Момент, мощность и к. п. д. турбины

МОМЕНТ, МОЩНОСТЬ И К- П. Д. ТУРБИНЫ [c.61]

Достаточно характерным Можйо считать режим, 6 котором запас по перегрузке турбины крутящим моментом равен двум. В турбине с линейной зависимостью п — М это условие соответствует также максимуму мощности турбины, а в нормальной турбине — еще и максимуму к. п. д. [c.78]

По натяжению струны Р и радиусу г определяется момент, развиваемый турбиной, Мд = Рг, Н-м,а по частоте вращения п находится и мощность уУв, кВт [c.117]

Крутящий момент, вызванный турбинной реакцией, будет действовать в том же направлении, что и приложенный момент вращения. В результате этого мощность, подводимая к колесу, снизится [c.62]

Под характеристикой турбины турбобура понимается взаимосвязь между основными техническими показателями. Обычно она представлена графически кривыми зависимости момента М, перепада давления Др . мощности и к. п. д. л от частоты вращения вала п при постоянном значении расхода Q жидкости с определенными свойствами (плотность, вязкость и др.) (рис. 6.1). [c.69]

На практике трение несколько снижает величину крутящего момента. Таким образом, для оборудования этого типа при получении данных о мощности, затрачиваемой на перемешивание, необходимо вводить поправку. Ее находят путем измерения силы, необходимой для преодоления трения в подшипнике при отключенном электродвигателе и турбине, находящейся в воздушной среде. Если эта сила /, то уравнение (И,17) с учетом поправки на силы трения примет вид [c.42]

Для турбинной мешалки было принято, что стандартная эффективность перемешивания, равная 100, достигнута в момент, когда используемые для диспергирования 100 см окрашенного водного раствора сиропа равномерно распределились в основном объеме жидкости. Требуемое для перемешивания время составляло 3,498 с. Эксперименты были повторены с жидкостями различной вязкости и для различных шнековых систем, при одинаковых объеме жидкости и подводимой мощности во всех экспериментах. [c.83]

Момент инерции ротора. Приводными двигателями гидрогенераторов являются гидравлические турбины. Чтобы частота вращения ротора была постоянной (синхронной), каждому изменению противодействующего электромагнитного момента гидрогенератора, связанного с изменением отдаваемой им в сеть электрической мощности, должно соответствовать одновременное изменение механического вращающего момента турбины. При нарушении этого равновесия частота вращения будет изменяться. [c.32]

В установках малой мощности иногда для более спокойного хода машины в процессе ее регулирования на вал турбины насаживают маховое колесо, которое увеличивает маховой момент вращающихся масс и тем самым не позволяет машине резко изменять скорость вращения. В крупных турбинных установках маховое колесо оказывается лишним, так как ротор генератора имеет достаточно большой момент инерции. [c.62]

Маховой момент вращающихся частей турбины относительно невелик и поэтому считается, что требуемый маховой момент должен быть о беспечен ротором генератора. Если же маховой момент ротора генератора почему-либо мал, то устанавливают дополнительный маховик с соответствующим маховым моментом. Величина махового момента которая обеспечивается конструкцией вновь проектируемого генератора, приближенно может быть оценена по значению махового момента (00 )к, наиболее подходящего по мощности Ык и по скорости уже изготовленного генератора (см., напрнмер, табл. 19-1 и 19-2 [Л. 34]), пользуясь при этом зависимостью [c.327]

Рабочий орган любой турбомашины — рабочее колесо, в котором непосредственно осуществляется процесс преобразования энергии гидравлической в механическую— в турбинах и механической в гидравлическую — в насосах, имеет вращательное движение. В связи с этим реализуемая рабочим колесом мощность определяется величиной крутящего момента М и угловой скоростью вращения ад, 1/сек или скоростью вращения п, об мин (2-6) и (2-7)]. Очевидно, что оба эти показателя силовой М и энергетический а>М теснейшим образом связаны со структурой потока в проточном тракте турбомашины. Установление этих связей и является основной задачей данного параграфа. [c.52]

О мощности сервомоторов направляющего аппарата гидротурбин можно судить по следующим данным. В Красноярской турбине диаметр поршня сервомотора 650 мм, давление масла в системе регулирования 40 кГ см , следовательно, каждый сервомотор способен развить усилие 250 Т, что создает поворачивающий момент на регулирующем кольце 250-5,4=1 350 Т. м. [c.105]

Для получения необходимой мощности и приемлемого для бурения числа оборотов турбина должна быть многоступенчатой, а все ее ступени одинаковыми для обеспечения наращивания мощности и вращающего момента. [c.262]

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]

Как изменяются напор, вращающий момент, гидравлическая мощность и число оборотов от расхода жидкости, перекачиваемой через турбину турбобура [c.269]

В качестве кривой к. п. д. насосно-гидравлического аккумулятора взята кривая, снятая с установки, оборудованной современными насосами и турбинами 23 . При этом было принято, что в режиме аккумулирования наполнение аккумуляторного бассейна происходит в такой момент времени, когда насосы могут работать с оптимальной мощностью, в то время как в режиме генерирования электроэнергии при помощи турбин в расчет принимались соответствующие значения к. п. д. для частичных нагрузок. В этом случае такой насосный аккумулятор в оптимальных условиях достигает значения общего к. п. д., равного 75% при максимальном использовании емкости аккумулятора он падает до 70%, а при Д использовании — до 50%. [c.314]

Применяя уравнение момента импульса (момента количества движения) и уравнение баланса мощности (уравнение энергии), можно получить основное уравнение теории лопастных насосов, связывающее величину напора с величинами скоростей осредненного потока жидкости. Это уравнение, впервые полученное Леонардом Эйлером в 1751 году, является основой расчета не только лопастных насосов, но и компрессоров, вентиляторов, газовых и гидравлических турбин. [c.52]

Опубликованные ориентировочные расчеты [83] показали, что при реакторе типа водяной котел мощность дозы излучения у турбины не должна превышать 100 рад ч. Такая мощность дозы допускает без каких-либо осложнений использование обычных смазочных материалов. При этом предполагается, что в каждый момент времени действию излучения подвергается лишь незначительная часть турбинного масла, находящегося в циркуляционной масляной системе. В системах привода регулирующих стержней и тепловыделяющих элементов достигаются мощности дозы 10 рад ч. Здесь деградацию смазки можно замедлить экранированием, применением стойких смазочных материалов или изменением периодичности смены смазки. [c.55]

Автоматическое регулирование работы газодувок может производиться по потребляемой мощности, по величине изменения крутящего момента на валу турбины, по производительности газодувки или по напору (разрежению), создаваемому ею. [c.43]

Расчеты, произведенные для ряда турбогенераторов мощностью от 100 до 500 Мет, показали, что максимальный момент, возникающий в шейке вала генератора на стороне турбины, составляет 30—40% от максимальной величины электромагнитного момента. Этим соотношением можно пользоваться для предварительного выбора диаметра шейки генератора, а окончательный расчет, вследствие большой трудоемкости, выполняется на ЭВМ. [c.299]

При полном сбросе нагрузки и выходе генератора в угон мощность, развиваемая турбиной, существенно уменьшается. Крутящий момент на рабочем колесе турбины снижается как из-за уменьшения ее мощности, так и из-за повышения скорости вращения агрегата, а крутящий момент, действующий на ротор генератора вследствие его инерции, меньше, чем момент турбины. Поэтому при угонной скорости напряжениями от крутящего момента пренебрегают и рассчитывают напряжения от центробежных сил и веса [c.337]

При помощи органов парораспределения изменяют расход пара через турбину. Мощность на валу турбины и, следовательно, величина движущего момента сил прямо пропорциональны расходу пара и его энергии, которая может быть превращена в механическую энергию в турбине. Для изменения мощности на валу турбины можно изменять либо количество пара, либо его параметры. [c.105]

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]

Подача тока от главного генератора. В зависимости от мощности станции в сети собственных нужд могут возникнуть токи короткого замыкания, мощность (величина) которых не может быть принята нормальным выключателем устройства низкого напряжения. Для пуска и работы в моменты стояния главных генераторов часто ставят специальную турбину, работающую непосредственно на шины собственных нужд. Величина вспомогательной турбины соответствует мощности, необходимой для пуска станции в ход. [c.672]

Лабораторные методы позволяют довольно точно оценить физико-химические свойства огнестойких масел. Эксплуатационные же показатели, оцененные в лабораторных условиях, нуждаются в подтверждении стендовыми испытаниями, так как важная роль масел в работе такого сложного агрегата, как паровая турбина, требует точного соответствия их качества предъявляемым требованиям. Особое значение приобретают стендовые испытания огнестойких турбинных масел в связи с повышением единичной мощности паровых турбин, что ведет к увеличению передаваемых крутящих моментов, диаметра вала, а следовательно, и окружных скоростей на его шейках. В таких условиях к качеству масла, обеспечивающему надежную и устойчивую работу подшипников, предъявляются высокие требования. [c.80]

Давление в конечный момент сжатия может понизиться по сравнению с внешнеадиабатическим режимом работы компрессора, а температура газа перед турбиной возрасти. Повышение температуры газа перед турбиной, уменьшение удельной работы сжатия (уменьшение мощности турбины, так как в исследуемом ГТД Мгс=М г), увеличение массового расхода рабочего тела и снижение его плотности при более высокой температуре способствуют увеличению скорости истечения отходящих газов из реактивного сопла и росту удельной тяги и тяги двигателя. [c.270]

Краткое знакомство с раб(зчим процессом и характеристиками гидропередач позволяет перейти к рассмотрению их основных свойств и возможностей, благодаря которым они получили широкое распространение. Как указывалось выше, одно из их основных достоинств — полное отсутствие жесткой связи между валами при передаче мощности. Поток жидкости между насосным и турбинным колесами эффективно гасит пульсации момента, порождаемые внезапными изменениями момента — Mg нагрузки вследствие изменения сопротивления на рабочих органах приводимой машины. При этом изменяется щ и, следовательно, скольжение 5, момент же на насосном колесе, нагружающий двигатель, меняется плавно. Причиной этого является инерционность потока, перестраивающегося с запаздыванием по отношению к изменению внешних нагрузочных параметров. Таким образом гидропередача защищает двигатель от пульсаций момента сопротивления, что значительно повышает срок его службы. При этом благодаря малому моменту инерции турбинного колеса защищенными оказываются и детали трансмиссии между турбинным колесом и рабочими органами машины. В них ири пульсациях не так сильно увеличиваются напряжения, как при жестком соединении с двигателем. [c.304]

Чем больше у турбины максимально допустимое повышение давления в контрольной ступени по сравнению с нормальным, тем больший занос отложениями возможен без ограничения мощности. Употребляемым в этой связи термином солеемкость турбины характеризуют абсолютное или отнесенное к 100 МВт мощности турбины количество отложений, накапливающихся в проточной части к моменту достижения предельного давления в контрольной ступени. [c.174]

В 1964 г. фирма Купер —Бессемер разработала новую модель газо1мотоком пр0ооо1ра — У-250, для которой был опециалыно сконструирован новый турбокомпрессор Т-18.для наддува воздуха. Испытания этого турбокомпрессора показали, что баланс мощности турбины и нагнетателя сохраняется при достижении двигателем мощности, равной 40% от номинальной. Для запуска двигателя и обеспечения его работы при мощности ниже указанной предусмотрена подача дополнительного воздуха от отдельного источника в корпусе турбокомпрессора имеются три сопла для подачи дополнительного воздуха на лопатки нагнетателя. Одновременно с подачей пускового воздуха в цилиндры двигателя воздух через два сопла подается в турбокомпрессор для его запуска. Включение третьего сопла производится автоматически только в момент подачи топлива в цилиндры двигателя. При прекращении подачи пускового воздуха на двигатель отключаются два сопла подачи воздуха на турбокомпрессор. Третье сопло отключается при достижении давления в ресивере порядка 0,02 МПа, что соответствует эффективной мощности, равной 40% от номинальной. Таким образом, подача пускового воздуха на турбокомпрессор обеспечивает плавный и быстрый запуск газомотокомпрессора, а работа третьего сопла компенсирует недостаток энергии выхлопных газов при малой мощности двигателя. [c.46]

В качестве приводов опытных установок обычно применяют балансирные электродвигатели с 2—2,5-кратным диапазоном регулирования числа оборотов. Мощность двигателя выбирают с учетом максимального момента Мх, потребляемого гидропередачей при наибольшем числе оборотов ведущего вала. В качестве тормозных устройств предпочтительны индукторные электротормоза или элек-тромашинные динамометры, представляющие собой балансирные электромашины, аналогичные электродвигателям установок, но используемые в качестве генераторов. Тормозные устройства последнего типа обратимы, т. е. могут работатв и как двигатели. Это позволяет снимать полную характеристику гидропередачи, испытывая ее на обращенных режимах, когда приводящий момент приложен к турбинному колесу, и на режимах противовращения колес (/ < 0), когда гидропередача выполняет функции тормоза. Такие режимы работы встречаются при работе строительных, дорожных и транспортных машин. [c.400]

Характерные размеры направляющего аппарата в данном случае составляют высота = 1,04 м или по (2-1) = 0,16, диаметр по осям поворота Оц = 7,85 м или по (2-2) = 1,21, Зма- ШТёЛьное уменьшение относительной высоты направляющего аппарата по сравнению с осевыми турбинами объясняется тем, что здесь напор намного больше и направляющие лопатки, работающие на изгиб, приходится делать короче, с меньшим пролетом для сннжения изгибающего момента. Кроме того, с увеличением напора уменьшается при той же мощности расход и это позволяет уменьшить проходные сечения. Вообще о с ростом напора снижается. [c.46]

В качестве третьего источника можно применять генераторы с двигателями внутреннего сгорания или паровые турбины, аккумуляторные батареи с подзарядными устройствами и преобразователями постоянного тока в переменный, местные электростанции, специальные агрегаты бесперебойного питания и др. Вид третьего источника электрической энергии выбирают в зависимости от характера и особенностей производства, технологических процессов, схем оборудования и т. д. При этом в первую очередь должны учитываться скорость изменения технологического режима и время достижения его параметрами опасных значений с момента прекращения работы электрооборудования, а также мощность, потребляемая электроприемниками. [c.396]

Схема сервомоторного регулирования скорости вращения паровой турбины с одним звеном усиления мощности выходного сигнала регулятора приведена на рис. 3-7. Обозначения приняты те же, что и на рис. 3-2. В рассматриваемой схеме кроме элементов прямого регулирования имеется звено усиления, расположенное между регулятором скорости 3 и регулирующим клапаном 7. Это звено состоит из золотника 4 и поршневого сервомотора 6. При равенстве моментов действующих сил и сил сопротивления скорость вращения ротора постоянна и соответствует заданной. Все элементы системы находятся в определенных установившихся положениях. Золотник 4 обязательно должен находиться в среднем положении, так как только в этом случае поршень сервомотора сохраняет свое неизменное положение. При увеличении скорости вращения, связанном с уменьшением нагрузки на компрессор, расходящиеся грузы 1 регулятора, преодолевая силу натяжения пружины 2, начинают перемещать муфту регулятора вверх. Рычажная связь 5, вращаясь вокруг точки подвески поршня сервомотора, перемещает золотник 4 из среднего положения вверх. При таком смещении золотника масло, подаваемое в его среднюю камеру, поступает в верхнюю полость сервомотора 6, а его нижняя полость соединяется с линией слива. [c.94]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология