Как построить треугольники скоростей

Тема 5

«Движение жидкости внутри рабочего колеса центробежного насоса (треугольники скоростей на входе и выходе из рабочего колеса)»

Преобразование подводимой к насосу механической энергии в энергию движущейся жидкости в лопастных насосах производится за счет непосредственного силового воздействия лопастей рабочего колеса на жидкость, заполняющую его каналы. Рабочее колесо является основным элементом насоса, а кинематические показатели (значения и направление скоростей, траектория движения и т.п.) движущейся через колесо жидкости оказывают решающее влияние на энергетические параметры колеса (напор, подача, КПД).

Жидкость, проходя через колесо, совершает сложное движение: она входит в колесо в направлении, параллельном оси вала, а выходит перпендикулярно оси. При этом каждая частица жидкости вращается вместе с колесом с окружной скоростью υ и одновременно перемещается вдоль лопатки с относительной скоростью ω. Согласно общим положениям механики жидкости, абсолютная скорость υ в области лопастного колеса может быть получена как геометрическая сумма относительной ω и переносной u скоростей. В векторной форме: υ=ω+ū

Параллелограмм скоростей потока в рабочем колесе центробежного насоса.

В основу представления об установившемся движении потока через рабочее колесо центробежного насоса положена гипотеза о струйном течении жидкости. Согласно этой гипотезе траектория каждой частицы жидкости в пределах межлопастного канала колеса по форме совпадает с кривой очертания лопасти.

Предположим, что заданы геометрические размеры рабочего колеса центробежного насоса (рис. а), его объемная подача Q и частота вращения n. Определим, пользуясь гипотезой о струйном течении, значения и направления относительной скорости на плоском сечении колеса, перпендикулярном оси насоса в некоторой точке потока, отстоящей от оси вращения на расстоянии r (рис. б). Для определения значения относительной скорости воспользуемся уравнением неразрывности, составив его для цилиндрического сечения потока, проходящего через рассматриваемую точку. Площадь этого сечения обозначим через f_r. Радиальная составляющая скорости потока

Учитывая коэффициентом ψ стеснение сечения телом лопастей шириной b, получим:

Переносная скорость в рассматриваемой точке потока равна окружности скорости вращения колеса

и направлена по касательной к окружности радиусом r в сторону вращения.

Радиальная составляющая относительной скорости ω_r перпендикулярна вектору переносной скорости u. Касательная к поверхности лопасти, по которой направлена относительная скорость ω образует угол β с направлением обратным переносной скорости. Проведя из конца вектора ω_r прямую, параллельную направлению скорости u, до пересечения с этой касательной, получим, согласно плану скоростей, в этой точке пересечения конец вектора относительной скорости ω. Значение относительной скорости:

ω= ω_r/sin β =Q/(2πrbψ sin β)

Суммируя по правилу параллелограмма относительную и переносную скорость, получим полную скорость. Поскольку радиальная составляющая ω_r относительной скорости равна радиальной составляющей υ_r абсолютной скорости, то значение скорости υ может быть определена из соотношения:

где α – угол между направлениями абсолютной и переносной скоростей.

Таким образом, гипотеза о струйном течении жидкости, основанная на предположении о бесконечном числе лопастей, позволяет построить параллелограмм скоростей в любой точке внутри рабочего колеса насоса.

Коэффициент стеснения ψ равен отношению действительной площади сечения потока к площади сечения свободного от лопастей:

ψ=(2πrb – zbs)/ 2πrb

где z – число лопастей, s – толщина лопастей в рассматриваемом цилиндрическом сечении.

Обозначая через t=2πr/z шаг, расстояние по окружности между одноименными точками смежных лопастей, получим, что коэффициент стеснения

Толщина лопасти s может быть выражена через нормальную толщину δ и угол β

Величина окружной составляющей абсолютной скорости u жидкости характеризует закрутку жидкости на входе в рабочее колесо u₁ и на выходе u₂. На входе в рабочее колесо закрутка жидкости может отсутствовать u₁=0 или u₁≠0, при этом она направлена в сторону вращения (положительная) и против вращения (отрицательная). Закрутка потока применяется с целью улучшения антикавитационных свойств насоса. Закрутка в сторону вращения рабочего колеса способствует увеличению всасывания жидкости насосом, против вращения насоса – увеличение напора.

Построим треугольники скоростей на входе и выходе в рабочем колесе насоса.

При построении треугольников скоростей осевых насосов следует учитываьб две особенности:

1) Скорости переносного движения всех точек лопастей рабочего колеса в том числе входной и выходной кромок для рассматриваемого цилиндрического слоя, определяя по формуле: u=u₁= u₂=2πr_in/60

2) В силу сплошности потока осевые составляющие абсолютной скорости υ во всех точках рассматриваемого цилиндрического слоя должна быть:

где D – внешний диаметр рабочего колеса, d_вт – диаметр втулки.

Таким образом, треугольники скоростей на входной и выходной кромках лопастей имеют одинаковое основание и равную высоту.

Принципиальное отличие работы решетки профилей от единичного профиля заключается в том, что направления скорости жидкости до и после решетки различны, т.к. решетка профилей меняет направление скорости на бесконечности, а единичный профиль этого направления не меняется.

Тема 6

«Основное уравнение насоса (уравнение Эйлера)»

Напор, развиваемый насосом, и коэффициент полезного действия тесно связан со значением и направлением скоростей потока жидкости в межлопастных каналах колеса. Для установления этой связи воспользуемся классической теоремой об изменении моментов количества движения, которая может быть сформирована следующим образом: производная по времени главного момента количества движения системы материальных точек относительно некоторой оси равна сумме моментов всех внешних сил, действующих на эту систему. Математически теорема записывается следующим образом:

где m – масса рассматриваемой системы материальных точек;

υ – абсолютная скорость их движения;

r – расстояние до оси.

Удобство теоремы об изменении моментов количества движения в приложении к сплошной среде заключается в том, что с ее помощью динамическое взаимодействие между жидкостью и обтекаемыми поверхностями можно определить по характеру течения в контрольных сечениях без учета структуры потока внутри выделенного объема.

При подаче насоса Q масса жидкости, участвующей в движении, составляет: m = ρQ, где ρ – плотность жидкости.

Момент количества движения на выходе из колеса:

Момент количества движения жидкости на входе в колесо

С учетом сделанных допущений это уравнение может быть переписано в виде:

Из треугольников скоростей следует, что

где D₁ – диаметр всаса, D₂ – диаметр рабочего колеса.

Нарисуем параллелограммы скоростей потока на входе в рабочее колесо центробежного насоса и на выходе из него.

Подставляя значение r_вых и r_вх , получим:

Все внешние силы, действующие на массу жидкости, заполняющей межлопастные каналы рабочего колеса, можно разделить на три группы:

2) Давление на жидкость.

3) Силы на обтекаемых поверхностях рабочего колеса.

Таким образом, момент всех внешних сил относительно оси вращения сводятся к моменту динамического воздействия рабочего колеса M_р.к. на протекающую через него жидкость, т.е.

При этом, мощность, передаваемая жидкости рабочим колесом насоса, равна произведению M_р.к. ω = ρgQH_т

где H_т – теоретический напор, создаваемый рабочим колесом насоса.

Эта зависимость была впервые выведена в середине 18 века математиком и механиком Леонардом Эйлером, членом Петербургской академии. Она получила название уравнение Эйлера или основное уравнение лопастного насоса.

Тема 7

«Законы подобия применительно к центробежным насосам»

Геометрическое подобие в гидромеханике означает подобие всех поверхностей, ограничивающих и направляющих поток. При моделировании гидравлических машин два насоса могут быть названы подобными, если все линейные размеры одного из них (модель) в одинаковое число раз меньше или больше соответствующих размеров другого (натура). Математически гидравлическое подобие сравниваемых насосов определяется посредством линейного коэффициента подобия:

где D_н, b_н, и D_м, b_м – соответственно диаметры и высоты рабочих колес модельного и натурного насосов.

Геометрическое подобие означает также постоянство отношений любых других размеров у модели и натуры:

Кинетическое подобие означает, что безразмерные поля скоростей в рассматриваемых потоках должны быть одинаковы, т.е. отношения скоростей всех соответствующих частиц жидкости, участвующих в движении, должны быть равны между собой, а траектории движения в сравниваемых гидравлических системах – геометрически подобны.

Математически условия кинематического подобия могут быть выражены в виде ряда отношений

Динамическое подобие кроме соблюдения условий геометрического и кинематического подобия означает пропорциональность сил, действующих в соответствующих точках потока.

В практике моделирование гидравлических машин очень большое значение имеет критерий подобия Эйлера. Он может быть выражен следующим образом:

E_u = p / ρυ 2 = gH / υ 2

Принимаемые в условии расход Q, напор Н и диаметр рабочего колеса D. Условие подобия может быть записано в виде:

Уравнение устанавливает зависимость между основными энергетическими параметрами (подача, напор) модельного и натурного насосов.

Тема 8

Одни и те же значения подачи и напора могут быть получены в насосах с различной частотой вращения.

Коэффициентом быстроходности n_s насоса называется частота вращения другого насоса таких же размеров, при которых, работая в том же режиме с полезной мощностью в 1л.с., он создает напор, равный 1м.

Подставляя вместо мощности N ее значение ρgQH / 763 для насосов перекачивающих воду (ρ = 1000 кг/м 3 ) получим другую формулу для определения коэффициента быстроходности (или частота вращения рабочего колеса):

Тема 9

«Кавитация насосов. Высота всасывания центробежного насоса»

Кавитация представляет собой процесс нарушения сплошного потока жидкости, происходящий там, где местное давление, понижаясь, достигает некоторой критической величины. Процесс сопровождается образованием пузырьков, насыщенных паром жидкости, а также воздухом, выделяющемся из жидкости. Поэтому данный процесс отождествляется с кипением. При большом количестве в жидкости растворенного воздуха уменьшение давления приводит к выделению из нее воздуха и образованию газовых полостей (каверн), в которых давление выше, чем давление насыщенных паров жидкости.

Разрушение или «захлопывание» кавитационных пузырей при переносе их потоком в область с давление выше критического происходит очень быстро и сопровождается своего рода гидравлическими ударами. Наложение большого числа таких ударов приводит к появлению характерного шипящего звука, который всегда сопутствует кавитации. В подавляющем большинстве случаев кавитация сопровождается разрушением поверхности, но которой возникают кавитационные пузыри. Это разрушение является одним из самых опасных последствий кавитации, называется кавитационной энергией. Механические повреждения рабочих органов гидравлических машин в результате кавитационной эрозии за относительно короткий срок могут достигнуть размеров, затрудняющих их нормальную эксплуатацию и даже ее практически невозможной.

Высота всасывания насосов.

Рассмотрим три основные схемы установки центробежных насосов по отношению к уровню свободной поверхности жидкости в приемном резервуаре.

Схема 1. Уровень свободной поверхности расположен ниже оси рабочего колеса насоса.

Давление на входе в насос определяется величиной:

где H_s – геометрическая высота всасывания (разность отметок оси рабочего колеса и свободной поверхности жидкости в резервуаре);

P_атм – атмосферное давление;

P_н – давление во всасывающем трубопроводе;

υ 2 _н – скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе;

ω_o-н – потери напора во всасывающей линии насоса, м (или сумма потерь на входе, потерь на трение по длине трубопровода, местные сопротивления).

Величина вакуума на входном сечении определяют по формуле:

H_в – вакуумметрическая высота всасывания.

Зависимость между высотой всасывания и вакуумметрической определяется уравнением:

Схема 2. Уровень свободной поверхности расположен выше оси рабочего колеса насоса.

Величина значения H_s будет отрицательной. Отрицательное значение геометрической высоты всасывания называется подпором.

Схема 3. Откачка жидкости из замкнутого резервуара. Принципиальное отличие данной схемы работы насоса от рассматриваемой ранее схемы 2 заключается в вакуумметрической высоте всасывания.

Р_изб – избыточное давление. Оно может быть положительным, отрицательным и зависит от технологического назначения насоса и конструктивных особенностей.

Дата добавления: 2015-07-10 ; просмотров: 4099 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Видео:Воздушная навигация.Навигационный треугольник скоростей-элементы и взаимозависимость.Скачать

Как построить треугольники скоростей

Главное меню

Судовые двигатели

При использовании кинетической энергии пара при умеренных окружных скоростях применяют турбины со ступенями скорости. Для определения скоростей пара пользуются методом построения треугольников.

Процесс течения пара в чисто активной (? = 0) турбине с двумя ступенями скорости с учетом потерь показан на рис. 81, а. Пре­вращение потенциальной энергии пара в кинетическую происхо­дит так же, как в одноступенчатой активной турбине, только в одном ряде сопел. Действительная абсолютная скорость пара на выходе из сопел с ₁ = 44,8? ? h _а и направлена под углом ? ₁ к направлению окружной скорости. Геометрическим вычитанием находят относительную скорость входа пара на рабочие лопатки первого ряда w ₁ направленную под углом ? ₁ .

Относительная скорость пара на выходе из рабочих лопаток первого ряда ? ₂ = ? ₁ ? ₁ (? ₁ — скоростной коэффициент первого ряда рабочих лопаток) и направлена под углом ? ₂ . Геометрическим сложением находят абсолютную скорость с ₂ выхода пара с лопа­ток первого ряда, направленную под углом ? ₂ :

Пар входит на направляющие лопатки ступени со скоростью с ₂ , но из-за вредных сопротивлений она уменьшается до c ₁ ’ =? _н с ₂ (? _н — скоростной коэффициент на направляющих лопатках). Ско­рость с ₁ ‘ направлена под углом ? ₁ ’. Геометрическим вычитанием находят относительную скорость пара w ₁ ’, направленную под уг­лом ? ₁ ’:

Аналогично, как и для лопаток первого ряда, определяют

где w ₂ ’ и с ₂ ’ — относительная и абсолютная скорости на выходе из лопаток второго ряда, направленные соответственно под уг­лами ? ₂ ’ и ? ₂ ’; ? ₂ — скоростной коэффициент рабочих лопаток второго ряда.

Треугольники скоростей удобно совмещать к одному полюсу для каждой ступени или для всех ступеней (рис. 81, б ). Из тре­угольников скоростей следует:

Для определения окружного коэффициента полезного действия предполагается, что процесс течения пара в турбине совершается без потерь (? = ? = 1). Выходная потеря будет наименьшей (? ₂ ’ = 90°). и лопатки турбины имеют симметричный профиль (? ₁ = ? ₂ при ? = 0). Треугольники скоростей такой ступени имеют вид, при­веденный на рис. 82.

Из треугольника АОВ имеем

Из выражения следует, что, как и у одноступенчатой турбины, в турбине со ступенями скорости окружной к. п. д. зависит от от­ношения скоростей и/с ₁ . При двух значениях и/с ₁ = 0 и и/с ₁ =cos ? ₁ /z окружной к. п. д. будет равен нулю. Взяв первую производную из выражения (60) по и/с ₁ и приравняв ее нулю, получают макси­мальное значение окружного к. п. д. такое же, как и для односту­пенчатых турбин, ? _{и m ах} = cos 2 ? ₁ при значении и/с ₁ = cos ? ₁ /2 z . Отсюда видно, что при одинаковых адиабатных теплоперепадах многовенечная турбина со ступенями скорости будет иметь окружную скорость в z раз меньше, чем одновенечная. Иначе, при одинаковой окружной скорости турбина, имеющая z ступеней скорости, может срабатывать адиабатный теплоперепад в z раз больше, чем одновенечная ступень.

С учетом потерь наивыгоднейшее отношение и/с ₁ находится в пределах: для двухвенечных колес 0,20—0,25 и трехвенечных 0,10—0,18. Наивыгоднейшее значение и/с ₁ определяется таким же образом, как и для одноступенчатой турбины путем пробных расчетов, построением треугольников скоростей, вычислением ? _{0 i} = ? _и — ? _тв и построением кривой ? _{0 i} == ? (и/с ₁ ).

Окружной к. п. д. для многовенечных ступеней ? _u можно опре­делить по формуле, аналогичной (33) и распространенной на не­сколько ступеней скорости. Измерив по треугольникам каждого венца значения ( с _{1 и} ± с _{2 и} ) и сложив их, получают окружной теплоперепад

Для построения процесса расширения на s — i -диаграмме необ­ходимо построить треугольники скоростей и определить потери трения в каналах. Для двухвенечной активной ступени (? = 0) потери определяются по следующим формулам:

Откладывая эти потери последовательно от точки А _{1 t} вверх (рис. 83) на s— i -диаграмме, получают теплоперепад

h _u = i ₀ – i _{E 1} ,

использованный на окружности турбинного колеса. Окружной к. п. д.

Далее определяют сумму внутренних потерь ? q _i = q _тв + q _x и, откладывая их от точки Е ₁ вверх, находят на изобаре точку F ₁ , ко­торая соответствует состоянию пара на выходе из двухвенечной ступени. Использованный внутренний теплоперепад составляет

Одним из основных мероприятий, ведущих к повышению эконо­мичности многовенечных ступеней, является допуск небольшой реакции на рабочие и направляющие венцы. Кроме того, реактив­ность обеспечивает плавное изменение высот лопаток проточной части ступени.

Степени реакции в венцах

где h _л1 , h _н , h _л2 —адиабатные теплоперепады на первом рабочем, направляющем и втором рабочем венцах;

h _а — общий адиабатный теплоперепад.

Так как h _a = h _с + h _л1 + h _н + h _л2 , то адиабатный теплоперепад, приходящийся на сопловой аппарат,

При наличии реакций в венцах скорости пара на выходе из со­ответствующих венцов определяют по формулам:

Порядок построения процесса (рис. 84) следующий.

1. По начальным и конечным параметрам пара определяют на диаграмме рас­полагаемый теплоперепад h _а = i ₀ — i _{1 t} кдж/кг.

3. От точки А ₀ откладывают вниз теплоперепад h _с и на пересечение с адиа­батой A ₀ A _{1 t} получают точку а. Изобара р 1 , проходящая через точку а, соответ­ствует давлению пара за соплом.

4. Определяют потери в сопле q _с и откладывают ее от точки а вверх, в ре­зультате получают точку А ₁ , характеризующую состояние пара на выходе из сопла; линия А ₀ А ₁ есть процесс расширения в сопле.

5. Находят теплоперепад на лопатках первого ряда h _л1 =? _л1 h _а и отклады­вают его от точки А ₁ вниз. Изобара р», проходящая через точку b, соответствует давлению пара за первым рабочим венцом.

6. Строят треугольники скоростей для первого рабочего венца и по относи­тельной скорости w ₂ , определяемой по формуле (64), находят по формуле (65) потери q _л1 . Откладывая эти потери от точки b вверх, получают на изобаре р» точку В ₁ , которая характеризует состоя­ние пара после первого ряда рабочих ло­паток.

7. Аналогичным образом путем построения треугольников скоростей находят соответствующие скорости. Отложив последовательно теплоперепады h _н и h _л2 и потери q _н и q _л2 , получают точку D ₁ , определяющую состояние пара после рабо­чих лопаток второго ряда.

[1] Определяют выходные потери q _в и, отложив ее от точки D ₁ вверх, полу­чают точку Е ₁ определяющую состояние пара на выходе из ступени. Разность на­чальной энтальпии i ₀ и i _{E 1} соответствует окружному теплоперепаду в ступени h _и = i ₀ — i _{E 1} кдж/кг (кал/кг).

С повышением степени реакции, окружной к. п. д. повышается. Графическая зависимость з _и = ц ( u / c ₁ ) для различных степеней реак­ции в венцах двухвенечной ступени показана на рис. 85. На кри­вых указаны степени реакции (в процентах) для рабочих и на­правляющих лопаток.

Высота сопел и лопаток определяется по уравнению сплошно­сти для различных частей проточной части, при этом:

Деля по частям последние три уравнения на первое и при­нимая во внимание зависимости, а также считая одинако­выми коэффициенты сужения . ₁ ?? _н ?? ₂ для всех профильных решеток проточной части ступени, получаем

Для расчета чисто активных ступеней (? = 0) можно измене­нием удельных объемов пренебречь и приближенно определить высоты по выражениям

Видео:Турбинная ступень. Треугольники скоростейСкачать

Построение треугольников скоростей

2. Построение треугольников скоростей

Принимаем средный диаметр регулирующей ступени равному d_ср=0,8м

Тогда окружная скорость на среднем диаметру составляет

Отношение скорости U/C_у равняется

где — условная скорость, рассчитанная по изоэтропийному перепаду энтальпий на ступень.

Рассчитанное отношение скорости входит в диапазон , в котором находится максимальное значение η_oi для одновенечной ступени.

Теоретическая скорость истечения пара в сопловой решетке

Действительная скорость истечения пара в сопловой решетке

Построим треугольник скоростей для сопловой решетки. Принимаем угол выхода потока из сопловой решетки α₁=14°.

Рис.2. Треугольник скоростей сопловой решетки.

По треугольнику скоростей определили относительную скорость сопловой решетки W₁=123,5м/с и угол входа потока в рабочую решетку β=28°С.

Проверим эти значения расчетным путем. Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку равна

Угол входа потока в рабочую решетку

Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки

Действительная относительная скорость потока на выходе из рабочей решетки

Угол выхода потока пара из рабочей решетки

Действительная скорость на выходе из рабочей решетки

Угол входа потока в сопловую решетку второй ступени

Достроим треугольник скоростей

Рис.3 Треугольники скоростей сопловой и рабочей решеток

3. Расчет потери теплоперепада

Потеря теплоперепада в сопловой решетке составляет

Энтальпия пара после действительного расширения в сопловой решетке

Потеря теплоперепада в рабочей решетке составляет

Потеря с выходной скоростью в камере регулирующей ступени

Суммарная потеря составляет

4. Выбор тип профиля сопловой и рабочей решетки

Выбор профиля сопловой решетки

Теоретический удельный объем после расширения в сопловой решетке по давлению р₁=3,7МПа и энтальпии h_1t=3210,88кДж/кг.

Для подбора сопловой решетки исходными параметрами являются углы входа, выхода потока пара (α₁ и α₂) и также число Маха M_C1. Число Маха составляет

где — скорость звука в среде; k – показатель изоэнтропы (для перегретого пара k=1,3-1,34).

Выбираем профиль по /1/ С-90-15А

Хорда профиля

Шаг решетки

Площадь выходного сечения сопловой решетки

где — проекция на оси Z

Число сопловых лопаток

Выбор профиля рабочей решетки

Теоретический удельный объем отработавщего пара в рабочей решетке:

по давлению P₂=3,6МПа и энтальпии h_2t=3208кДж/кг.

Для подбора рабочей решетки исходными параметрами являются углы входа, выхода потока пара (β₁ и β₂) и также число Маха M_W1. Число Маха составляет

где — скорость звука в среде;

Выбираем профиль по /1/ Р-35-21А

Хорда профиля

Шаг решетки

Площадь выходного сечения рабочей решетки

Высота рабочих лопаток

где — проекция на оси Z

Число рабочих лопаток

5. Расчет относительный лопаточный КПД

Относительный лопаточный КПД по потерям энергии

Для проверки правильности расчета η_ол определим относительный лопаточный КПД по треугольникам скоростей

— работа 1кг пара с учетом потерь в сопловом аппарате, на рабочей лопатке и с выходной скоростью, кДж/кг; кДж/кг – распологаемая энергия ступени при промежуточной ступени равно распологаемому теплоперепаду.

Относительный лопаточный КПД η_ол равняется

Погрешность относительного лопаточного КПД составляет

Для определения эффективности турбинной ступени определим внутренний относительный КПД :

Потери от влажности составляет .

Потери от трения составляет

где — коэффициент трения; F₁=0,022м 2 – площадь выходного сечения сопловой решетки

Вентиляционные потери:

где — коэффициент сегмента; i=4 — число групп сопел

Внутренный относительный КПД равняется

Действительный теплоперепад ступени

Мощность регулируещей ступени

В данной курсовой работе был произведены расчет промежуточной (регулирующей) ступени турбоустановки. Определили углы входа и выхода турбинных решетек по треугольником скоростей. По полученными значениями углы выбирали профиль С-90-15А.

Были получены следующие результаты:

Относительный лопаточный КПД турбины

Внутренный относительный КПД турбины

Действительный теплоперепад ступени

Мощность регулирующей ступени

1. Тепловой расчет паровой турбины: учебное пособие для студентов теплоэнергетических специальностей / Под редакцией А.Н. Кудрящов, А.Г. Фролов. –Иркутск, – 2004. – 87с.

2. Паровые и газовые турбины / Под ред. А. Г. Костюка и В.В. Фролова, 4-е изд., стереотипное. М.: Энергоавтомиздат, 1985. – 351с.

3. Трухный А. Д. Стационарные паровые турбины: учебник для студентов технических вузов. Изд. 2-е, перераб. М.: Энергия, 1981. – 456 с.

4. Лекции по курсу «Тепловые двигатели», 2010г.

5. Диаграмма h,s для водяного пара.

6. Александров А. А., Григорьев Б. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: Справочник. Рек. Гос. службой стандартных справочных данных. ГСССД Р-776-98. – 2-е изд., стереот. – М.: Издательский дом МЭИ, 2006. – 168 с.

🎬 Видео

Как рисовать треугольники скоростей на экзамене. Паровые турбиныСкачать

Строим треугольник по трем сторонам (Задача 5).Скачать

Построение высоты в тупоугольном и прямоугольном треугольниках. 7 класс.Скачать

Вводная часть лекции по определению основных параметров навигационного треугольника скоростей.Скачать

Построение плана скоростей. ТММСкачать

Построение Планов скоростей компрессораСкачать

План скоростей кривошипно-ползунного механизмаСкачать

Построение треугольника в трёх проекцияхСкачать

Занятие 2 - Построение планов скоростейСкачать

Геометрия - Построение правильного треугольникаСкачать

Построение медианы в треугольникеСкачать

№102. Начертите треугольник. С помощью транспортира и линейки проведите его биссектрисы.Скачать

Построение высоты в треугольникеСкачать

Построение равностронего треугольника.Скачать

4.Физика.Треугольник скоростей и экстремальные параметры полета!Скачать

Маневренный планшет полная версияСкачать

Плоско-параллельное движение. Определение скоростей. ТермехСкачать

Построение треугольника, равного данномуСкачать