РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ЛОПАТКИ ТУРБИНЫ ЗАДАННОЙ ТОЛЩИНЫ. Чертеж лопасти турбины2.5.3 Конструкция турбины низкого давленияТурбина низкого давления предназначена для привода вентилятора и агрегатов. Турбина состоит из ротора и статора. Ротор турбины низкого давления (рисунок 2.28) состоит из лопаток (1), закрепленных на диске (2), напорного диска (3), цапфы (4) и вала (5). Рабочая лопатка (рисунок 2.29) – литая, охлаждаемая с радиальным течением охлаждающего воздуха. Периферийная бандажная полка (1) с гребешком лабиринтного уплотнения обеспечивает уменьшение радиального зазора, что ведет к повышению КПД турбины и снижению уровня вибрационных напряжений в рабочих лопатках. Лопатка имеет замок (2) «елочного» типа. Для осевой фиксации лопатки от перемещения против потока на ней выполнен зуб (3) , упирающийся в обод диска. Кроме того, в замковой части лопатки в районе полки (4), выполнен паз (5), в который входит разрезное кольцо 6 с вставкой, удерживаемое от осевого перемещения буртиком диска (7) (рисунок 2.30). При монтаже кольцо, за счет наличия выреза, обжимается и вводится в пазы лопаток, а бурт диска входит в паз кольца. Закрепление разрезного кольца в рабочем состоянии выполнено фиксаторами, отгибаемыми на кольцо и проходящими через отверстия в кольце и прорези в буртике диска. Диск (рисунок 2.31) турбины – штампованный, с последующей механической обработкой. В периферийной зоне для размещения лопаток выполнены пазы «елочного» типа и наклонные отверстия (1) подвода охлаждающего воздуха. На полотне диска выполнены кольцевые буртики, на которых размещены втулки (2) лабиринтного уплотнения и напорный диск – лабиринт (3). Фиксация этих деталей осуществлена штифтами (4). Для предотвращения выпадения штифтов отверстия развальцовываются.
Рисунок 2.28 – Ротор ТНД
Рисунок 2.29 – Рабочая лопатка ТНД
Рисунок 2.30 – Осевая фиксация рабочих лопаток ТНД
Рисунок 2.31 – Диск ТНД Для балансировки ротора на напорном диске (рисунок 2.32) закреплены пластинчатыми фиксаторами (5) балансировочные грузы (6). На ступице диска выполнены кольцевые буртики. На левом буртике размещены втулки (7) сотовых уплотнений. Правый бурт (8) совместно с радиальными штифтами обеспечивает центрирование диска и передачу с него нагрузок на цапфу.
Рисунок 2.32 - Напорный диск с балансировочным грузом Цапфа (рисунок 2.33) предназначена для опирания ротора низкого давления на роликовый подшипник и передачи крутящего момента от диска на вал. Для соединения диска с цапфой на ней в периферийной части выполнен вильчатый фланец (1), по которому осуществляется центрирование. Кроме того, центрирование и передача нагрузок идут по радиальным штифтам (2), удерживаемым от выпадения втулкой (3) лабиринтного уплотнения. Втулка относительно цапфы зафиксирована штифтами (4), края отверстий под штифты развальцованы. На периферийной цилиндрической части цапфы справа размещено торцевое контактное уплотнение (5) (рисунок 2.34), а слева – втулка (6) межтурбинного радиально-торцевого контактного уплотнения. Втулка отцентрирована по цилиндрической части цапфы в осевом направлении, зафиксирована гребешком, завальцованным на цапфу, в окружном направлении втулка зафиксирована осевыми штифтами.
Рисунок 2.33–Цапфа ТНД
Рисунок 2.34 – Контактное уплотнение 1 – стальная втулка; 2 – графитовые кольца; 3 – корончатая гайка; 4 – пружина; 5 - цапфа На периферии цапфы, слева по буртику, отцентрирован и радиальными штифтами зафиксирован цилиндр (7), ограничивающий канал подвода воздуха, охлаждающего опору турбины. В левой части цапфы на цилиндрической поверхности, размещены втулки (8) подвода масла к подшипнику, внутреннее кольцо (9) подшипника и детали уплотнений (10). Пакет этих деталей стянут корончатой гайкой (11), законтренной пластинчатым замком (12). На внутренней поверхности цапфы выполнены шлицы (13), обеспечивающие передачу крутящего момента от цапфы на вал. В теле цапфы выполнены отверстия (14) подвода масла к подшипникам. В правой части цапфы, на внешней проточке, гайкой (15) закреплено внутреннее кольцо (16) роликового подшипника. Корончатая гайка законтрена пластинчатым замком (17). Вал (рисунок 2.35) турбины низкого давления состоит из 3-х частей, соединенных друг с другом радиальными штифтами (1). Правая часть вала своими шлицами (2) входит в ответные шлицы цапфы, получая от нее крутящий момент. Осевые силы с цапфы на вал передаются гайкой(3), навернутой на резьбовой хвостовик вала. Гайка законтрена от отворачивания шлицевой втулкой (4). Торцевые шлицы втулки входят в торцевые прорези вала, а шлицы на цилиндрической части втулки входят в продольные прорези гайки. В осевом направлении шлицевая втулка зафиксирована регулировочным (5) и разрезным (6) кольцами. На наружной поверхности правой части вала радиальными штифтами (7) закреплена втулка (8) лабиринтного уплотнения.
Рисунок 2.35 – Вал ТНД Статор (рисунок 2.36) состоит из наружного корпуса (1), блоков лопаток соплового аппарата (2), внутреннего корпуса (3).
Рисунок 2.36 – Статор ТНД Наружный корпус (рисунок 2.37)– сварная конструкция, состоящая из конической оболочки (1) и фланцев (2), по которым корпус стыкуется с корпусом турбины высокого давления и корпусом опоры. Снаружи к корпусу приварен экран (3), образующий канал подвода охлаждающего воздуха. Внутри выполнены буртики (4), по которым центрируется сопловой аппарат. В районе правого фланца выполнен буртик, по которому отцентрировано и радиальными штифтами зафиксировано кольцо (5), несущее сотовые вставки (6).
Рисунок 2.37 – Наружный корпус статора ТНД Лопатки соплового аппарата с целью повышения жесткости спаяны в одиннадцать трехлопаточных блоков. Каждая лопатка – литая, пустотелая, охлаждаемая. Перо, наружная и внутренняя полки образуют проточную часть. Наружные полки лопатки имеют буртики, которыми они центрируются по проточкам наружного корпуса. Осевая фиксация блоков сопловых лопаток осуществляется разрезным кольцом. Окружная фиксация лопаток осуществляется выступами корпуса, входящими в прорези, выполненные в наружных полках. Для предотвращения перетечек газа стыки между блоками лопаток уплотнены металлическими пластинами, установленными на торцах полок первой и третьей лопаток каждого блока. Внутренние полки (1) лопаток оканчиваются сферическими цапфами (2), по которым центрируется внутренний корпус (рисунок 2.38), представляющий сварную конструкцию. В ребрах внутреннего корпуса выполнены проточки (3), в которые с радиальным зазором входят гребешки внутренних полок сопловых лопаток. Этот радиальный зазор обеспечивает свободу теплового расширения лопаток. Слева на внутреннем корпусе, на заклепках, закреплено кольцо (4) сотового лабиринтного уплотнения.
Рисунок 2.38 – Внутренний корпус статора ТНД studfiles.net Ротор турбины высокого давленияОбщая характеристика турбины
Турбина (рисунок 4.1) – осевая, двухступенчатая, состоит из одноступен- чатой ТВД и одноступенчатой ТНД. Обе турбины имеют охлаждаемые возду- хом сопловые и рабочие лопатки. На пониженных дроссельных режимах рабо- ты с целью повышения экономичности двигателя выполнено частичное отклю- чение охлаждения турбины.
Рис. 4.1 Турбина АЛ-31Ф (лист 1 из 2)
Рис. 4.1 Турбина АЛ-31Ф (лист 2 из 2)
Основные параметры и материалы деталей турбины приведены, соответст- венно, в таблицах 4.1 и 4.2.
Основные данные турбины Таблица 4.1
Материалы деталей турбины Таблица 4.2
Конструкция турбины высокого давления
Турбина высокого давления предназначена для привода компрессора вы- сокого давления и агрегатов, установленных на коробках приводов двигатель- ных и самолетных агрегатов. Турбина состоит из ротора и статора.
Ротор турбины высокого давления
Ротор турбины (рисунок 4.2) состоит из рабочих лопаток 1, диска 2, цапфы 3 и вала 4.
Рис. 4.2 Ротор турбины (лист 1 из 2)
Рис. 4.2 Ротор турбины (лист 2 из 2)
Рабочая лопатка (рисунок 4.3) – литая, полая с циклонно-вихревой схемой охлаждения. Во внутренней полости, с целью организации течения охлаждаю- щего воздуха, предусмотрены ребра, перегородки и турбулизаторы.
Рис. 4.3 Рабочая лопатка ТВД
Профильная часть лопатки 1 отделена от замка 2 полкой 3 и удлиненной ножкой 4. Полки лопаток, стыкуясь, образуют коническую оболочку, защи- щающую замковую часть лопатки от перегрева. Удлиненная ножка, обладая относительно низкой изгибной жесткостью, обеспечивает снижение уровня вибрационных напряжений в профильной части лопатки. Трехзубый замок 5 «елочного» типа обеспечивает передачу радиальных нагрузок с лопаток на диск. Зуб 6, выполненный в левой части замка, фиксирует лопатку от переме- щения ее по потоку, а паз 7 совместно с элементами фиксации обеспечивает удержание лопатки от перемещения против потока (рисунок 4.4). Осевая фиксация рабочей лопатки осуществляется зубом и пластинчатым замком. Пластинчатый замок (один на две лопатки) 8 вставляется в пазы лопа- ток в трех местах диска 9, где сделаны вырезы, и разгоняется по всей окружно- сти лопаточного венца. Пластинчатые замки, устанавливаемые в месте распо- ложения вырезов в диске, имеют особую форму. Эти замки монтируются в де- формированном состоянии, а после выпрямления входят в пазы лопаток. При выпрямлении пластинчатого замка лопатки поддерживают с противоположных торцов.
Рис. 4.4 Осевая фиксация рабочих лопаток ТВД (лист 1 из 2)
Рис. 4.4 Осевая фиксация рабочих лопаток ТВД (лист 2 из 2)
Для снижения уровня вибрационных напряжений в рабочих лопатках меж- ду ними под полками размещают демпферы, имеющие коробчатую конструк- цию (рисунок 4.5). При вращении ротора под действием центробежных сил демпферы прижимаются к внутренним поверхностям полок вибрирующих ло- паток. За счет трения в местах контакта двух соседних полок об один демпфер энергия колебаний лопаток будет рассеиваться, что и обеспечит снижение уровня вибрационных напряжений в лопатках.
Рис. 4.5 Демпфер
Диск (рисунок 4.6) турбины штампованный, с последующей механической обработкой. В периферийной части диска выполнены пазы «елочного» типа для крепления 90 рабочих лопаток, канавки 1 для размещения пластинчатых замков осевой фиксации лопаток и наклонные отверстия 2 подвода воздуха, охлаж- дающего рабочие лопатки. Воздух отбирается из ресивера, образованного дву- мя буртиками, левой боковой поверхностью диска и аппаратом закрутки. На правой плоскости полотна диска выполнены буртик 3 лабиринтного уплотне- ния и буртик 4, используемый при демонтаже диска. В ступичной плоской час- ти диска выполнены цилиндрические отверстия 5 под призонные болты, соеди- няющие вал, диск и цапфу ротора турбины.
Рис. 4.6 Диск ТВД (лист 1 из 2)
Рис. 4.6 Диск ТВД (лист 2 из 2)
Балансировка ротора осуществляется грузиками (рисунок 4.7), закрепляе- мыми в проточке буртика диска и зафиксированными замком. Хвостовик замка загибается на балансировочный грузик.
Рис. 4.7 Узел крепления балансировочного груза ротора
Цапфа 1 (рисунок 4.8) обеспечивает опирание ротора о роликовый под- шипник. Левым фланцем цапфа центрируется и соединяется с диском турбины. На наружных цилиндрических проточках цапфы размещены втулки 2 лаби- ринтных уплотнений. Осевая и окружная фиксация втулок осуществляется ра- диальными штифтами 3. Для предотвращения выпадания штифтов под воздей- ствием центробежных сил после их запрессовки отверстия во втулках заваль- цовываются.
Рис. 4.8 Цапфа ТВД (лист 1 из 2)
Рис. 4.8 Цапфа ТВД (лист 2 из 2)
На наружной части хвостовика цапфы, ниже втулок лабиринтного уплот- нения, размещено контактное уплотнение (рисунок 4.9), зафиксированное ко- рончатой гайкой. Гайка законтрена пластинчатым замком.
Рис. 4.9 Узел контактного уплотнения
Внутри цапфы в цилиндрических поясках центрируются втулки контакт- ного и лабиринтного уплотнений. Втулки удерживаются корончатой гайкой, ввернутой в резьбу цапфы. Гайка законтривается отгибом усиков коронки в торцевые прорези цапфы. Контактное уплотнение показано на рисунок 4.10.
Рис. 4.10 Узел контактного уплотнения
Похожие статьи:poznayka.org РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ЛОПАТКИ ТУРБИНЫ ЗАДАННОЙ ТОЛЩИНЫПРОФИЛИРОВАНИЕ ЛОПАТОК КОМПРЕССОРА Y РАБОТА СТУПЕНИ ПРИ НЕРАСЧЕТНОМ РЕЖИМЕ Приложения определенного интеграла Криволинейные интегралы 1-го типа Криволинейные интегралы первого рода f (ϕ 1 (t), ϕ 2 (t)). 3. ЭЛЕМЕНТЫ АНАЛИТИЧЕСКОЙ ГЕОМЕТРИИ x ydy x y dx, где дуга линии 2 x y dxdy 2 r drd B ; y dx xydy, где дуга эллипса x 2cost y t, x t, t ; y zdxdy xzdydz x ydxdz 2cos t, 2sin t, ЧИСЛЕННЫЕ МЕТОДЫ РЕШЕНИЯ ПРИКЛАДНЫХ ЗАДАЧ 16.2.Н. Производная. Задачи по аналитической геометрии ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЕ УРАВНЕНИЯ 3 Определения и обозначения Основы геометрических построений 3.Общая задача Коши. Функция Римана 0.5 setgray0 0.5 setgray1 4. ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЕ ИСЧИСЛЕНИЕ ПРИМЕНЕНИЕ ОПРЕДЕЛЕННОГО ИНТЕГРАЛА Лекция 11 M L G K M C Эволюта и эвольвента docplayer.ru Конструкция основных деталей газовых турбин и материалыДетали газовых турбин (лопатки, диски, камера сгорания и др.) работают в области высоких температур, испытывают большие напряжения и подвержены действию сильно окисляющей среды. Для изготовления таких деталей применяют сплавы, содержащие никель, хром, ванадий, молибден, вольфрам, кобальт. Жаропрочные материалы газовых турбин должны обладать высокими пределами ползучести и длительной стойкости и противостоять коррозии в условиях высоких температур. Детали, работающие при температурах до 823° К, изготовляют из малоуглеродистых и среднеуглеродистых сталей с содержанием около 0,5% молибдена, а также из хромомолибденовых, хромомолибденованадиевых и кремнехромомолибденовых сталей. К ним относятся стали ЭН10, ЭН145 и др. Для деталей (сопловых и рабочих лопаток, дисков, жаровых труб камер сгорания), работающих при температурах 773—923° К, используют стали аустенитного класса на хромоникелевой основе. Они содержат 14— 18% хрома и 9—30% никеля, имеют присадки титана, молибдена, вольфрама и ниобия. К этим сплавам относятся стали марок ЭИ69, ЭИ123, ЭИ405, 1Х18Н9Т, ЭИ417, ЭИ395 и др. Детали (сопла, лопатки, жаровые трубы камер сгорания), работающие при температурах 923—1073° К, изготовляют из сплавов на кобальтовой, никелевой и хромовой основе с присадками молибдена, вольфрама, ниобия. Указанные материалы трудно поддаются механической обработке резанием, поэтому для облегчения изготовления деталей газовых турбин применяют прецизионное литье и прецизионную штамповку. В последнее время разрабатываются керамические и керамикометаллические материалы. По конструкции газовые турбины принципиально не отличаются от паровых. Так как газовые турбины срабатывают меньшие теплоперепады, чем паровые, то они имеют в большинстве небольшое число ступеней (обычно одну или две). Регулирование мощности газовой турбины осуществляется за счет изменения количества сжигаемого в камере сгорания топлива (в турбине отсутствуют регулирующие клапаны — сопловые). Судовая Г'ГУ характеризуется относительной простотой и отсутствием целого ряда элементов оборудования, присущих современной паротурбинной установке. В состав судовой газотурбинной установки входит, газовая турбина, воздушный компрессор, камеры сгорания, редуктор, топливная система, система смазки, охлаждения и пуска, приборы контроля и управления. В ГТУ с регенерацией тепла и промежуточным охлаждением воздуха входят также теплообменники — регенератор и воздухоохладители. Рассмотрим некоторые конструктивные узлы газовых турбин.
Сопловой аппарат (рис. 105, а и б) состоит из наружной обоймы 1, внутренней обоймы 3 с уплотнением 4 и сопловых лопаток 2. Сопловые лопатки закрепляются в пазах обойм штифтами или приварными планками со скошенными боковыми поверхностями. Различные углы скоса наружных и внутренних планок препятствуют выпаданию лопаток. Сопловые лопатки монтируют в обоймах с радиальным зазором (учитывают возможность теплового расширения лопаток). Встречаются также сопловые аппараты сварной конструкции. Сопловые лопатки, подверженные действию высоких температур газа, изготовляют пустотелыми. По каналам пустотелой лопатки движется охлаждающий воздух. Направляющие и рабочие лопатки набираются непосредственно в корпусе турбины или в обойме, монтируемой в корпусе. Чтобы снизить вредное действие высоких температур, направляющие лопатки первых ступеней выполняют пустотелыми с воздушным охлаждением и реже — с водяным. Ввиду значительного объемного расхода рабочего тела (газа) лопатки имеют большую высоту. Для обеспечения безударного входа газа на лопатки их выполняют с закруткой (винтовые).
На рис. 106 показаны различные лопатки газовых турбин. Конструкция лопаток и их хвостовиков позволяет заменять отдельные лопатки при их повреждении независимо от соседних.
Роторы судовых газовых турбин имеют в основном дисковую конструкцию. Для уменьшения возникающих в теле диска напряжений ему придают форму бруса равного сопротивления. Диск отковывают как одно целое с валом или присоединяют к валу с помощью различного рода креплений. На рис. 107 показан консольный ротор. Диск 4 соединяется с валом 7 специальными болтами 6. В месте прохода вала через корпус турбины расположено усиковое лабиринтное уплотнение 5. На диске расположены два ряда рабочих лопаток, первой 1 и второй 2 ступеней. Замковая планка 3 препятствует осевому смещению лопатки. На рис. 108 показана схема воздушного охлаждения диска. Между полотном диска 1 и экраном 2 образованы каналы 3 и 4, к которым подводится воздух от одной из промежуточных ступеней компрессора. Давление воздуха должно быть несколько выше, чем давление газа. Корпус турбины для удобства изготовления и монтажа чаще всего имеет горизонтальную плоскость разъема. С целью уменьшения температуры стенок и фланцевых соединений корпус иногда с внутренней стороны покрывают теплоизоляцией. Конструкция корпуса показана на рис. 123. Корпус ТВД состоит из литого наружного корпуса 8 и внутреннего 10, изготовленного сварным из жаропрочной стали и слоя теплоизоляции 9. В обоймах располагаются сопла первой и второй ступеней. Для предотвращения утечек газа в корпусе монтируют концевое лабиринтное уплотнение. Горизонтальные фланцы корпуса крепят специальными шпильками.
Для предотвращения утечки газов из проточной части турбины и охлаждающего воздуха из полости между корпусом и дисками применяют лабиринтные уплотнения аналогичных уплотнениям паровых турбин. vdvizhke.ru Турбины. Паровые турбиныОдним из важнейших этапов в проектировании объектов промышленности является детальный расчет оборудования. Данный процесс отличается высокой трудоемкостью и требует проведения значительного количества вычислений. Также для проведения правильного расчета необходимо использовать справочные данные и данные, которые были получены опытным путем при проведении экспериментов. В ходе расчета выясняются и уточняются все параметры, необходимые для осуществления технологического процесса. Задача расчета состоит в правильном определении оптимального варианта турбинного агрегата, который соответствует технологическим параметрам процесса и обладает наибольшей экономичностью. Расчет турбины ведется на основании заданных условий пара на входе и выходе из нее. При расчете турбин наиболее важную позицию занимает тепловой расчет, в ходе которого определяются такие параметры как: общий теплоперепад, расход пара, КПД, мощность установки и т.д. Тепловой расчет начинают с построения процесса расширения пара на I-S диаграмме (диаграмма состояния воды и водяного пара) для определения начальных и конечных параметров процесса. С помощью полученных графическим методом данных производят вычисление эффективности, экономичности и конструктивных показателей турбины. Для понимания принципов расчета паровых турбин ниже будут приведены основные расчетные зависимости для наиболее простого варианта турбины – одноступенчатой активного действия. В турбине данного типа пар единожды будет подвержен адиабатическому расширению. Зная теплосодержание (энтальпию) пара на входе в турбину и теплосодержание пара после прохождения сопел, найдем общий теплоперепад: Hоб = i0 - iр где: Hоб – общий теплоперепад, кДж/кг i0 – энтальпия пара на входе в турбину, кДж/кг iр – энтальпия пара посте адиабатического расширения в соплах, кДж/кг Далее, если известен расход этого пара, то становится возможным нахождение мощности турбины. Однако важно отметить, что это полная мощность, в которой не учитываются потери: Nт = (G·Hоб)/3600 где: Nт – общая мощность турбины, кВт Hоб – общий теплоперепад, кДж/кг G – расход пара, кг/час Поскольку процесс совершения работы на лопатках совершается не в полном объеме, как и не происходит полной передачи энергии к вращающемуся валу, то эффективная мощность турбины оказывается меньше её полного значения: Nэф = (G·Hоб)/3600·ηот где: Nэф – эффективная мощность турбины, кВт Hоб – общий теплоперепад, кДж/кг G – расход пара, кг/час ηот – относительный эффективный КПД турбины Если паровая турбина используется для выработки электрической энергии, то вводится характеристика – электрическая мощность, отражающая количество работы, идущей непосредственно на выработку электроэнергии. Она связана с эффективной мощностью через следующее уравнение: Nэл = Nэф·ηэг·ηр Где: Nэл – электрическая мощность на клеммах генератора, кВт Nэф – эффективная мощность турбины, кВт ηэг –КПД электрогенератора ηр –КПД понижающего редуктора (ηрберется равным 1 если вал турбины напрямую соединен с валом генератора) Если из уравнения для эффективной мощности турбины Nэф выразить переменную расхода пара G, то получится расчетная формула для рассмотренной величины. С помощью данной формулы можно оценивать необходимый расчет пара для обеспечения выработки предварительно заданной мощности. G = (Nэф·3600)/(ηт·Hоб) Если проделать операцию, аналогичную описанной выше, то получится уравнение, с помощью которого становится возможной оценка необходимого количества пара уже для создания предварительно заданной мощности на клеммах электрогенератора: G = (Nэф·3600)/(Hоб·ηот·ηэг·ηр) Важным параметром в турбине является угол наклона лопатки к плоскости вращения диска, несущего эти лопатки. Эта величина находится в зависимости от окружной скорости лопаток и скорости потока пара, падающего на лопатки, и выражается следующим уравнением: u/c = cos(α)/2 где: u – окружная скорость лопаток, м/с c – скорость потока пара, м/с α – угол наклона лопаток а оси несущего их диска Максимальное использование энергии пара было бы при угле α=0, но добиться такого значения практически невозможно, поэтому данный параметр обычно берут из промежутка от 12 до 220, что соответствует значениям скоростей u/c из промежутка от 0,465 до 0,49. В одноступенчатой турбине скорость потока пара, падающего на лопатки, совпадает со скоростью истечения пара из входных сопел, которая может быть рассчитана по формуле: Сис = 44,75·φ·√[(H0 + (с²вх)/2003)] где: Cис – скорость истечения пара из сопла, м/с φ – скоростной коэффициент, учитывающий потери (берется из промежутка от 0,93 до 0,98 в зависимости от степени обработки сопел) H0 – адиабатический теплоперепад на сопле, кДж/кг Свх – скорость входа пара в сопло, м/с Зная окружную скорость лопаток, можно определить число оборотов ротора турбины: n = (60·u) / (π·d) где: n – скорость вращения ротора, об/мин u – окружная скорость лопаток, м/с d – средний диаметр венца лопаток, м Для наглядности приведем решения несложных задач: Задача 1 Одноступенчатая турбина активного действия соединена с электрогенератором через понижающий редуктор. В турбину продается пар с температурой t0=280°C под давлением P0=1,6 МПа. Противодавление турбины составляет Pпр=0,12 МПа. Электрогенератор развивает на клеммах мощность Nэ=90 кВт. Необходимо рассчитать требуемый расход пара. КПД турбины принять равным ηт=0,7, КПД редуктора - ηр=0,95, КПД генератора - ηг=0,94. Решение: Воспользуемся диаграммой состояния воды и водяного пара и определим энтальпию пара на входе в турбину. Энтальпия пара при t0=280°C0 и P0=1,6 МПа приблизительно равна: i0 = 2990 кДж/кг Поскольку пар подвергается адиабатическому расширению только в сопле, а на лопатках активной турбины изменения давления не происходит, то противодавление турбины можно принять равным давлению пара после прохождения сопел. Исходя из этого, вновь воспользуемся диаграммой состояния воды и водяного пара и определим его теплосодержание после адиабатического расширения: i1 = 2420 кДж/кг Далее мы можем найти общий теплоперепад на турбине: H0 = i0 - i1 = 2990 - 2420 = 570 кДж/кг Теперь можно воспользоваться формулой связи расхода пара и мощности на клеммах электрогенератора и найти искомую величину: G = (Nэ·3600) / (H0·ηт·ηр·ηг) = (90·3600) / (570·0,7·0,95·0,94) = 909,33 кг/час Также можно определить удельный расход пара на выработку одного кВт мощности: Gу = G / Nэ = 909,33 / 90 = 10,1 кг/(кВт·час) Задача 2 Основываясь на данных предыдущей задачи, определить скорость вращения вала турбины и необходимое передаточное отношение редуктора, связывающего турбину и двухполюсной электрогенератор. Средний диаметр венца лопаток составляет d=0,7 м. Угол наклона сопла α=200. Скоростной коэффициент принять равным φ=0,96. Решение: Определим оптимальное соотношение окружной скорости лопаток и скорости потока пара по формуле: u/c = cos(α)/2 = cos(20)/2 = 0,47 Перед тем как найти окружную скорость лопаток, необходимо рассчитать действительную скорость пара на выходе из сопел. Для этого воспользуемся формулой (входной скоростью пара на сопла пренебрегаем и полагаем ее равной 0), взяв из прошлой задачи значение H0=570 кДж/кг: с = 44,75·φ·√(H0) = 44,75·0,96·√570 = 1025,66 м/сек Теперь, используя полученное значение скорости потока пара, определим окружную скорость лопаток турбины: u = [(cos(α))/2]*c = 0,47*1025,66 = 482,06 м/сек Далее становится возможным определение числа оборотов вала турбины: n = (60*u)/(π*d) = (60*482,06)/(3,14*0,7) = 13159 об/мин В нашем случае электрогенератор двухполюсной, поэтому его число оборотов ротора должно равняться 3000 в минуту. Исходя из этого, найдем необходимое передаточное число редуктора: i = 3000/13159 ≈ 1/4,4 Далее рассмотрим тепловой расчет простого турбинного агрегата (вычисление основных параметров) путем решения несложных задач. Задача 1. На турбину подается пар с давлением P0 = 4 МПа и температурой T0 = 380 °C. После прохождения турбины пар расширяется и его давление снижается до P1 = 0,7 МПа. Необходимо определить общий теплоперепад турбины Hоб. Решение: Для решения данной задачи воспользуемся диаграммой состояния воды и водяного пара (I-S диаграммой). Отметив на диаграмме точки с начальными и конечными значениями пара, мы определим энтальпии пара i0 и i1 , которые соответствуют следующим показателям: i0 = 3185 кДж/кг i1 = 2835 кДж/кг Зная значения энтальпии, определим общий теплоперепад в турбине следующим образом: Hоб = i0-i1 = 3185-2835 = 350 кДж/кг Задача 2. Необходимо установить мощность Nэ одноступенчатой конденсационной турбины, рассчитанной на следующие параметры свежего пара: расход G = 1675 кг/час, давление P0 = 1,5 МПа, температура T0 = 210 °C, давление в конденсаторе Pk = 0,3 МПа. КПД турбины ŋоt = 0,8. Решение: Первоначально построим процесс расширения пара на диаграмме I-S и определим общий теплоперепад на турбине. Hоб = i0-ik = 2823-2196 = 627 кДж/кг Затем найдем мощность турбины, преобразовав формулу для нахождения расхода пара: Nэ = (G·Hоб)/(3600·ŋоt) = (1675·627)/(3600·0,8) = 365 кВт. Задача 3. Необходимо определить относительный эффективный КПД (ŋоt) и расход пара турбины, зная следующие параметры ее работы: давление и температура на входе P0 = 8 МПа, T0 = 450 °C; конечное давление пара Pk = 1,6 МПа. Мощность турбины принять Nэ = 2200 кВт. Механический КПД турбины принять равным ŋм = 0,98, а относительный внутренний КПД ŋвн = 0,8. Решение: Обратившись к диаграмме состояния воды и водяного пара, мы сможем построить процесс расширения пара в турбине и определить параметры на входе и выходе из нее. Значения энтальпии пара на входе и выходе равны соответственно: i0 = 3275 кДж/кг ik = 2859 кДж/кг Искомую величину КПД можно определить согласно следующему соотношению: ŋоt = ŋт·ŋвн·ŋм = 0,86·0,8·0,98 = 0,67 Где: ŋт – теоретический КПД, определяемый следующим образом: ŋт = (i0-ik)/(i0-i’k) = (3275-2859)/(3275-2791,7) = 0,86·100 = 86 % где: i’k – энтальпия пара при давлении Pk =1,6 МПа (определяется по таблице), кДж/кг. Для расчета расхода пара необходимо найти общий теплоперепад на турбине: Hоб = i0-i1 = 3275-2859 = 416 кДж/кг Теперь найдем расход пара на турбине, используя формулу: G = Nэ/(Hоб·ŋоt) = 2200/(416·0,67) = 7,9 кг/с Задача 4. Для получения одновременно тепловой и электрической энергии на теплоэлектростанции эксплуатируются два типа паровых турбин: с противодавлением и конденсационная, общей производимой электрической мощностью Nэ = 7500 кВт. На турбины подается пар с давлением P0 = 4,5 МПа и температурой Т0 = 400 °C. Расход пара на турбину с противодавлением составляет Gп = 8,3 кг/с, а давление на выходе из турбины Pп = 0,16 МПа. На выходе из конденсационной турбины значение давления пара имеет следующее значение Pk = 0,07 МПа. Необходимо определить мощность каждой турбины и расход пара на конденсационной турбине. Относительный эффективный КПД турбины принять ŋоt = 0,75.  Решение: По диаграмме состояния воды и водяного пара найдем общий теплоперепад на каждой из турбин, аналогично приведенным выше задачам. Hобп = i0-iп = 3210-2512 = 698 кДж/кг Hоб к = i0-iк = 3210-2388 = 822 кДж/кг Определим электрическую мощность турбины с противодавлением, выразив ее из формулы расхода пара: Nэп = Gп·Hоб·ŋоt = 8,3·698·0,75 = 4345 кВт. Теперь вычислим мощность конденсационной паровой турбины вычтя из общей электрической мощности электрическую мощность турбины с противодавлением: Nэк = Nэоб-Nэп = 7500-4345= 3155 кВт Также определим расход пара на конденсационной турбине: Gк = Nэк/(Hобк·ŋоt) = 3155/(822·0,75) = 5,12 кг/с. Задача 5. Известно, что отдельная ступень турбины имеет относительный КПД ηoi = 0.85, а теплоперепад на ней составляет H0ст =100 кДж/кг. Нужно определить необходимое количество таких ступеней для турбины, работающей в области перегретого пара, общий теплоперепад которой составляет H0=1000 кДж/кг. Принять, что все ступени идентичны и обладают идентичными параметрами.  Решение: Проведем ориентировочный расчет коэффициента возврата теплоты qt. Учитывая, что число ступеней нас не известно, предварительно примем их число z равное 10: qt = kt · (1-ηoi) · H0 · [(z-1)/z] Где kt –расчетный коэффициент, для турбины, работающей на перегретом пару, равный 5,8·10-4. После преобразований получим: qt = 5,8 · 10-4 · (1-0,85) · 1000 · [(10-1)/10] = 0,0783 Теперь, зная предварительное значение коэффициента возврата теплоты, можно определить уточненное значение числа ступеней по формуле: z = [H0 · (1+qt)] / H0ср = [1000·(1+0,0783)] / 100 = 10,783 Полученное значение z округляем в большую сторону и получаем искомую величину z равную 11. Задача 6. Диафрагма промежуточной ступени турбины оснащена лабиринтным уплотнением со следующими характеристиками: диаметр уплотнения dу=0,2 м, зазор уплотнения составляет δу=0,4 мм, а количество гребней Z=7. Пар перед ступенью имеет температуру Т1=400°C и давление P1=1,6 МПа, которое после ступени падает до P2=1,4 МПа. Необходимо рассчитать величину потерь G через уплотнение, при этом коэффициент расхода μу принять равным 0,91.  Решение: Достаточно больше число гребешков z=7 позволяет использовать упрощенную формулу расчета величины потерь: G = μy · Fy · √(1-ϵy²)/z · √p1/v1 Где: Fу – площадь зазора уплотнения, м2 εу – отношение давлений по разные стороны от уплотнения p2/p1 = 1,4/1,6 = 0,875; v1 – удельный объем, м3/кг. Площадь зазора уплотнения можно определить исходя из имеющихся геометрических параметров уплотнения, указанных в условии задачи, по формуле: Fy = π · dy · δy = 3,14·0,2·0,4· 10-3 = 0,2512·10-3 [м²] Величину удельного объема можно определить по i-s диаграмме, и для P1=1,6 МПа и T1=400°C удельный объем составит v1=0,19 м3/кг. Рассчитаем искомую величину потерь: G = 0,91 · 0,2512· 10-3 · √(1-0,875²)/7 · √(1,6·106)/0,19 = 0,121 кг/с Задача 7. Дана турбина, номинальному режиму работы которой соответствуют следующие параметры: температура на входе Tн0=800 °C, давление на входе Pн0=1 МПа, расход пара G0=200 кг/сек, а давление пара на выходе Pк0=0,1 МПа. Вследствие реорганизации производства были изменены рабочие параметры турбины, так расход увеличился до G1=210 кг/сек., а температура упала до Тн1=750°C. Какое давление пара на входе Pн1 необходимо обеспечить при изменившихся условиях, чтобы обеспечить неизменное давление пара выходе, то есть Pк1=Pк0. Решение: Искомую величину можно определить, воспользовавшись следующим соотношением: G1/G0 = √(Pн1²-Pк1²)/(Pн0²-Pк0²) · √Tн0/Tн1 Выразим из данного выражения давление на входе Pн1 и рассчитаем его: Pн1 = √(G1/G0)² · (Pн0²-Pк0²) · Tн1/Tн0 + Pк1² = √(210/200)²·(1²-0,1²) · (750+273)/(800+273) + 0,1² = 1,025 МПа intech-gmbh.ru Лопасть турбины диагональной - Справочник химика 21В поворотно-лопастных турбинах, осевых и диагональных, в дополнение к устройствам регулирования и управления направляющим аппаратом, которые аналогичны схеме рис. 8-1, добавляются устройства регулирования лопастей рабочего колеса. С помощью этих устройств должно обеспечиваться автоматическое осуществление комбинаторной зависимости Ф = / (ЯрЯ) согласно рис. 6-11. [c.163]Способы отсчета высоты отсасывания для различных турбин показаны на рис. 5-9. В вертикальных радиальноосевых и диагональных турбинах отсчитывается от нижней кромки направляющего аппарата (часто высоту отсасывания отсчитывают от средней линии направляющего аппарата, тогда = Н, + 0,5 о) в вертикальных осевых — от оси поворота лопастей рабочего колеса. В горизонтальных турбинах отсчитывается от верхней точки рабочего колеса. [c.110] Характерный диаметр диагональной турбины определяется по пересечению осей поворота лопастей с камерой (рис. 2-25). Относительный диаметр горловины камеры составляет 0,95—0,98. Необходимо отметить, что если в осевых турбинах определяет наибольший диаметр рабочего колеса, то в диагональных диаметр по входным кромкам лопастей больше Ох. [c.43]Турбина состоит из трех основных элементов рабочего колеса с лопастями, подводящего устройства и отводящего устройства. В гидродинамических передачах подводящее и отводящее устройства могут отсутствовать. В гидроэнергетике используются четыре типа турбин (см. рис. 2.24). При небольших напорах (до 70 метрах) применяются осевые турбины. Диагональные турбины предназначаются для диапазона напоров от 40 до 200 метров. Радиально-осевые турбины имеют широкий диапазон изменения напоров от 50 до 700 метров. Ковшовые турбины с безнапорным потоком в рабочем колесе используются в горных местностях с большими располагаемыми напорами (от 400 до 2000 метров). В различных гидравлических агрегатах используются все упомянутые типы турбин. [c.82] Статор, направляющий аппарат и механизмы привода направляющих лопаток диагональных турбин такие же, как у осевых. Основное отличие состоит в форме и конструкции рабочего колеса и камеры рабочего колеса. Лопасти рабочего колеса 1 с цапфами [c.41] Диагональные турбины являются новой системой, и этим можно объяснить, что еще не существует сложившегося, единого представления о целесообразной области их использования [18]. Эти турбины могут иметь не только различное число лопастей, но и различный угол 0 (рис. 2-25). С ростом напора угол 0 уменьшается. Соотношения примерно такие напоры 40—80 м, 0 = 60° напоры 60—130 м, О = 45° напоры 120—200 м, 0 = 30°. [c.43] Радиально-осевая турбина имеет существенное отличие по форме и конструкции рабочего колеса от осевых и диагональных поворотно-лопастных турбин в частности, у радиально-осевой турбины лопасти закреплены жестко и не могут изменять угол установки (рис. 2-28). [c.46] Объемные потери вызываются внутренними перетоками воды в турбине из области высокого давления в область низкого давления в обход рабочего колеса. С целью снижения объемных потерь в "радиально-осевых турбинах применяют щелевые и лабиринтные уплотнения (см. рис. 2-26, 2-29, 2-30), в осевых и диагональных турбинах уменьшают зазор между лопастями и камерой рабочего колеса (см. рис. 2-13). [c.124]Относительный диаметр по осям поворота направляющих лопаток Оа = 1,25 -ч- 1,28. Диаметр втулки в диагональных турбинах определяется по осям поворота лопастей. Аналогичным образом [c.144] Выполненный выше анализ энергетических и эксплуатационных свойств различных систем турбин и типов их рабочих колес указывает на преимущества быстроходных турбин перед тихоходными и, в частности, устанавливает значительные преимущества поворотнолопастных турбин по всем рассмотренным показателям. Поэтому, казалось бы, что гидротурбины с поворотными лопастями — обычные поворотнолопастные с вертикальным и горизонтальным расположением вала, двухперовые, диагональные и др. должны применяться как можно шире. Однако, как указывалось выше, применение их ограничивается малыми н средними напорами — до 40—80 м. Это объясняется худшими кавитационными свойствами поворотнолопастных гидротурбин, что приводит в случае установки их на ГЭС с высокими напорами к большо.му заглублению рабочего колеса под уровень нижнего бьефа, а это требует выполнения большого объема работ по выемке грунта и укладке бетона в здание ГЭС. [c.136] Рабочие колеса поворотно-лопастных и диагональных турбин всегда поступают на гидроэлектростанцию отдельными деталями (лопасти, части втулки, поршень сервомотора, рычаги, серьги, обтекатель и другие). Поэтому предварительно на сборочной площадке производится сборка рабочего колеса. При этом всегда проверяют плавность и легкость движения механизма поворота лопастей путем подачи масла под небольшим давлением 0,2—0,3 МПа (2—3 кгс/см ). [c.170] Крышка турбины обычно устанавливается в полностью собранном виде, но окончательное ее крепление производится после центровки рабочего колеса. С этой целью сначала находится положение рабочего колеса по зазорам между лопастями и камерой в поворотно-лопастных и диагональных турбинах или по зазорам в уплотнениях в радиально-осевых турбинах (см. поз. 19 рис. 2-26). [c.171] Радиально-осевые турбины (Френсиса) (рис. 1.2 и 1.3), осевые — пропеллерные (рис. 1.4) и диагональные (рис. 1.5)—применяют при средних напорах до 300+400 м (иногда и до 600 м). Диагональные турбины отличаются от осевых пропеллерных тем, что оси лопастей составляют с осью вала угол, отличный от 90°. Концы лопастей опущены [c.6] Характерный размер диагональной турбины —диаметр рабочего колеса О, определяется пересечением осей поворота лопастей с камерой рабочего колеса. 9 131 [c.131] Диагональные турбины являются новым типом турбин, и этим можно объяснить, что еще не существует сложившегося единого представления о целесообразной области их использования. Эти турбины отличаются от осевых турбин не только формой и числом лопастей, но и углом 0 (рис. 4-35). Судя по имеющимся опытным данным, можно ожидать, что диагональные турбины окажутся эффективными в диапазоне напоров от 35— 40 м. до 150—200 и. При этом с увеличением напора уменьшается угол 0. Соотношения примерно такие [c.132] Основными элементами реактивных турбин являются статор, состоящий из опорных колонн I, связывающих верхнее и нижнее опорные кольца направляющий аппарат, состоящий из поворотных направляющих лопаток 2 (их число составляет 16, 24 или 32), и рабочее колесо -3, жестко соединенное с валом. Как видно из рис. 15-4, статор и направляющий аппарат у всех реактивных турбин имеют аналогичное устройство. Основное отличие систем определяется рабочим колесом. В радиально-осевых турбинах рабочее колесо имеет жестко закрепленные между верхним и нижним ободом криволинейные лопасти 3 (их число 13- 19). Диагональные и осевые турбины обычно делаются поворотнолопастными. Их рабочее колесо состоит из втулки 3, к которой крепятся лопасти 4. Эти лопасти на ходу могут изменять угол установки (поворачиваться). У диагональных турбин рабочее колесо имеет 8—12 лопастей, у осевых [c.276] Сопоставление характеристик (см. рис. 6-20) показывает, что у пропеллерных турбин при отклонении нагрузки или расхода от оптимального к. п. д. снижается значительно быстрее, чем у поворотно-лопастных. В связи с этим мощные пропеллерные турбины применяются редко. Но поскольку на многоагрегатных ГЭС имеется возможность использовать турбину в узкой зоне режимов, близкой к оптимальному, отношение к этим турбинам в последнее время изменяется. Так, на ДнепроГЭС П, введенной в эксплуатацию в 1976 г., часть агрегатов имеет разработанные и изготовленные на ХТГЗ мощные пропеллерные турбины й, = 6,8 м, с углом установки лопастей рабочего колеса +9 30, N = 115 МВт, п -= 107,1 об/мин. Это позволило уменьшить диаметр втулки с = 0,43 у соответствующей поворотно-лопастной турбины до ВТ = 0,35, снизить примерно на 10% массу турбины и несколько улучшить кавитационные показатели. Полученный опыт указывает на целесообразность использования в некоторых случаях пропеллерных осевых и диагональных турбин. [c.144] Поскольку при изменении нагрузки смещается игла и отклонитель, иногда считают, что у ковшовых турбин осуществляется двойное регулирование мощности. Но это не совсем правильно, так как в условиях нормальной работы мощность определяется только положением иглы, в то время как в турбинах с двойным регулированием (поворотнолопастБЫХ осевых и диагональных) величина мощности зависит и от открытия направляющего аппарата и от разворота лопастей, т. е. от двух параметров. [c.137] Указывается характерный размер турбины — ее диаметр Ои см. В диагональных турбинах дается так-Ж 6 угол наклона лопастей рабочего колеса 0 (рис. 4-35), а в ковщовых-—диаметр сопла и число струй. [c.243] Мвт, напор в обоих режимах 18—27 м, скорость вращения 92,4 об/мин). Общий вид этой насосотурбины показан на рис. 14-9 (фирма Инглиш Электрик). Рабочее колесо похоже на рабочее колесо диагональной турбины (рис. 4-33), угол лопастей здесь 45°. В агрегате Адам-Бек применен диагональный направляющий аппарат, причем основные лопасти неповоротные. Это позволило несколько сократить габариты спирали в плане и уменьшить угол поворота потока в меридиональной плоскости. Однако такое решение значительно усложняет технологию изготовления. В связи с этим во всех последующих конструкциях диагональных насосотурбин направляющий аппарат делается радиальным, как показано на рис. 4-33. [c.437] chem21.info Сопловая лопатка турбины, турбина и аэродинамическая часть сопловой лопатки турбиныСопловая лопатка последней ступени турбины содержит аэродинамическую часть, проходящую от платформы до концевой части лопатки и включающую переднюю и заднюю кромки, стороны пониженного и повышенного давления, а также перегородку для ограничения потока. Перегородка для ограничения потока проходит по аэродинамической части, выступая в наружном направлении, от передней кромки до задней кромки указанной аэродинамической части и расположена ближе к концевой части, чем к платформе, вдоль стороны пониженного давления. Перегородка выступает в наружном направлении от передней кромки и имеет, по существу, V-образную или U-образную конфигурацию. Перегородка плавно переходит в переднюю кромку и заднюю кромку и проходит в наружном направлении к ее середине, образуя утолщение в середине. Другое изобретение группы относится к турбине, содержащей рабочие лопатки и указанные выше сопловые лопатки. Группа изобретений позволяет снизить потери на аэродинамической части лопатки за счет уменьшения миграции потока в радиальном направлении и уменьшения его завихрения. 2 н. и 7 з.п. ф-лы, 10 ил.
ОБЛАСТЬ ТЕХНИКИ Настоящая заявка и ожидаемый патент относятся в целом к сопловой лопатке турбины для газотурбинного двигателя и, в частности, к сопловой лопатке турбины с перегородкой для ограничения потока, расположенной на стороне пониженного давления или в другом месте и предназначенной для ограничения миграции радиального потока и турбулентности. ПРЕДПОСЫЛКИ ИЗОБРЕТЕНИЯ В каждой ступени газовой турбины должны быть выполнены многочисленные системные требования, чтобы удовлетворить цели проектирования. Эти цели проектирования могут включать, но не ограничиваются, повышение полного КПД и нагрузочной способности аэродинамической части лопатки. Таким образом, аэродинамическая часть сопловой лопатки турбины должна удовлетворять тепловым и механическим эксплуатационным требованиям для конкретной ступени. Например, сопловые лопатки последней ступени могут иметь область со значительно большими потерями вблизи наружного диаметра. Эти потери могут быть связаны с миграцией радиального потока вдоль внутренней стороны пониженного давления. Такая миграция радиального потока может сочетаться с потерями на перемешивание, чтобы уменьшить КПД ряда лопаток. Таким образом, снижение миграции радиального потока с сопровождающим этот процесс снижением потерь полного давления должно улучшить общие эксплуатационные характеристики и КПД. Ближайшим аналогом настоящего изобретения является сопловая лопатка турбины, описанная в патенте Франции №2938871 А1, МПК F01D 5/14, 2010 г. Указанная лопатка содержит аэродинамическую часть, имеющую переднюю кромку, заднюю кромку и перегородку для ограничения потока. Перегородка аэродинамической части проходит от передней к задней кромке аэродинамической части и на всем протяжении имеет равномерную толщину. Также следует отметить, что указанная перегородка расположена ближе к платформе аэродинамической части, чем к ее концевой части. Такая конструкция и расположение перегородки аэродинамической части не обеспечивают предотвращения миграции потока газообразных продуктов сгорания в радиальном направлении у наружного диаметра соплового аппарата турбины, т.е. в области, где происходят значительные потери давления. Имеется, таким образом, стремление усовершенствовать конструкцию сопловой лопатки турбины, в частности, сопловой лопатки последней ступени. Такая усовершенствованная конструкция сопловой лопатки турбины должна изменять и/или устранять миграцию радиального потока и связанные с этим потери вокруг аэродинамической части лопатки. Такое снижение миграции радиального потока и т.п. должно улучшать общие эксплуатационные характеристики и КПД. В настоящем документе также рассмотрены и решены проблемы общей стоимости и технического обслуживания. СУЩНОСТЬ ИЗОБРЕТЕНИЯ Настоящая заявка предлагает пример сопловой лопатки турбины. Сопловая лопатка турбины, описанная в настоящем документе, может содержать аэродинамическую часть, проходящую от платформы до концевой части. Аэродинамическая часть содержит переднюю кромку, заднюю кромку и перегородку для ограничения потока, проходящую вокруг аэродинамической части, выступая в наружном направлении от ее передней до задней кромки, причем перегородка расположена ближе к концевой части аэродинамической части, чем к ее платформе. Перегородка плавно переходит в переднюю кромку и заднюю кромку и в значительной степени выполнена заподлицо с аэродинамической частью около ее кромок, при этом указанная перегородка выполнена утолщенной в середине. Настоящая заявка дополнительно предлагает пример турбины. Турбина, описанная в настоящем документе, может содержать несколько ступеней, каждая из которых содержит сопловые лопатки и рабочие лопатки. Каждая сопловая лопатка может содержать указанную выше аэродинамическую часть с передней кромкой, задней кромкой и перегородкой для ограничения потока, проходящей вокруг аэродинамической части, выступая в наружном направлении между указанными кромками, причем перегородка расположена ближе к концевой части аэродинамической части, чем к ее платформе. Перегородка плавно переходит в переднюю кромку и заднюю кромку и в значительной степени выполнена заподлицо с аэродинамической частью около ее кромок, при этом указанная перегородка выполнена утолщенной в середине. Благодаря тому, что перегородка аэродинамической части лопатки расположена вблизи ее концевой части и имеет форму с утолщением в середине, она действует в качестве барьера для потока газообразных продуктов сгорания у наружного диаметра соплового аппарата, т.е. в области, где происходят значительные потери давления, и обеспечивает прохождение этого потока в осевом направлении, соответственно, уменьшая величину его миграции в радиальном направлении и способствуя уменьшению завихрений газовых потоков. Таким образом, использование указанной конструкции сопловых лопаток способствует снижению общих потерь давления и позволяет повысить эффективность работы соплового аппарата. Эти и другие признаки и усовершенствования настоящей заявки и ожидаемого патента станут очевидными для специалиста при рассмотрении последующего подробного описания совместно с несколькими чертежами и прилагаемой формулой изобретения. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ Фиг. 1 представляет собой схему газотурбинного двигателя, изображающую компрессор, камеру сгорания и турбину. Фиг. 2 представляет собой схематическое изображение части турбины с несколькими сопловыми лопатками и несколькими рабочими лопатками, которые могут быть описаны в настоящем документе. Фиг. 3 представляет собой поперечный разрез иллюстративной сопловой лопатки, которая может быть использована в турбине, изображенной на Фиг. 2. Фиг. 4 представляет собой вид сбоку сопловой лопатки, изображенной на Фиг. 3, с расположенной в ней перегородкой для ограничения потока. Фиг. 5 представляет собой вид на переднюю кромку сопловой лопатки, изображенной на Фиг. 3. Фиг. 6 представляет собой вид на заднюю кромку сопловой лопатки, изображенной на Фиг. 3. Фиг. 7 представляет собой поперечный разрез примера альтернативного варианта выполнения сопловой лопатки, как может быть представлено в настоящем документе. Фиг. 8 представляет собой поперечный разрез примера альтернативного варианта выполнения сопловой лопатки, как может быть представлено в настоящем документе. Фиг. 9 представляет собой поперечный разрез примера альтернативного варианта выполнения сопловой лопатки, как может быть представлено в настоящем документе. Фиг. 10 представляет собой поперечный разрез примера альтернативного варианта выполнения сопловой лопатки, как может быть представлено в настоящем документе. ПОДРОБНОЕ ОПИСАНИЕ Обратимся теперь к чертежам, на которых одинаковые номера позиций относятся к одинаковым элементам на нескольких видах. Фиг. 1 изображает схематический вид газотурбинного двигателя 10, который может быть использован в настоящем документе. Газотурбинный двигатель 10 может содержать компрессор 15. Компрессор 15 сжимает входящий поток воздуха 20. Компрессор 15 подает сжатый поток воздуха 20 в камеру 25 сгорания. Камера 25 сгорания смешивает сжатый поток воздуха 20 с находящимся под давлением потоком топлива 30 и воспламенят смесь для создания потока газообразных продуктов 35 сгорания. Несмотря на то, что показана только одна камера 25 сгорания, газотурбинный двигатель 10 может содержать любое количество камер 25 сгорания. Поток газообразных продуктов 35 сгорания, в свою очередь, доставляется в турбину 40. Поток газообразных продуктов 35 сгорания приводит в действие турбину 40, чтобы получить механическую работу. Механическая работа произведенная в турбине 40, приводит в действие компрессор 15 через вал 45 и внешнюю нагрузку 50, такую как электрический генератор и тому подобное. Газотурбинный двигатель 10 может использовать природный газ, различные виды синтез-газа и/или другие виды топлива. Газотурбинный двигатель 10 может представлять собой любой двигатель, выбранный из целого ряда различных газотурбинных двигателей, выпускаемых компанией General Electric Company в Скенектэди, штат Нью-Йорк, США, в том числе, но не ограничиваясь этим, например, тяжелые газотурбинные двигатели 7 или 9 серии, и тому подобное. Газотурбинный двигатель 10 может иметь различные конфигурации и может использовать другие типы элементов. В настоящем документе также могут быть использованы и другие типы газотурбинных двигателей. В настоящем документе вместе также могут быть использованы несколько газотурбинных двигателей, другие типы турбин и другие виды энергетического оборудования. На Фиг. 2 изображен пример части турбины 100, как может быть описано в настоящем документе. Турбина 100 может содержать несколько ступеней. В этом примере турбина 100 может содержать первую ступень 110 с несколькими сопловыми лопатками 120 и несколькими рабочими лопатками 130, вторую ступень 140 с несколькими сопловыми лопатками 150 и несколькими рабочими лопатками 160 и последнюю ступень 170 с несколькими сопловыми лопатками 180 и несколькими рабочими лопатками 190. В настоящем документе может быть использовано любое количество ступеней с любым количеством рабочих лопаток 130, 160, 190 и любым количеством сопловых лопаток 120, 150, 180. Рабочие лопатки 130, 160, 190 могут быть расположены в виде ряда по окружности ротора 200 для вращения вместе с ним. Кроме того, сопловые лопатки 120, 150, 180 могут быть неподвижными и могут быть установлены в виде ряда по окружности корпуса 210, и тому подобное. Горячий газовый тракт 215 может проходить через всю турбину 100 для приведения в действие рабочих лопаток 130, 160, 190 посредством потока газообразных продуктов 35 сгорания из камеры 25 сгорания. В настоящем документе также могут быть использованы другие элементы и другие конфигурации. На Фиг. 3-6 изображена иллюстративная сопловая лопатка 220, как описано в настоящем документе. Сопловая лопатка 220 может представлять собой сопловую лопатку 180 последней ступени и/или любую другую сопловую лопатку в турбине 100. Сопловая лопатка 220 может содержать аэродинамическую часть 230. Описанная в целом аэродинамическая часть 230 лопатки может проходить вдоль оси X от передней кромки 240 до задней кромки 250. Аэродинамическая часть 230 лопатки может проходить вдоль оси Y от стороны 260 повышенного давления до стороны 270 пониженного давления. Кроме того, аэродинамическая часть 230 лопатки может проходить вдоль оси Z от платформы 280 до концевой части 290. Общая конфигурация сопловой лопатки 220 может варьироваться. В настоящем документе также могут быть использованы другие элементы и другие конфигурации. Сопловая лопатка 220 может иметь перегородку 300 для ограничения потока, расположенную вокруг аэродинамической части 230 лопатки. Перегородка 300 может быть размещена вблизи концевой части 290 аэродинамической части 230 лопатки, т.е. перегородка 300 может быть расположена ближе к концевой части 290, чем к платформе 280. Перегородка 300 может проходить в наружном направлении от передней кромки 240 к задней кромке 250 вдоль стороны 270 пониженного давления. Как показано, перегородка 300 может иметь равномерную толщину 330 на стороне пониженного давления 270 от передней кромки 240 до задней кромки 250. Перегородка 300 может плавно переходить в переднюю кромку 240 и заднюю кромку 250. Перегородка 300 может проходить в основном в прямолинейном направлении 320 вдоль стороны 270 пониженного давления, хотя в настоящем документе могут быть использованы и другие направления. Перегородка 300 может иметь в значительной степени V-образную или U-образную конфигурацию 310, хотя в настоящем документе могут быть использованы и другие конфигурации. В частности, перегородка 300 может иметь любой размер, форму или конфигурацию. В настоящем документе может быть использовано более одной перегородки 300. Несмотря на то, что перегородка 300 была описана на примере стороны 370 пониженного давления, перегородка 300 также может быть расположена на стороне 260 повышенного давления и/или же несколько перегородок 300 может быть расположено как на стороне 270 пониженного давления 270, так и на стороне 260 повышенного давления. Количество, расположение и конфигурация перегородок 300 в настоящем документе, следовательно, может варьироваться. В настоящем документе также могут быть использованы другие элементы и другие конфигурации. Использование перегородки 300, расположенной вокруг сопловой лопатки 220, таково, что она действует для направления потока газообразных продуктов 35 сгорания в осевом направлении так, чтобы уменьшить величину миграции радиального потока. Снижение степени миграции радиального потока может сопровождаться снижением потерь полного давления, с тем, чтобы повысить полный КПД и эксплуатационные характеристики ряда лопаток. Перегородка 300 действует, таким образом, как физический барьер для предотвращения таких миграций потока благодаря тому, что перегородка 300 направляет поток в нужном направлении. Использование перегородки 300 также может быть эффективным в снижении турбулентности. В настоящем документе могут быть использованы многочисленные модификации перегородки 300 для ограничения потока. Например, на Фиг. 7 показан альтернативный вариант аэродинамической части 340 лопатки. Аэродинамическая часть 340 лопатки может иметь переднюю перегородку 300 для ограничения потока. Передняя перегородка 350 может проходить дальше наружу от аэродинамической части 340 лопатки к передней кромке 240. Передняя перегородка 350 также может быть выполнена по существу заподлицо с задней кромкой 250. В настоящем документе могут быть использованы другие элементы и другие конфигурации. Фиг. 8 изображает другой вариант выполнения аэродинамической части 360 лопатки, как может быть описано в настоящем документе. В этом примере аэродинамическая часть 360 лопатки может иметь как перегородку 370 для ограничения потока на стороне пониженного давления, так и перегородку 380 для ограничения потока на стороне 260 повышенного давления. Перегородки 370, 380 могут выступать из аэродинамической части 360 лопатки больше около задней кромки 250, чем около передней кромки 240. В настоящем документе могут быть использованы другие элементы и другие конфигурации. Фиг. 9 изображает другой вариант выполнения аэродинамической части 390 лопатки, как может быть описано в настоящем документе. Аэродинамическая часть 390 лопатки может иметь среднюю утолщенную перегородку 400 для ограничения потока. Средняя утолщенная перегородка 400 может быть в значительной степени выполнена заподлицо с аэродинамической частью 390 лопатки около передней кромки 340 и задней кромки 250, но выступает наружу из нее около середины. В настоящем документе могут быть использованы другие элементы и другие конфигурации. Фиг. 10 изображает другой вариант выполнения аэродинамической части 410 лопатки, как может быть описано в настоящем документе. Аэродинамическая часть 410 лопатки может иметь заднюю перегородку 420 для ограничения потока. Задняя перегородка 420 может быть в значительной степени выполнена заподлицо с передней кромкой 240, но может выступать наружу вдоль средней части и задней кромки 250. В настоящем документе могут быть использованы другие элементы и другие конфигурации. [0122] Должно быть очевидно, что вышеизложенное относится только к определенным вариантам выполнения настоящей заявки и ожидаемого патента. В настоящем документе специалистами могут быть выполнены многочисленные изменения и модификации без отступления от общего объема и сущности изобретения, как определено в формуле изобретения и в ее эквивалентах. 1. Сопловая лопатка турбины, содержащая аэродинамическую часть, проходящую от платформы до концевой части и содержащую переднюю кромку, заднюю кромку, сторону пониженного давления и сторону повышенного давления, и перегородку для ограничения потока, проходящую по аэродинамической части, выступая в наружном направлении, от передней кромки до задней кромки указанной аэродинамической части и расположенную ближе к указанной концевой части, чем к указанной платформе, вдоль стороны пониженного давления, причем указанная перегородка, которая выступает в наружном направлении от передней кромки, имеет, по существу, V-образную или U-образную конфигурацию; при этом указанная перегородка плавно переходит в переднюю кромку и заднюю кромку и проходит в наружном направлении к ее середине, образуя утолщение в середине, при этом указанная лопатка является лопаткой последней ступени турбины. 2. Сопловая лопатка по п. 1, в которой указанная перегородка проходит, по существу, в прямолинейном направлении. 3. Сопловая лопатка по п. 1, в которой указанная перегородка представляет собой переднюю перегородку для ограничения потока. 4. Сопловая лопатка по п. 1, содержащая несколько перегородок для ограничения потока. 5. Сопловая лопатка по п. 1, в которой указанная перегородка представляет собой заднюю перегородку для ограничения потока. 6. Сопловая лопатка по п. 1, в которой указанная перегородка имеет форму, обеспечивающую уменьшение миграции потока горячих газов сгорания вдоль аэродинамической части лопатки. 7. Турбина, содержащая рабочие лопатки и сопловые лопатки по любому из пп. 1-6. 8. Турбина по п. 7, содержащая несколько перегородок для ограничения потока. 9. Турбина по п. 7, в которой указанная перегородка имеет форму, обеспечивающую уменьшение миграции потока горячих газов сгорания вдоль аэродинамической части лопатки. www.findpatent.ru |
|
||||||||||||||||||
|
|
||||||||||||||||||
|
УДК 61.165.533 ПРОФИЛИРОВАНИЕ ЛОПАТОК КОМПРЕССОРА Л.В. Виноградов Кафедра теплотехники и тепловых двигателей Российский университет дружбы народов Ул. Миклухо-Маклая, 6, Москва, Россия, 117198 В статье 
Секция «ПОРШНЕВЫЕ И ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ» ПРОФИЛЬ ТУРБИННОЙ ЛОПАТКИ ТИПА С919 к.т.н., доц. Виноградов Л.В. МГТУ «МАМИ» В предыдущей статье были представлены результаты построения выпуклой части профиля 
Тема 2.1. Змінний режим роботи турбін. Лекція 3. Робота турбінного ступеню при не розрахунковому режимі. Ступінь реактивності турбінної ступені та витрата пари крізь ступінь. ККД ступені при змінюванні 
Практическое занятие Тема 5 Приложения определенного интеграла Вычисление площадей плоских фигур Найти площади плоских фигур ограниченных линиями уравнения которых заданы в прямоугольных декартовых и полярных 
Глава 1 Криволинейные интегралы 1-го типа 1.1 Необходимые сведения из теории Криволинейные интегралы 1-го типа возникают во многих прикладных задачах. Например, при нахождении масс материальных кривых 
Криволинейные интегралы первого рода Задачи и упражнения для самостоятельной работы 1. Вычислите криволинейные интегралы первого рода: а) (x + y) dl, где L граница треугольника с вершинами А(1, 0), В(0, 
Практическое занятие 7 Тема: Первая квадратичная форма поверхности и ее приложения План занятия Первая квадратичная форма поверхности и ее коэффициенты Длина кривой на поверхности Угол между кривыми на 
ЭЛЕМЕНТЫ АНАЛИТИЧЕСКОЙ ГЕОМЕТРИИ ЗАНЯТИЕ ПЛОСКОСТЬ В ТРЕХМЕРНОМ ПРОСТРАНСТВЕ Написать векторное уравнение плоскости и объяснить смысл величин, входящих в это уравнение Написать общее уравнение плоскости 
cos, sin,,, J dd dd d d 5 Вычислить zdd zddz ddz, где внешняя сторона поверхности z, отсекаемая плоскостью z Р е ш е н и е Поверхность представляет собой параболоид, заданный явно уравнением z Поэтому 
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ ДОНБАССКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ МАШИНОСТРОИТЕЛЬНАЯ АКАДЕМИЯ ЗАДАНИЯ К ЛАБОРАТОРНЫМ И КОНТРОЛЬНЫМ РАБОТАМ по дисциплине «ИНФОРМАТИКА» ЧИСЛЕННЫЕ МЕТОДЫ РЕШЕНИЯ ПРИКЛАДНЫХ 
6..Н. Производная 6..Н. Производная. Оглавление 6..0.Н. Производная Введение.... 6..0.Н. Производная сложной функции.... 5 6..0.Н. Производные от функций с модулями.... 7 6..0.Н. Возрастание и убывание 
I. Векторная алгебра Задачи по аналитической геометрии I.1. Скалярное, векторное и смешанное произведение 1. Длины векторов ā и b равны 1, скалярное произведение (ā + b, 2ā + 3 b) = 3 2. Найти скалярное 
ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЕ УРАВНЕНИЯ Общие понятия Дифференциальные уравнения имеют многочисленные и самые разнообразные приложения в механике физике астрономии технике и в других разделах высшей математики (например 
ГОСТ 19650-97 МЕЖГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ ПЕРЕДАЧИ ЧЕРВЯЧНЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ Расчет геометрических параметров Cylindrical worm gear pairs. Calculation of geometry 1 Область применения Дата введения 2002-01-01 
ИКГ 1 курс Основы геометрических построений 1. Геометрические построения 2. Деление отрезков 3. Построение перпендикуляра к линии 4. Построение и деление углов на равные части 5. Определение центра дуги 
3.Общая задача Коши. Функция Римана Рассмотрим задачу:.функция Римана uxy f ( x, y), ( x, y) D, u( x, y) ( x, y), ( x, y) C, u n ( x, y) ( x, y), ( x, y) C. Кривая С бесконечно гладкая кривая, делящая 
0.5 setgray0 0.5 setgray1 1 Консультация 6 ПРЯМАЯ НА ПЛОСКОСТИ ЗАДАЧА 1. Через точку M = (4, 3) провести прямую так чтобы площадь треугольника, образованного этой прямой и осями координат, была равна 3. 
ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЕ ИСЧИСЛЕНИЕ В результате изучения данной темы студент должен: уметь применять таблицу производных и правила дифференцирования для вычисления производных элементарных функций находить производные 
ПРИМЕНЕНИЕ ОПРЕДЕЛЕННОГО ИНТЕГРАЛА В ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И ФИЗИЧЕСКИХ ЗАДАЧАХ Бондаренко ВА, Ханларов СТ Ставропольский государственный аграрный университет Ставрополь, Россия APPLICATION OF DEFINITE INTEGRAL 
Лекция 11 1. КОНИЧЕСКИЕ СЕЧЕНИЯ 1.1. Определение. Рассмотрим сечение прямого кругового конуса плоскостью, перпендикулярной к образующей этого конуса. При различных значениях угла α при вершине в осевом 
Эволюта и эвольвента Дейнека В В Дегтярев Д Ю Беришвили ОН Плотникова СВ ФГБОУ ВО «Самарская государственная сельскохозяйственная академия» пгт Усть-Кинельский Россия Векторные функции находят широкое 
