1090

Особенности переменных режимов работы паровой турбины

Лекция

Энергетика

Общая характеристика переменных режимов. Переменный режим работы турбинных решеток. Изменение степени реактивности от расчетного значения. Треугольники скоростей для последней ступени при изменении давления. Распределение давлений и теплоперепадов по ступеням турбины при переменном режиме ее эксплуатации.

Русский

2013-01-06

792 KB

123 чел.

Лекция №13

Особенности переменных режимов работы паровой турбины

13.1. Общая характеристика переменных режимов

При проектировании паровой турбины ее экономические характеристики в первую очередь определяются исходя из номинального (расчетного) режима эксплуатации, для которого при заданных расходе и параметрах водяного пара реализуется номинальная мощность турбоагрегата при его максимальной экономичности. В реальных условиях эксплуатации имеют место нерасчетные режимы, определяемые изменением:

  1.  нагрузок энергоблоков Nэ (частичные и максимальные нагрузки);
  2.  расходов свежего (G0) и отбираемого тепловому потребителю (Gт) водяного пара;
  3.  термодинамических параметров рабочих сред в цикле (р0, t0, рпп, tпп, рк, рпв, tпв);
  4.  частоты сети;  
  5.  проточной части турбины в процессе ее модернизации или из-за отложения солей, а также эрозионного и механического износов;
  6.  тепловой схемы турбоустановки (отключение подогревателей, замена оборудования).

 Все эти изменения определяют условия переменных режимов работы турбины. Кроме того, существуют нестационарные режимы эксплуатации турбоустановок, связанные c пуском и остановом главного оборудования, а также с изменением теплового состояния паровой турбины при переходе на частичные нагрузки. В ряде случаев турбоагрегаты находятся в режимах холостого хода, а также синхронного компенсатора (моторный режим эксплуатации). В дальнейшем будем называть установившийся во времени режим эксплуатации турбоустановки переменным, а переходными – режимы, связанные с изменение расхода водяного пара или его параметров во времени. Для оценки изменения экономичности и надежности основных элементов паровой турбины при отклонении режима ее эксплуатации от номинального обычно выполняют соответствующие тепловые и прочностные расчеты при неизменных размерах сопловых и рабочих решеток ее отдельных ступеней.

13.2. Переменный режим работы турбинных решеток

Выполним анализ влияния параметров водяного пара на его расход через соответствующие решетки турбинной ступени. При этом не существует принципиальной разницы, идет ли речь о неподвижной сопловой или вращающейся рабочей решетке. Для определения расхода пара через сопловую решетку необходимы знания параметров полного торможения перед ней  () и статического давления за ней (р1). Для рабочей решетки этими параметрами являются параметры торможения в относительном движении  () и давление р2. Но зависимости расхода от давления для суживающихся и расширяющихся решеток различны.

    Суживающиеся решетки.

Анализ переменных режимов обычно осуществляется с помощью относительного давления , выражающего отношение давления в выходном сечении решетки (р1, р2) к давлению полного торможения на входе в нее (). Значение  сравнивается с критическим значением относительного давления , которое при истечении перегретого водяного пара равно =0,546. Например, в сопловых решетках в зависимости от относительного давления 11/ реализуются следующие основные режимы течения:

1. дозвуковой, когда 1;

2. критический, когда истечение осуществляется со скоростью звука, т. е.  1;

3. сверхкритический, когда давление в горле соплового канала равно критическому р, но больше давления р1, т.е. 1. Такой режим формируется при расширении в косом срезе турбинной решетки и определяет ее запирание, при котором максимальный расход определяется только давлением и температурой полного торможения водяного пара на входе в решетку:

                                                                                                         (13.1)

Рассмотрим характер зависимости расхода пара через межлопаточные каналы сопловой решетки от давления р1, которая представлена на рис. 13.1,а. Если перед решеткой поддерживать полное давление постоянным, а давление за ней менять, то закон изменения расхода водяного пара изображается линией АВС, где точка А определяет критический расход G, точка В критическое отношение давлений , а точка С нулевой расход. Понятно, что при р1р1 расход через каналы является критическим и не меняется. При изменении полного давления перед решеткой ранее указанные точки и, соответственно, зависимость расхода смещаются в принятой системе координат пропорционально этому давлению. Более удобно проводить анализ и расчет переменного режима при течении пара в суживающихся каналах с помощью сетки относительных расходов q=f(0,1) (рис. 13.1,б). Здесь относительный расход

                                                      (13.2)

выражает отношение расхода G, кг/с через сопло к критическому расходу Gmax, вычисленному при максимальном начальном давлении р0,max. Значение р0,max назначается исходя из возможных эксплуатационных условий. В свою очередь 000,max  относительное давление перед соплом, а 110,max – за соплом.

                                                           

а)

    

б)

Рис. 13.1. Зависимость изменения расхода G от давления (а) и сетка относительных расходов водяного пара (=0,546) через турбинную решетку с суживающимися каналами (б)

    

Решения уравнения (13.2) в итоге их графической интерпретации представляют семейство эллипсов с координатами центров qц=0 и =0 (рис. 13.1,б). Для значений а0 расход через сопло, как было показано ранее, является критическим, что в сетке относительных расходов отражено семейством прямых горизонтальных линий. Сетки расходов для рабочих сред с разными показателями изоэнтропы х в условиях Т0=const легко строятся, принимая размер полуосей эллипсов вдоль оси ординат равный 0, а вдоль оси абсцисс равным 0(1-). Пользование сеткой рассматривается на примере оценки изменения расхода через межлопаточные каналы сопловой решетки, когда при постоянном давлении на входе р0=10 МПа давление за ней уменьшилось с р1=8 МПа до р11=6 МПа. Принимаем р0,max=10 МПа.  Тогда 01=011=1,0; 1=0,8; 11=0,6. Для исходного режима по сетке расходов находится значение q1=0,81, а для нового режима - q11=0,98. В итоге изменение расхода оценивается отношением G11/G1=q11/q1=1,21.

Представленная сетка относительных расходов (рис. 13.1) позволяет выполнить расчеты переменных режимов соответствующих решеток турбинной ступени, определяемых изменением давлений на их входе и выходе, расхода через каналы в любой их комбинации.

13.3. Переменный режим турбинной ступени

При изменении мощности турбины, определяемой расходом водяного пара и отклонением его термодинамических параметров от номинальных значений, располагаемые теплоперепады ее ступеней , а также параметры u/cф и могут существенно изменяться. При этом теплоперепады меняются в разных ступенях по-разному: наиболее сильно в регулирующей ступени ЦВД и последних ступенях ЦНД.

Рассмотрим влияние уменьшения теплоперепада  в ступени на основе анализа треугольников скоростей, представленных на рис. 13.2,а. В условиях работы турбины с постоянной частотой вращения окружные скорости не меняются (u=const). Очевидно, что при этом уменьшается абсолютная скорость за сопловой решеткой (с11с1) и возрастает отношение u/cф. Тогда новое значение относительной скорости w11w1 определяет отрицательный угол атаки на входе в рабочую решетку (1=1-11) и соответствующее снижение экономичности ступени в условиях нерасчетного обтекания рабочих лопаток. При этом w21w2, что изменяет значение и направление абсолютной скорости с2 на выходе из рабочей решетки (2=2-21). Изменение треугольников скоростей при увеличении располагаемого теплоперепада в ступени показано на рис. 13.2,б. Здесь увеличение скорости с11 приводит к формированию положительного угла атаки 1 на входе в рабочую решетку и возможному отрыву потока в области выпуклой поверхности рабочих лопаток. При этом отношение u/cф уменьшается, что сказывается на экономичности турбинной ступени.

 

а)

            

б)

Рис. 13.2. Треугольники скоростей при расчетном (а) и измененном (б) теплоперепаде ступени

 

Кроме отношения скоростей на изменение КПД ступени может оказать влияние отношение давлений  из-за изменения потерь при обтекании решеток и перераспределения теплоперепадов Н, Н0p. Изменение параметра u/cф сопровождается изменением степени реактивности ступени . При небольших изменениях u/cф, когда его относительное отклонение определено диапазоном –0,1(u/cф)/(u/cф)00,2, в оценках относительного отклонения степени реактивности используется линейная зависимость

                                                  ,                                        (13.4)

где индекс «0» определяет расчетный режим, а буква  - отклонение от расчетных значений. График этой зависимости для различных значений 0 показан на рис. 13.3. Видно, что изменение степени реактивности больше для ступеней с меньшими ее значениями 0. Формула (13.4) получена без учета изменения степени реактивности от утечек пара через корневые и периферийные зазоры, которыми можно пренебречь при малых зазорах и в турбинных ступенях со степенью парциальности е=1.

 

Рис. 13.3. Изменение степени реактивности от расчетного значения 0 

при отклонении параметра u/cф  турбинной ступени

Итак, расчет на новом режиме сводится к определению нового значения располагаемого теплоперепада ступени, по которому определяется фиктивная скорость сф и отношение скоростей u/cф. С помощью известных зависимостей по u/cф оцениваются потери и относительный лопаточный КПД ступени. Если первоначально проточная часть турбинных решеток спроектирована в условиях реализации угла выхода потока 2=900, то как уменьшение, так и увеличение параметра u/cф примерно в равной мере сказывается на потерях с выходной скоростью Нвс.

На рис. 13.4 показаны зависимости основных составляющих потерь и относительного лопаточного КПД ол  активной (рис. 13.4,а) и реактивной (рис. 13.4,б) ступеней от u/cф при ст=const (пунктирные линии – опыт, сплошные - расчет).

           

                                    а)                                                                                            б)

                Рис. 13.4. Зависимости ол=f(u/cф):  

а - для активной ступени (=0,05);   б – для реактивной ступени (=0,5)

В ряде случаев вводятся поправки на изменение отношения давлений в ступени ст. Основной причиной влияния на относительный внутренний КПД ступени отношения давлений  является изменение режима течения в каналах решеток по числу Маха и изменение соответствующих потерь в них. Особенно ощутимо это изменение, если режим течения в одной из решеток переходит из докритического в критический, и наоборот. Критические режимы имеют место в ступенях низкого давления, а также в регулирующей ступени ЦВД. Для приближенной оценки изменения относительного внутреннего КПД ступени от u/cф используют зависимости, получаемые на основе обобщения большой серии результатов экспериментальных исследований турбинных ступеней. Для ступеней активного типа такая зависимость, как результат аппроксимации опытных данных, представляется уравнением

                                     ,                                      (13.5)

где . Данная зависимость показана на рис. 13.5.

Для ряда турбинных ступеней требуется учет изменения влажности водяного пара. На рис. 13.6 приведены опытные зависимости, показывающие влияние степени влажности y0 перед ступенью активного типа на уровень ее oi. Из них видно, что с увеличением влажности оптимальное отношение скоростей u/cф ступени снижается. Кроме того, при числах Re(1…6)105 следует учитывать его влияние в форме поправок к oi.

Рис. 13.5. Обобщенная зависимость относительного внутреннего КПД турбинных ступеней активного типа

Рис. 13.6. Влияние влажности на oi турбинной ступени:

  1.  перегретый пар; 2 - y0=0,008; 3 - y0=0,019; 4 - y0=0,043; 5 - y0=0,068

13.4. Особенности переменного режима турбинной ступени с 2=d2/l210

При изменении режима работы конденсационной турбины в особых условиях находятся последние ступени. На их характеристики влияют расход водяного пара, давление за ступенью р2, определяемое давлением рк, которое, в свою очередь, зависит от расхода пара Gк в конденсатор, температуры и расхода охлаждающей воды. Кроме того, в ступенях большой веерности существенно отличаются параметры и кинематические характеристики потока в ее корневых, средних и периферийных сечениях.

Рассмотрим влияние изменения давления рк при постоянном расходе G2 на характеристики потока в среднем сечении последней ступени ЦНД турбины. Если в решетках ступени отсутствуют условия для формирования соответствующих критических скоростей течения (ε>ε), то изменение рк будет отражаться как на давление ро перед ступенью, так и на давление p1 за сопловой решеткой (в дозвуковом потоке возмущения передаются и вверх по потоку). Начиная с режима, в котором при уменьшении рк в одной из решеток последней ступени будет достигнута скорость звука, дальнейшее снижение давления за ступенью не будет влиять на давления и скорости пара во всех решетках, расположенных вверх по проточной части от критического сечения.

На рис. 13.7 показаны треугольники скоростей в последней ступени при понижении давления р2 за ней. Звездочкой отмечено критическое значение относительной скорости (w2*). При понижении р2 ниже критического значения входной треугольник останется неизменным, а скорость w2 начнет превышать критическое значение w2* за счет расширения водяного пара в косом срезе решетки (рис. 13.7,а). При дальнейшем понижении p2 достигается предельное расширение в косом срезе, после чего расширение будет происходить уже за ступенью. При этом проекция относительной скорости w2sinβ2 не увеличивается и, следовательно, мощность последней ступени не растет с понижением противодавления. Будет лишь увеличиваться осевая составляющая усилий в ступени.

Если при уменьшении давления р2 критическая скорость сначала сформируется в горловом сечении сопловой решетки, то и в ней будет происходить расширение с эффектом косого среза. При достижении критической скорости w2* в выходном сучении рабочей решетки дальнейшее понижение давления за ступенью не вызовет изменения давления в зазоре между сопловой и рабочей решетками. Такое изменение давления за ступенью будет влиять только на скорость выхода потока из рабочей решетки. Этому случаю соответствуют треугольники скоростей, представленные на рис. 13.7,6. Скорости с индексами 1 и 2 относятся к случаю, когда достигается  w2*  на выходе из рабочей решетки, скорости с индексами 12 и 22 – к случаю, когда на выходе из сопловой решетки формируется скорость c1*, а с индексами 14 и 24 - соответствуют предельному расширению в косом срезе рабочей решетки.

 а) б)

Рис.  13.7. Треугольники скоростей для последней ступени при изменении давления p2:

а  - критическая скорость возникает только в выходном сечении рабочей решетки;

б  - критическая скорость возникает сначала в сопловой решетке, а затем в рабочей

Из представленного анализа изменения кинематических характеристик турбинных решеток следует важный вывод: при понижении давления р2 за ступенью возможно увеличение расхода водяного пара через ее каналы и, соответственно, мощность ступени только до определенного уровня. Представленные на рис. 13.7 треугольники скоростей в равной мере относятся как к изменению расхода через ступень, так и к одновременному изменению расхода G и давления р2, т.е. в общем случае к изменению объемного пропуска пара Gv2.

Характер изменения таких величин, как число М2, давление р1 и угол 1 по высоте

последней ступени при Gv2=var, показан на рис. 13.8,а. Оценку характеристик последней ступени в переменных режимах обычно осуществляют на основе расчетов от состояния водяного пара за ступенью. В большинстве паровых турбин их последние ступени работают при среднерасходном значении числа МС2a>0,6, когда относительные скорости на выходе из рабочей решетки больше скорости звука (w2>a2) по всей высоте ступени. Если объемный расход водяного пара через последнюю ступень (Gv)2 уменьшается, то значение скорости w2 также уменьшается по высоте ступени, причем обычно скорость w2 в корневых сечениях ступени много меньше, чем в периферийных сечениях. До тех пор, пока имеет место неравенство w2>a2, изменение режима работы последней ступени сказывается только на условиях расширения в косом срезе рабочей решетки. Переход в дозвуковой режим течения происходит раньше в корневой части ступени и, как только в ней относительная скорость станет меньше скорости звука (w2<a2), при уменьшении расхода начнется изменение давления р1 и перед рабочей решеткой (рис. 13.8,а). Это вызывает перераспределение расходов по высоте ступени, причем наиболее существенно уменьшается расход вблизи корневого сечения рабочей решетки.

   

                                          а)                                                                                             б)

Рис. 13.8. Изменение параметров потока по высоте последней ступени с d/I=2,5 при G=const,  p2=var (а)  и картина формирования рециркуляционных зон в ней при Gv2/(Gv2)0=0,14 (б):

1 – Gv2/(Gv2)0=1,0; 2 –  Gv2/(Gv2)0 =1,1; 3 – Gv2/(Gv2)0=0,8; 4 – Gv2/(Gv2)0==0,6

При значительном сокращении объемного пропуска через ступень начинается формирование прикорневой рециркуляционной области течения, картина которой показана на рис. 13.8,6. Степень реактивности в сечении у корня ступени понижается, а у периферии растет, что приводит к существенному увеличению угла β1. Это, в свою очередь, формирует при малом объемном пропуске пара отрыв потока и у периферии ступени. Для сокращения показанных эффектов, приводящих к резкому сокращению экономичности и надежности работы последних ступеней, в современных турбинах последние ступени проектируются с наклоном сопловых лопаток у корня. Например, применение саблевидных сопловых лопаток дает увеличение корневой степени реактивности, что сокращает возможность формирования прикорневого отрыва потока. В ряде турбин увеличивают корневую степень реактивности последней ступени, а также расчетное значение располагаемого теплоперепада.

Для последних ступеней их относительный внутренний КПД без учета потерь с выходной скоростью ηoi*=ηoi+(c2/cф)2 с изменением u/cф меняется незначительно. Так, например, с увеличением параметра u/cф до его значения u/cф=0,9 (располагаемый теплоперепад ступени уменьшается при этом почти в два раза) относительное изменение относительного внутреннего КПД равно Δηoi*/ηoi=0,1…0,13. Это связано с тем, что в расчетном режиме ступень работает со сверхзвуковыми скоростями и перестройка кинематики потока происходит медленно, т.к. рабочая решетка обладает большой устойчивостью к отклонению угла входа β1. Но полный КПД ступени ηoi резко уменьшается из-за заметного роста потерь с выходной скоростью (ηoioimax=0,4…0,6).

13.5. Распределение давлений и теплоперепадов по ступеням турбины при переменном режиме ее эксплуатации

Изменение расхода водяного пара через турбину вызывает перераспределение давлений и теплоперепадов по ее ступеням. Обычно рассматривают изменение через группу ступеней отсека турбины, внутри которого нет отборов пара в регенеративную систему турбоустановки или регулируемых теплофикационных и производственных отборов. Для группы ступеней, когда ни в одной из них не возникает критический режим течения (скорости пара меньше критических для всех режимов по расходу), А. Стодола на основе опытов и Г. Флюгель на основе аналитических решений получили зависимость между расходом водяного пара и начальным р0 и конечным р2 давлениями для отсека:

                                   .                                        (13.9)

В данной зависимости (представляет закон Стодола-Флюгеля) величинам, характеризующим исходный режим, присвоен дополнительный индекс «0». Здесь Т0 – температура водяного пара перед группой ступеней.

Если какая-либо ступень работает с критической скоростью, то давление за ступенью уже не влияет на расход (G=0,667F) и тогда зависимость (13.9) приобретает вид:

              .                                          (13.10)

Для конденсационных турбин, где p2=pк<<po, зависимость (13.9) приобретает наиболее простой вид:

                                                  .                                           (13.11)

Часто полагают, что температура пара перед группой ступеней остается постоянной (Т000) и тогда изменение расхода прямо пропорционально давлению водяного пара:

                                                       .                                                (13.12)

Эта зависимость оказывается справедливой при изменении давлений перед ступенями любой турбины, если последняя ступень рассматриваемого отсека работает в режиме критического истечения пара.

Для группы ступеней конденсационной турбины расход пропорционален давлению перед ней, даже если в ступени не возникает критических скоростей. На рис. 13.9 показана экспериментальная зависимость давления перед различными ступенями турбины К-800-23,5 от расхода водяного пара Go.

Рис. 13.9. Изменение давления р2 по ряду ступеней ЦВД  и давления перед ЦСД

в зависимости от расхода G0 водяного пара для турбины К-800-23,5 ЛМЗ

Итак, если при изменении режима работы в группе ступеней не возникает критическое истечение, то в расчетах следует пользоваться зависимостью (13.9), а если хотя бы в одной ступени возникает критический режим, то зависимостью (13.10). При переменных режимах меняются не только давления, но и теплоперепады по ступеням. Располагаемый теплоперепад ступени можно выразить следующим образом:

                             ,                                   (13.13)

где х - показатель изоэнтропы (рассматривается изоэнтропийное расширение водяного пара).

Проанализируем изменение теплоперепада ступеней в отсеке турбины при разных условиях ее работы. Если давления пара перед ступенью и за ней меняются пропорционально расходу, что характерно для конденсационных турбин или для группы ступеней, в одной из которых имеет место критический режим течения, то отношение давлений ст=p2/po=const, т.е. не зависит от расхода пара в широком диапазоне его изменения. Тогда располагаемый теплоперепад каждой ступени пропорционален произведению povo. В большинстве случаев в области перегретого пара это произведение при изменении расхода меняется мало. Следовательно, для большинства промежуточных ступеней конденсационных турбин располагаемый теплоперепад практически не зависит от изменения расхода водяного пара.

На рис. 13.10 приведено относительное изменение теплоперепадов ступеней для группы, работающих с докритическими скоростями. Видно, что при различных расходах пара через турбину или при изменении противодавления меняется главным образом теплоперепад последней ступени. Чем дальше ступень расположена от последней ступени группы, тем меньше изменяется режим ее работы. При изменении режима меняется и КПД группы ступеней. При этом в первых ступенях это изменение очень мало, так как их параметры u/cф и практически постоянны. В последней ступени теплоперепад существенно зависит от расхода и, следовательно, ее КПД также меняется. При изменении давления в конденсаторе меняется режим работы в основном последней ступени. И только при повышении давления рк, когда скорости пара в последней ступени станут докритическими, несколько изменится режим работы предшествующей ступени. Чем больше ступеней в группе, тем устойчивее ее КПД при изменении расхода водяного пара и конечного давления.

Рис. 13.10. Зависимость располагаемых теплоперепадов ступеней от расхода пара через отсек турбины (по отношению  к величинам, определяющих расчетный режим)

Лектор: В.Ф. Касилов


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

76925. Орган зрения: общий план строения. Глазное яблоко и его вспомогательный аппарат 183.74 KB
  Изменения внутренней оси глаза короткая длинная сказываются на положении фокуса световых лучей. Оболочки глаза состоят: из фиброзной оболочки с прозрачной и круглой передней частью роговицей диаметром в 12 мм толщиной в 1 мм; и с задней частью плотной белесоватой склерой толщиной от 04 до 1 мм; из сосудистой оболочки с тремя частями: собственно сосудистой ресничным телом радужкой со зрачком; из сетчатой оболочки с наружной пигментной и внутренней светочувствительной частью. Внутреннее ядро глаза представлено водянистой влагой...
76926. Преломляющие среды глазного яблока: роговица, жидкость камер глаза, хрусталик, стекловидное тело 181.53 KB
  Стекловидное тело находится в стекловидной камере. Объем его у взрослого - 4 мл. По составу - это гелеобразная среда с наличием в остове особых белков: витрозина и муцина, с которыми связана гиалуроновая кислота, что обеспечивает вязкость и упругость тела
76927. Сосудистая оболочка глаза, ее части. Механизм аккомодации 180.92 KB
  Ресничное тело средний отдел сосудистой оболочки расположен в виде кругового валика соответственно месту перехода роговицы в склеру сзади от радужки с которой срастается наружным ресничным краем. В центре радужка имеет зрачок ограниченный зрачковым краем сосудистой оболочки а противоположный ему край называется ресничным. В сосудистой оболочке находятся ресничные артерии: задние и передние; короткие и длинные. Из венозной сети сосудистой оболочки формируются вортикозные вены 46 проходящие через склеру и впадающие в...
76928. Сетчатая оболочка глаза. Проводящий путь зрительного анализатора 181.61 KB
  Внутренняя или сетчатая оболочка глаза плотно срастается с сосудистой по всей площади соприкосновения. Центральная ямка макулы сосредотачивает только колбочковые нейросенсорные клетки и в нее ldquo;упираетсяrdquo; оптическая ось глаза. Проводящий зрительный путь Рецепторное поле это сетчатая оболочка глаза с палочко и колбочковидными клетками содержащими светочувствительный пигмент родопсин йодопсин.
76929. Вспомогательный аппарат глазного яблока 179.9 KB
  Чувствительная иннервация осуществляется за счет глазничной ветви тройничного нерва при помощи: длинных ресничных ветвей из носоресничного нерва и подглазничного нерва от второй ветви пятой пары. Иннервация мышц происходит из глазодвигательного нерва: прямые мышцы верхняя нижняя медиальная нижняя косая подниматель верхнего века. Из отводящего нерва снабжается прямая латеральная мышца; из блокового верхняя косая; из лицевого нерва круговая мышца глаза. Их топография строение кровоснабжение иннервация.
76930. Органы вкуса и обоняния 180.85 KB
  Во вкусовых почках передних 2 3 третей языка обнаружен сладко чувствительный белок а в задней части – горько чувствительный. Вкусовые вещества адсорбируются микроворсинками вкусовых сенсорных эпителиоцитов и в них сталкиваются с рецепторными белками клетки что изменяет проницаемость мембран вкусовых эпителиоцитов и генерирует импульс. На боковых поверхностях вкусовых клеток замыкаются: в области передних 2 3 языка терминали барабанной струны промежуточного нерва – VII черепной пары; на задней 1 3 языка и слизистой неба и глотки ...
76931. Анатомия кожи и ее производных. Молочная железа: топография, строение, кровоснабжение, иннервация 191.33 KB
  В нем залегают корни волос потовые и сальные железы лимфоидные узелки иммунной системы. В сумку открывается проток сальной железы. Потовые glndule sudorifere это простые трубчатые железы в количестве 225 млн. По строению и функции потовые железы делятся на мерокриновые и апокриновые.
76932. Классификация желез внутренней секреции 181.69 KB
  Щитовидная и паращитовидные железы принадлежащие этой группе имеют энтодермальное происхождение и развиваются из эпителия глоточной части первичной кишки из закладки между 1й и 2й висцеральными дугами. В процессе развития формируется щитоязычный проток из дистальных отделов которого возникают доли и перешеек щитовидной железы после чего проток редуцируется. Паращитовидные железы развиваются из эпителия 34 висцеральных жаберных карманов глоточной кишки.
76933. Бранхиогенные железы 180.89 KB
  Внутри железы находятся дольки лежащие между фиброзными перегородками трабекулами. Размеры железы: поперечный 3060 мм продольный 50 мм высота перешейка 515 мм; масса железы 2530 г. Паращитовидные железы гландула паратиреоидеа верхние и нижние овальные тельца длиной 48 мм шириной 34 мм толщиной 23 мм.