Уравнения расхода турбины

Это уравнение показывает, что расход через турбину определяется выходом из направляющего аппарата (высота b( , открытие U0 и угол о) и рабочего колеса (угол Рг) и зависит от скорости вращения рабочего колеса. Спиральная камера и отсасывающая труба оказывают слабое влияние на расход турбины (только лишь изменением к. п. д.). Уравнение (66) показывает, что расход при постоянном числе оборотов рабочего колеса и неизменной высоте направляющего аппарата можно изменять посредством [c.95]

При неизменных сечениях для конденсационной турбины справедливо уравнение расхода [c.357]

Если энтальпия пара на входе в блок низкого давления постоянна и если речь идет о конденсационной турбине, то для этого блока справедливо уравнение расхода [1, 3] [c.400]

Если энтальпия пара на входе в блок турбины не изменяется, то для блока низкого давления (конденсационная турбина) справедливо уравнение расхода [1,3] [c.414]

Если принять, что движение жидкости через рассматриваемую элементарную трубку тока представляет собой в среднем движение через любую из бесконечно большого числа таких элементарных трубок тока, то уравнение (45) может быть распространено на весь поток, протекающий через рабочее колесо турбины, и представляет собой основное уравнение теории гидротурбин. При этом величины 1>ио 1 и Уцз и следует рассматривать как осредненные по расходу. Уравнение (45) принадлежит создателю теории турбинных механизмов, действительному члену Российской Академии Наук Леонарду Эйлеру. [c.88]

Уравнение связи между мощностями двух геометрически подобных турбин позволяет определить для вновь проектируемой турбины Ь) ее номинальный диаметр Dib, имея при этом заданными мощность Nb и рабочий напор Нь и известными для геометрически подобной турбины (а) мощность Na, номинальный диаметр Dia и рабочий напор Яд. При решении указанной задачи можно принять для турбин аи Ьв первом приближении одинаковыми к. п. д. т), т] и т)г. Зная диаметр турбины Ь, по (75) и (77) можно найти соответственно число оборотов пь и расход Q проектируемой турбины. При этом предполагается, что для турбины а известны, кроме указанного выше, число оборотов Па и расход Qa. [c.102]

В уравнении (97) приведенный расход Qi следует брать в м /сек. Уравнение (97) показывает, что в изогональных режимах коэффициенты быстроходности турбин одной и той же серии с точностью до к. п. д. равны между собой, так как при этих условиях щ и Q] [c.108]

Уравнение Эйлер а. Уже отмечалось, что мощность, развиваемая рабочим колесом (его механическая энергия), определяется произведением А1р.к<й, где со — угловая скорость вращения. Какой должна быть величина (й, неизвестно, но зато согласно (1-Ш) и (1-22) мощность, используемая (турбина) или передаваемая жидкости (насос) рабочим колесом турбомашины, определяется величиной расхода О и напора Яр.к. Следовательно, всегда должно соблюдаться равенство [c.58]

Направляющий аппарат. Второй ряд лопаток— направляющие лопатки 8 укреплены в нижнем кольце 3 и крышке турбины 6 посредством осей (цапф), что обеспечивает возможность поворота лопаток. Назначение направляющих лопаток— направляющего аппарата состоит в создании необходимой входной циркуляции Г1 перед рабочим колесом [уравнение Эйлера (3-18в)], а также в осуществлении регулирования (изменения), пропускаемого турбиной расхода а следовательно, и развиваемой турбиной мощности N. Это осуществляется поворотом всех направляющих лопаток, т. е. изменением открытия турбины. На рис. 4-7 все заштрихованные лопатки показаны в некотором промежуточном положении, а пунктиром две лопатки показаны в положении полного открытия, а две в положении полного закрытия. Величина открытия направляющего аппарата ао, мм, обычно определяется как минимальный проход, т. е. расстояние между двумя смежными лопатками (ао —максимальный диаметр цилиндра, который можно прокатить между направляющими лопатками, как показано на рис. 4-8). [c.98]

Для перегревателя давление в барабане котла и отбор пара из перегревателя в турбину Mt являются входными величинами, а расход пара М из барабана в перегреватель и давление на его выходе или перед турбиной — выходными величинами. Связь между обоими элементами котла, показанная на фиг. 8.23 и 8.24, справедлива для общего случая, т. е. для всех вариантов этого типа, без учета степени упрощения и способа описания динамических уравнений отдельных элементов. Математические модели в каждом отдельном случае будут иметь одинаковую блочную структуру, по разные сложность и степень точности блок-схем и передаточных функций. [c.306]

Расчет динамики давления в длинном трубопроводе при этих условиях подробно изложен в гл. 6. Показано, что связь между расходом М2 и давлением Рщ в начале зоны перегрева и между расходом и давлением во входной горловине паровой турбины можно описать уравнениями [c.356]

Для полноты картины описание динамики давления в пароводяном тракте прямоточного котла следует дополнить уравнением для расхода пара потребителем, которым обычно является паровая турбина. Если энтальпия пара на входе в турбину остается хотя бы приблизительно постоянной, то мгновенный расход пара определяется практически только давлением Р на входе в турбину и величиной раскрытия регулирующих клапанов у. С точки зрения динамики котла эту зависимость можно рассматривать как квазистационарную [c.357]

Решая оба уравнения (120) и (119) относительно числа оборотов турбины и расхода прокачиваемой жидкости, пмеем [c.265]

Иа этих уравнений нетрудно заметить, что число оборотов турбины прямо пропорционально расходу жидкости, перепад напора и вращающий момент турбины пропорциональны квадрату расхода жидкости, а гидравлическая мощность пропорциональна кубу расхода жидкости. [c.267]

Пример 9. В смесительно-отстойном экстракторе осуществляется экстракция бензойной кислоты из воды толуолом. Расход дисперсной фазы —0,5 м /ч. Фазы перемешиваются шестилопастной турбинной мешалкой диаметром 150 мм. Частота вращения мешалки — 33.3 с . Водный раствор имеет плотность Рс = 998 кг/м вязкость — 0.95-10 Па-с плотность толуола рд = = 865 кг/м , вязкость — 0,59-10 Па-с. Межфазное натяжение о = 22 X X 10- Н/м. Коэффициент распределения т = 0,048. Объем аппарата V. = = 0,022 м . Задержка дисперсной фазы (толуола) в аппарате равна 0,091. Определить эффективность ступени экстрактора по дисперсной фазе. Решение. Плотность смеси рассчитаем по уравнению [c.198]

Полный коэфициент полезного действия /) турбины несколько (на 1—2%)1) меньше гидравлического к.п.д. е потому что 1) полный расход, фактически протекающий через турбину, на потерю в зазоре больше расхода, протекающего через само колесо и принятого при расчете мощности по основному уравнению, и 2) вследствие трения в подщипниках и сальниках, а также трения колеса о воду, полученный колесом от воды момент тратится, в результате чего полезный момент несколько уменьшается. [c.518]

Процессы, протекающие в масляном клине подшипников и в маслобаке, очень сложны и математически описываются громоздкими системами дифференциальных уравнений, даже приближенное решение которых связано с большим объемом вычислительной работы и дает результаты, требующие обязательной проверки в опытных условиях. Наиболее рационально проверять полученные расчетные данные на стендовой установке, имитирующей эксплуатационные условия системы смазки. На подобных установках можно проверить работоспособность на огнестойких маслах подшипников скольжения, валоповоротных устройств и других узлов мощных паровых турбин. Интересно также исследовать возможность уменьшения расхода подаваемого на подшипники масла и увеличения кратности его циркуляции, проверить теоретические расчеты экспериментальными данными и уточнить методики расчета подшипников и маслобаков. Можно также испытывать подшипники (опорные и опорно-упорные) для мощных и перспективных турбин в условиях, близких к натурным по частоте вращения и нагрузке воспроизводить реальные условия работы подшипников для получения наиболее представительных результатов и для быстрого перехода с одного режима на другой. [c.80]

Для иллюстрации практического использования цепных уравнений (14-97) при графическом методе расчета гидравлического удара рассмотрим пример построения эпюры для простого трубопровода (рис. 14-23). Пусть требуется построить эпюру удара в концевом сечении трубопровода для случая полного закрытия турбины. Время закрытия Га. Режим закрытия задан графиком а=лР). Кривые расхода турбины построены для Он, <аги аи, ае. Линия нулевого открытия совпадает с осью ординат. Каждая точка в поле координат q, g дает режим, характеризующийся давлением и скоростью в сечении трубопровода. Точка Ао, соответствующая режиму в концевом сечении трубопровода в начальный момент времени, определяется координатами 9 = 1 и 1 =0. Режим в сеченин С характеризуется постоянством давления Следовательно, все ре- [c.261]

Тадамаса ц Ивао, исследуя три вида мешалок (в том числе лопастную и турбинную), получили уравнение расхода жидкости через мешалку в виде [c.105]

GIF = pw = onst. Поэтому скорость газа возрастает, и температура в соответствии с уравнением (16) понижается. При малой скорости движения температура изменяется только за счет теплообмена или в тех местах, где газ проходит через турбину (расходует энергию, т > 0) или через компрессор (получает энергию, L <0). [c.17]

Если энтальпия пара на входе в турбину не изменяется, то полагаем, что относительное изменение расхода пара в блоке высокого давления фму — АМуШо и относительное изменение мощности этого блока фм/у = АМу/Мо зависят от изменения величины раскрытия регулирующих клапанов р, = Ау/уо, изменения давления пара на входе в турбину фр = АР Рю и изменения давления в перегревателе фр = ДР/Ро- В линейном приближенип можно записать уравнения [c.398]

Для закрытых спиральных турбинных мешалок зависимость эффективности ступени от расхода энергии на перемешивание остается приблизительно той же, что и для открытых турбинных мешалок в смесителе с перегородками. Для эксцентрично установленных пропеллерных мешалок получены промежуточные значения эффективности ступени по сравнению с эффективностями, достигаемыми при том же удельном расходе энергии пропеллерными мешалками, установленными по оси аппарата с перегородками и без них. Опытные данные для пропеллерных, спиральных и плосколопастных турбинных мешалок ( м = = 100- -254 мм) при скорости жидкостей, соответствующей времени их пребывания в смесителе 0 = 1,08 мин и объемом соотношении керосина и воды, равном 1,57, описываются эмпирическим уравнением [c.478]

Решение уравнения (14-123) ОТН ОСИТбЛЬН о м 3 к с возможно только подбором. Для облегчения расчетов на рис. 14-30 приведены графики для непосредственного определения Хмакс согласно (14-123) по е и т]. Линия т]=0 на графике рис. 14-30 соответствует простому цилиндрическому резервуару. Следует отметить, что в данном случае принимается мгновенное изменение расхода трубопровода. Между тем одной из особенностей резервуаров с добавочным сопротивлением является то, что наибольший подъем уровня в них получается не при мгновенном закрытии турбин, т. е. рекомендуется учитывать время закрытия турбины, что можно сделать, [c.268]

Для иллюстрации практического использовании цепных уравнений (10-80) при расчетах гидравлического удара нил<е рассмотрен пример построения лля простого трубопровода (фиг. 10-25). Пусть требуется построить эпюру удара в концевом сеченни трубопровода для случая полного закрытия турбины. Время закрытия Т . Режим закрытия задан графиком т=f(г). Кривые расхода турбяны построены для Г21, 6 Линия нулевого открытия совпадает с осью ординат. Каждая точка в поле координат дает режим, характеризующийся давление.м и скоростью в сечении трубопровода. Точка-Д . соответствующая режиму в концевом сечении трубопровода в начальноП момент времени, определяется координатами и = 1 или = 0(Я—-Яо). Режим в сечении С характеризуется постоянством давления 0. Следова тельно, все режимные точки сечения С должны лежать на оси абсцисс Е. [c.262]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология