расчет турбины со входа, так как он связан с выходом из насоса. [c.127]

Энтальпию заторможенного потока часто используют в расчетах турбин. [c.207]

В практике расчетов турбин принято характеризовать направление скорости Сг не углом а 2, а углом, отсчитываемым в противоположном направлении = 180—ol o, откуда [c.115]

При расчете турбины генератора следует проверить значение напряжений в шейке при возможном коротком замыкании в обмотках электрогенератора. В этом случае [c.292]

Размеры решеток определяются при тепловом расчете турбины. В результате разбивки теплоперепада по ступеням и выбора степени реакции устанавливают пара- РИС. 98. Геометрические характеристи-метры рабочего тела перед ки решеток [c.221]

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]

Следующим этапом явилась разработка метода расчета турбинного диска по предельному равновесию [29]. Этот метод позволяет довольно просто определить предельную скорость вращения диска как скорость, при которой его деформация (в условиях идеальной пластичности) станет неограниченно возрастать. Основная идея, в основе которой лежит представление о возможном механизме разрушения, иногда используется такл<е для оценки условий разрушения в прямом смысле. В этом случае в соответствующие формулы вместо предела текучести подставляют значение предела прочности, а сам метод называют методом средних напряжений [79, 131, 135, 216]. [c.137]

Метод предельного равновесия получил широкое распространение в практике расчетов турбинных дисков. Принятая в настоящее время методика расчета [6, 63] основывается на предположении о том, что разрушение диска происходит по диаметральному сечению. При этом, если исходить из представления об идеальном упруго-пластическом теле, к моменту разрушения пластическая зона должна распространиться на весь диск. Используя условие пластичности Треска—Сен-Венана (2.7) и предполагая, что окружные напряжения являются наибольшими, найдем, что в предельном состоянии по всему диаметральному сечению [c.138]

Применительно к расчету турбинных дисков особого внимания заслуживает ползучесть. Как отмечалось, влияние ползучести может быть сведено к сужению области приспособляемости. Замена в расчетных формулах предыдущего параграфа предела текучести некоторым условным пределом ползучести (соответствующим заданным температурам и длительностям нахождения диска под нагрузкой) позволили бы приближенно оценить это влияние. [c.158]

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ТУРБИННЫХ ДИСКОВ РАБОТАЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ НА УСЛОВИЯ МНОГОКРАТНЫХ ПУСКОВ [c.160]

Расчеты турбинных дисков на приспособляемость должны опираться на данные исследований переходных режимов турбины, возможных по условиям эксплуатации, и температурных полей на этих режимах. Ниже приводятся результаты расчета 16 реальных турбинных дисков по изложенной методике, причем для четырех из них рассматривалось по два расчетных режима (табл. 2). Для первых 14 дисков характерно некоторое [c.160]

Основные величины теплового расчета турбины с = 20, 4 = 1000° С (охлаждение отсутствует) [c.155]

Данные по пп. 1 и 2 принимаются по тепловому расчету турбины или машины. [c.68]

Р а д ц и г А. А., Расчет турбинного диска с учетом ползучести, Прочность элементов па ровых турбин", сб. ст.. Машгиз, 1951. [c.307]

Расчет турбинной ступени начинается с определения конструктивных и режимных параметров вдоль средней линии тока. Течение рабочего тела при этом считается одномерным, и расчет производится для характерных контрольных сечений проточной части — сечения между направляющим аппаратом и рабочим колесом и за рабочим колесом ступени. Несмотря на значительную схематизацию, одномерный расчет позволяет с достаточной точностью определить основные размеры ступени и параметры рабочего тела. Кроме того, расчет по одномерной схеме чрезвычайно прост и [c.21]

Алгоритм расчета турбинного отсека с конца , ориентированный на использование ЭВМ [c.201]

Особенности расчета термодинамических свойств пара на ЭВМ. При тепловых расчетах турбин приходится решать задачи четырех типов 1) даны i, s, требуется определить р, Т, и 2) даны i, р, требуется определить V, Т, s 3) даны р, [c.211]

Разумеется, мы ни в какой степени не являемся принципиальными противниками этого метода, наглядность и простота которого делают его вполне приемлемым всюду, где не требуется особой точности расчетов. Однако несравненно лучшим методом уточнения тепловых расчетов турбин и компрессоров является метод дифференцированного изучения имеющихся в потоке потерь энергии, которые происходят или в результате внутренних явлений в самом потоке, вызываемых внешними воздействиями на него, или из-за изменяемости параметров потока, вызванных непосредственными внешними воздействиями (например, несоответствием конструкции проточной части закономерностям движения расширяющегося потока). [c.25]

Следует указать на особое значение теории идеального пара для теории турбин. Она не только учитывает наличие коэффициента сжимаемости в уравнении состояния рабочего агента, но позволяет уточнить в должной степени расчеты процесса расширения благодаря разбивке последнего на стадии, в каждой из которых можно взять свое уточненное постоянное значение показателя изоэнтропы k. Кроме того, теория идеального пара позволяет при помощи простых уравнений учесть те физические особенности рабочего агента, которыми приходится пренебрегать, принимая допущения идеального газа. Это весьма существенно для машинизации тепловых расчетов турбин. [c.64]

Если при турбулентном течении скорость потока с,- принимать за среднюю, на которую накладывается колебание скорости с., то мы должны знать о колебаниях с, и д и об их зависимости от условий в иоле потока, чтобы действительно иметь возможность образовать статически средние значения скоростей в такой форме, в какой они встречаются в формуле (307). Эти сведения дает теория турбулентности, применение которой в теории и тепловых расчетах турбин в настоящее время назрело. Не касаясь пока положений указанной теории, все же можно из написанных выше основных уравнений потока сделать существенные выводы, о чем будет сказано далее. [c.171]

Но здесь возникает еще один вопрос, который почти всегда упускают. При выводе уравнения энергии не была введена кинетическая энергия турбулентной пульсационной скорости с.. Требуется ли такое уточнение тепловых расчетов турбин Совершенство современных турбомашин доведено до такого состояния, что потери течения стали очень малыми. Вместе с тем измерительная техника, как и методы натурных исследований, столь усовершенствована, что влияющие на указанные потери факторы могут быть получены путем замеров, и потери точно рассчитаны. Следовательно, необходимо уточнять и теорию турбин, по формулам которой выполняются тепловые расчеты. [c.171]

В заключение подчеркнем, что описанные выше методы расчета плоских двухфазных течений могут быть использованы для расчета турбинных решеток (дозвуковых и сверхзвуковых), а также одиночных каналов, сопл и диффузоров (см. гл. 6 и 7). [c.136]

Этой формулой удобно пользоваться при ориентировочных расчетах для любой лопатки переменного профиля, в частности при тепловом расчете турбины, когда приходится задаваться окружной скоростью на лопатках и выбирать величину 1. [c.51]

Практические расчеты турбинных конденсаторов выполняются по эмпирическим формулам, получаемым с учетом режимных факторов, общей компоновки аппарата и условий эксплуатации (загрязнение поверхности охлаждения). Конденсаторы, работающие не под вакуумом, а при избыточном давлении, когда присос воздуха исключается и скорость омывания трубок изменяется относительно мало, поддаются теоретическому расчету лучше, чем турбинные. [c.162]

Процессы, происходящие в парогазовых смесях, можно рассчитывать с помощью известных аналитических [Л. 3-1 ] и графоаналитических методов [Л. 3-3], разработанных для влажных газов. Однако в большинстве случаев, которые могут встретиться в практике комбинированных установок, нет необходимости прибегать к специальной методике, так как можно считать, что смесь находится в идеально-газовом состоянии. Здесь расчеты турбин и теплообменных аппаратов ничем не отличаются от расчетов соответствующих элементов обычных ГТУ. [c.75]

Упомянутые методы, очевидно, не применимы к расчету парового тракта комбинированных турбин, где теплообмен обусловливает не уменьшение, а возрастание располагаемой работы. Однако и применительно к расчету газового тракта эти методы нуждаются в коррективах, так как, если они даже позволяют оценить влияние охлаждения на суммарный энергетический эффект установки, то все же могут привести к искажениям при ступенчатом расчете турбины. [c.122]

При проектировании паровых турбин построение уточненных диаграмм режимов производится на основе тепловых расчетов турбин при различных режимах нагрузок. [c.117]

Одномерная теория. В развитии паровых турбин струйная теория сыграла большую роль. На ее базе до последнего времени проектировались и строились крупнейшие агрегаты. Простые представления струйной теории способствовали пониманию главных свойств паровых турбин. Введение в расчеты поправочных коэффициентов сближало теорию с опытом. Поэтому и в дальнейшем целесообразно, наравне с исследованием двухмерной и пространственной структуры потока, совершенствовать и использовать в расчетах турбин одномерную теорию. Эти соображения в полной мере относятся и к методам расчета турбинных ступеней, работающих на влажном паре. [c.38]

Расчетам турбинных ступеней при частичных расходах пара и определению осевых сил было посвящено много исследований, которые способствовали повышению надежности упорных подшипников, но и здесь недоставало экспериментальных данных. [c.14]

Общепризнанной, вполне надежной методики расчета турбинных лопаток на эрозию до сих пор не существует. В работах, публикуемых в последние годы, этот вопрос вообще не рассматривается. Однако в предвоенные годы советский исследователь Л. И. Дехтярев предпринимал попытку создать такую методику расчета i [Л. 1 и 2]. Результаты, полу-представляют определенный интерес [c.22]

Как видно из изложенного, в основу методики расчета турбин на эрозию Л. И. Дехтярев положил упрощенные представления о капельном ударе. Он не вдается в тонкости механизма эрозиоиного разрушения гари капельном ударе, которые будут рассмотрены в гл. 3. Однако полученная им степенная зависимость разрушающего [c.23]

Термодинамический расчет турбинной ступени при наличии теплоообена [c.122]

Последовательность расчета схеиы. Определение параметров пара. Параметры пара определяются в результате построения рабочего процесса турбины в г 5-диа-грамме. Если не имеется расчета турбины, определяющего этот процесс, можно построить его приближенно, выбирая ориентировочные значения [c.202]

В большинстве задач требуется лишь приближенная оценка силового взаимодействия между однородным потоком и крупными каплями. В таких.задачах можно пренебрегать последним членом, выражающим в уравнении (VI.2) поверхностное трение. Это, однако, не означает изоэнтропийности процесса, так как в рассматриваемой задаче остается внутреннее трение между фазами. Поверхностное трение можно условно заменить внутренним трением, введя коэффициент потерь, как это часто делается в приближенных расчетах турбин. [c.177]

Различие процессов расширения и соответственно условий течения рассмотренных выше двух потоков пара определяет неодинаковые значения к. п. д. участков P , расположенных за полностью и частично открытыми клапанами. В результате смещения потоков, энтальпии которых в конце процесса расширения равны is и, в камере за P устанавливается энтальпия i , определяемая соотношением Gi = (G — Gi)iB+Gii jj. Найденнаяэн-тальпия определяет на изобаре р-рс точку, от которой начинается процесс расширения пара в последующих ступенях турбины. По энтальпии i может быть найден обобщенный к. п. д. регулировочной ступени, который широко используется в практике расчетов турбин при переменных режимах. Определив с учетом процессов в регулировочной ступени внутренний к. п. д. турбины, найдем к. п. д. брутто ПТУ с реальным сопловым парораспределением, который для рассматриваемых режимов с дросселированием в клапанах части потока пара оказывается ниже, чем при идеальном сопловом парораспределении (см. рис. VIII.2). Как уже отмечалось, при малых расходах пара, начиная от режима, соответствующего точке А, параллельно прикрываются клапаны, через которые подводится пар ко всем оставшимся в работе группам сопел. При этом реальное сопловое парораспределение превращается по существу в дроссельное, что связано с заметным снижением термического к. п. д. цикла (см. рис. VIII.3) и общего к. п. д. установки г] (см. [c.137]

Внутренний к. п. д. турбины. При скользящем давлении могут работать турбины как с дроссельным, так и с сопловым парораспределением. На номинальном режиме более высокий внутренний к. п. д. Т1в имеет турбина с дроссельным парораспределением. На сравнительную экономичность турбин с ПП при частичных нагрузках влияет только внутренний к. п. д. ЦВД. По мере снижения нагрузки при СД примерно пропорционально расходу пара уменьшаются давления перед турбиной и в ПП, так что отношение давлений П = pn/pi не изменяется. Практически неизменным в широком диапазоне режимов при СД остается и внутренний к. п. д. ЦВД (см. рис. VIII.4) как при дроссельном, так и при сопловом парораспределении. Для сравнения на том же рисунке нанесены графики внутреннего к. п. д. цилиндров высокого давления турбин с дроссельным и сопловым парораспределением при ПД. Первая из них почти совпадает с аналогичной характеристикой при СД. При детальных расчетах турбин следует учитывать некоторое отличие при равных расходах давления пара перед соплами первой ступени и гидравлических сопротивлений холодной линии ПП вследствие разной плотности пара при ПД и СД. [c.143]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...