Вентиляционные потери

Потери мощности в зубчатых передачах в основном складываются из потерь а) на трение в зацеплении б) на разбрызгивание масла в) в подшипниках. В особо быстроходных передачах могут быть значительными вентиляционные потери. [c.198]

При работе турбины рабочее колесо откачивает воздух из кожуха и создает в нем некоторый вакуум, который, как показали исследования, с одной стороны, способствует уменьшению вентиляционных потерь, а с другой, — подсасывая воду, повышает уровень в отводящем канале и, затрудняя сход потока с рабочего колеса, увеличивает потери. Практически эффект от отсоса воздуха зависит от расхода через турбину, высоты расположения рабочего колеса и его окружной скорости. В новых конструкциях ковшовых турбин воздух подают через специальное устройство, автоматически регулируя его количество по специальной программе в зависимости от мощности турбины. [c.55]

Во избежание чрезмерных концевых потерь длина лопаток li не должна быть слишком малой, что в ряде случаев требует введения парциальности, которая, в свою очередь, вызывает вентиляционные потери. Сравнивая суммарные потери от двух упомянутых факторов в процессе вариантных расчетов, определяют оптимальное значение е. Ориентировочно можно найти е из выражений [39] [c.136]

Турбина заднего хода (ТЗХ) служит для осуществления заднего хода судна, а также для сокращения длины выбега судна при остановке. ТЗХ обычно состоит из одной двухвенечной и двух активных ступеней и размещается в корпусе ТНД переднего хода (см. рис. 5.7, г). Отработавший пар от ТЗХ поступает в главный конденсатор, а на переднем ходу ее ступени вращаются в вакууме, что снижает вентиляционные потери до 0,3—1,0 % мощности полного переднего хода. [c.178]

Повышение давления за ТЗХ приводит к уменьшению ее мощности и размеров последнее, в свою очередь, уменьшает вентиляционные потери на переднем ходу. Обычно рекомендуется при проектировании ТЗХ принимать расчетное противодавление в два раза большим, чем на переднем ходу (ргз.х = 0,01-7-0,02 МПа). [c.179]

Применение ТЗХ в ГТД ограничено ввиду тяжелых условий работы клапанов при высоких температурах и повышенных вентиляционных потерь на переднем > оду. [c.329]

При парциальном впуске рабочего тела только часть лопаток занята газом, остальные каналы заполнены нерабочим телом. При подходе этих каналов к соплам часть энергии рабочего газа затрачивается на выталкивание нерабочего тела. В этом случае неработающие лопатки как бы перекачивают газ с одной стороны рабочего колеса на другую, вызывая вентиляционные потери. Потери на трение дисков рабочего колеса о газ происходят потому, что газ заполняет пространство между диском и корпусом турбины. Диск захватывает близлежащие частицы газа и сообщает им ускорение, в результате чего затрачивается определенное количество энергии на торможение диска газом. В реактивных турбинах потерями на трение и вентиляцию обычно пренебрегают, так как рабочие лопатки располагаются не на дисках, а на барабанах, и подвод газа осуществляется по всей окружности. [c.217]

При запуске двигателя пусковой механизм до момента появления первых вспышек в рабочем цилиндре должен затратить энергию на преодоление работ следующих сил сопротивления трения, включающую работу на привод вспомогательных механизмов (вентилятора, водяной помпы, динамо, масляного и топливного насосов), а также насосные и вентиляционные потери тангенциальных сил инерции вращающихся масс при разгоне двигателя сжатия воздуха в течение одного или двух оборотов двигателя. Кроме того, энергия пускового механизма затрачивается на отрицательную работу при ходах сжатия и расширения за счёт теплоотдачи и утечки газов. Величина пускового момента, который должен развивать пусковой механизм, зависит от числа цилиндров двигателя, его литража, степени сжатия и вязкости масла. [c.330]

Потери от трения диска о пар и вентиляционные. Вентиляционные потери возникают при парциальном подводе пара вследствие вращения лопаток, не омываемых потоком пара, и могут быть вместе с потерями от трения диска о пар определены по формуле [c.141]

Во всех случаях режим работы ДРОС далек от режима 0 = 0 (х = 1). В результате этого не будет повышения температуры рабочего тела в ДРОС из-за вентиляционных потерь. Интенсивный рост температуры газа в центростремительной ступени, как следует из температурных характеристик, показанных на рис. 4.27, начинается лишь со значений х = 0,89н-0,95. Характеристическое [c.194]

Вследствие непостоянства вентиляционных потерь печи в местах выводов нагревателей точное определение ее к. п. д. по обратному балансу оказалось затруднительным и большее значение придавалось прямому балансу. [c.204]

Зависимость к. п. д. печи от нагрузки для разных схем включения нагревателей определялась в каждой серии опытов отдельно. Различие между сериями было связано с изменением вентиляционных потерь и не превышало 2—3%. На рис. 4 приведен пример зависимости для одной из серий. [c.205]

Потери на трение дисков о пар и вентиляцию. Трение диска о пар возникает в результате вращения его в паровой среде. При парциальном подводе пара на дуге, не занятой соплами, происходит вихревое движение пара, которое вызывает вентиляционную потерю. Это движение возникает вследствие вентиляционного действия рабочих лопаток и прерывистого поступления на них пара, так как пар поступает только в ту часть рабочих лопаток, которая в данный момент оказывается против сопл. На преодоление указанных вредных сопро- [c.50]

Дело в том, что при уменьшении относительного объемного расхода в последней ступени снижается перепад энтальпии. При этом ступень работает в условиях, когда характеристическое число и/Со велико по сравнению с его величиной, обеспечивающей на номинальном режиме безударный вход потока в РК или малые углы атаки. При высоких же /Со появляются большие отрицательные углы атаки, особенно опасные в корневом сечении в случае применения активного типа профиля РЛ. К этому еще добавляется очень неблагоприятное влияние сильного раскрытия меридионального профиля у периферии ступени. Все это приводит к отрыву потока в корневом сечении. Как показали опыты, отрыв потока в ряде случаев начинается уже при объемном расходе, отнесенном к его расчетной величине, Gv — 0,6. На холостом ходу срыв может охватывать область от корневого сечения до 3/4 по высоте проточной части (см. гл. ХП). Сильные отрывы потока в последних РК были обнаружены в ступенях очень большой веерности (d < <3). При срыве поток устремляется к периферии РК и здесь вызывает запирание НА. Это сопряжено с затратой энергии от компрессорного эффекта и вентиляционных потерь и с опасными для лопаток нестационарными явлениями. [c.47]

Температурное поле во впускной части ЦНД можно поддерживать на требуемом уровне, выбрав параметры пара, добавляемого в ЦНД с целью отвода теплоты, выделяемой из-за вентиляционных потерь. Количество этого пара определяется температурными ограничениями в ЦНД. [c.92]

Последние Р1< имеют сравнительно небольшие размеры /2 = 550 мм и 2=1915 мм, что благоприятно сказывается на вентиляционных потерях. Это важно, в частности, в случаях работы при пониженном вакууме в конденсаторе для уменьшения ра- [c.100]

С увеличением мощности турбин и ростом размеров последнего РК турбины растут вентиляционные потери на режимах минимального потока пара в конденсатор. В то же время намечается и рост верхнего предела расчетного противодавления до 13 кПа, что неблагоприятно для температуры выходного патрубка, но позволяет уменьшить длину лопатки. В связи с этим выдвигается новая задача изыскания оптимальных размеров последних РК. [c.108]

Сопловое парораспределение, уступая дроссельному по экономичности на расчетном режиме, превосходит его на режимах частичных нагрузок. Вместе с тем сопловому парораспределению присущи и определенные недостатки, снижающие тепловую экономичность, надежность и маневренные свойства турбины. Эти недостатки в основном связаны с неизбежным применением парциального впуска пара, в том числе при номинальном режиме (табл. Vni.l). Снижение тепловой экономичности обусловлено, как уже отмечалось, вентиляционными потерями и потерями на выколачивание па краях дуг подвода пара, а также выбором для регулировочных ступеней значений ы/Со, меньших оптимальных. Определенные потери вызваны дросселированием пара вследствие необходимости перекрытия клапанов. Кроме того, в процессе эксплуатации иногда имеются дополнительные потери от дросселирования пара в регулировочных клапанах. Главная часть этих потерь обусловлена не выбранным типом парораспределения, а нерациональным рас- [c.140]

Можно показать, что к. п. д. гидромуфты соответствует отношению чисел оборотов ведомого и ведущего валов, если не учитывать незначительных потерь на трение во внешних подшипниках и возможных вентиляционных потерь (сопротивления воздуха). Потерянная энергия превращается в тепло, идущее на нагрев масла и деталей муфты. [c.14]

До сих пор предполагалось, что в гидромуфте отсутствуют потери, связанные с внешним трением. В действительности это условие не всегда выполнимо, особенно, если гидромуфта имеет внешние опоры или уплотнения, связанные с корпусом. Ребра охлаждения, предусматриваемые на вращающемся корпусе, вызывают вентиляционные потери. Но все эти потери на трение не оказывают существенного влияния на к. п. д. гидромуфты в -области номинального режима. Они заметны при очень малом скольжении, меньшем 1%, когда передаваемая мощность пренебрежимо мала или близка к нулю. [c.23]

Вариант В 252, 256, 258, 259, 261, 264 Варианты системы ТМ 252—264 Вентиляция 100—102 Вентиляционные потери 26 Водило 236, 301 [c.315]

При проведении опытов замеряли момент на весах черпательной трубки, тем самым отдельно определяя сопротивление последней. Кроме того, замеряли момент на мотор-весах, определяя суммарные механические потери вентиляционные потери в двигателе, вентиляционные потери в гидромуфте, трение в подшипниках валов и сопротивление черпательной трубки. [c.118]

Как известно, гидродинамические передачи разделяются на два класса — турбомуфты (гидродинамические муфты) и турботрансформаторы (гидродинамические преобразователи крутящего момента). Отличительной особенностью турбомуфт является наличие двух вращающихся рабочих колес центробежного типа (насоса и турбины). В связи с этим крутящий момент на ведущем валу (валу насоса) равен моменту на ведомом валу (валу турбины). Равенство моментов на ведущем и ведомом валах турбомуфты объясняется взаимодействием только двух элементов и незначительными внешними сопротивлениями вентиляционные потери, потери во внешних опорах, чер-пательной трубке и других устройствах малы. Турботрансформаторы отличаются от турбомуфт наличием неподвижного реактивного элемента — направляющего аппарата, поэтому момент на ведущем валу (валу насоса) турботрансформатора не равен моменту на ведомом валу (валу турбины). [c.83]

Особенности описанных выше гидродинамических передач определяют требования к их испытаниям. Так, если пренебречь небольшими вентиляционными потерями, [c.83]

Интересно указать на случай огромных вентиляционных потерь (выше, п., ж ) при вращении ковшевого колеса в тяжелом сильно сжатом газе. В аммиачном производстве воздух для освобождения его от углекислого газа промывают в сосуде водой при большом давлении, когда она растворяет газ и уносит его с собой. Энергию выпускаемой воды используют в турбинах. В некоторых случаях заставляют турбины выпускать воду под давление больше атмосферного. [c.44]

Для маховиков, вращающихся в газовой среде нормального давления, вентиляционные потери составляют до 85% общих механических потерь. Это очень много. Как же их [c.93]

Однако наиболее радикальным и перспективным решением вопроса о снижении вентиляционных потерь является вакуумирование или значительное снижение давления р камере вращения. Для этого камера должна быть герметичной п из нее надо вывести вращение — в этом заключается основная трудность. Создано несколько способов вывода мощности из герметичной камеры маховичного аккумулятора. [c.94]

Потери энергии в опорах хотя относительно невелики при вращении маховика в воздушной атмосфере, но с уменьшением вентиляционных потерь становятся основными, а при достаточно высоком вакууме в камере вращения являются практически единственными потерями. [c.98]

Системы косвенного водородного охлаждения. В турбогенераторах с воздушным охлаждением потери на трение вращающегося ротора о воздух и вентиляционные потери составляют 25—35 % общих потерь. Быстрое увеличение потерь на трение [c.607]

Так как вентиляционные потери и потери на трение изменяются пропорционально плотности га- [c.607]

Достоинствами электроыашнмных преобразователей являются высокая надежность, устойчивость к перегрузкам по току, возможность параллельной работы большого числа генераторов, простота и большая глубина регулирования мощности, хорошие нагрузочные характеристики, допускающие безаварийную работу даже при кратковременном коротком замыкании. Однако генераторы имеют сравнительно невысокий КПД, особенно при малых мощностях и частоте 8 —10 кГц, к тому же сильно снижающийся при неполной загрузке по мощности и по времени, что объясняется большой долей постоянных потерь (механические, вентиляционные, потери в стали). Преобразователи сложны в ремонте. В некоторых случаях недостатком является большая постоянная времени, достигающая у мощных машин 2—Зс, большое время останова (до 45 мин) и недопустимость частых пусков. Проблемы смазки, шума, габаритов и монтажа успешно решены в современных преобразователях серий ВПЧ и ОПЧ. [c.168]

Потери от неполноты впуска. Помимо вентиляционных потерь неполнота впуска вызывает краевую потерю и потерю выколачивания. Первая потеря связана с размывом потока и вихреобразова-нием на краях групп сопл, вторая — с выталкиванием инертного пара из межлопаточных каналов при входе рабочих лопаток в поток. Обе эти потери определяют подформуле [c.137]

Средний диаметр облопатывания ТЗХ принимают постоянным по всем ступеням и равным 0,72—0,9 среднего диаметра последней ступени ТНД, что обеспечивает приемлемые значения скоростной характеристики при допустимых вентиляционных потерях на переднем ходу. [c.179]

Дело в том, что повышение мопгности электрогенератора ограничивается сильным нагревом обмоток. Тепло, выделяющееся в медных проводах генератора, надо отводить, а это очень затрудняется их электрической изоляцией. Для лучшего отвода тепла и уменьшения так называемых вентиляционных потерь — потерь энергии па сопротивление воздуха быстро вращающемуся ротору — роторы генераторов крупных машин помещают в водородную атмосферу. Являясь хорошим проводником тепла, водород быстро охлаждает верхние поверхности обмоток ротора. Но и при этих предосторожностях нагрев проводов обмоток очень значителен. [c.48]

Моторный режим турбоагрегатов мощностью 300 МВт требует расхода пара в пределах 0,030ч-0,035 номинального [54]. Такой пропуск пара близок к расходу холостого хода, рассмотренного выше. Имея в виду дальнейшую оптимизацию работы на моторных режимах, произведен расчет ЦНД с ДРОС для расхода пара, равного 0,02 номинального. Как и на холостом ходу, ДРОС работает с выработкой мощности, составляющей 0,003—0,011 номинальной, на достаточном удалении от вентиляционного режима. Перепад энтальпий в ДРОС во всех случаях меньше теплоперепада в ЦНД. По полученным данным переход от режима холостого хода к режиму с 2 % номинального расхода в большей степени сказывается на ДРОС ЦНД с высоким разделительным давлением. Повышения температуры пара в ДРОС из-за вентиляционных потерь не будет. [c.197]

В тех местах, где между сегментами сопел имеются промежутки, к обойме направляющих лопаток приболчены щитки 13, которые снижают вентиляционные потери. [c.424]

В крупных турбинах в беспаровом режиме (нулевой расход) элементы ЧНД недопустимо разогреваются в течение короткого срока из-за больших вентиляционных потерь (в турбине К-200-130 —за 10—20 мин). Для охлаждения ЦНД необходим некоторый расход пара, существенно зависящий от вакуума и от параметров охлаждающего пара. Последние же должны выбираться исходя из требуемого температурного состояния турбины. [c.91]

Этот же метод применяется в современных турбинах с отборами пара. Существенная выгода может быть получена при использовании теплоты пара, поступающего в конденсатор на теплофикационных режимах. При минимальном его расходе для охлаждения ЧНД теплосодержание этого пара значительно повышается за счет вентиляционных потерь главным образом последних ступеней. Кроме того, на этих режимах в конденсаторе холодному источнику передается столь же значительное количество теплоты от лабиринтовых подогревателей и холодильников эжекторов, находящихся в системе рециркуляции конденсата. Эта теплота может быть использована для подогрева сетевой или подпиточ-ной воды. [c.96]

Использование дополнительного пучка трубок в конденсаторе для подогрева сетевой воды затруднено из-за высокой температуры в конденсаторе при малых расходах пара (следствие промпере-грева). Лучшие условия — при подаче в этот пучок подпиточной воды тепловых сетей. За счет использования теплоты вентиляционных потерь снижение годового расхода топлива может превышать 1%, что подчеркивает важность этого мероприятия. [c.107]

Wj—использованный в турбине тепловой перепад в KKaAjKj. Внутренние потери в турбине следующие в направляющих лопатках, в рабочих лопатках, при Bhiходе из лопаток, на трение диска о пар и вентиляционные потери, на утечку пара между ступенями, от удара частиц воды о лопатку. [c.209]

Вторая поправка, вводимая нами, будет следующая. Некоторые гидромуфты имеют внешние опоры, и, следовательно, момент трения, вызываемый этими опорами, будет увеличивать значение Ml по сравнению с Мг кроме того, увеличение Mi будет вызываться вентиляционными потерями от вращения гидромуфты в воздухе наконец, многие гидромуфты оборудованы черпа-тельными трубками, поддерживающими внешнюю циркуляцию жидкости, и в зависимости от конструкции этого устройства работа, затрачиваемая на эту операцию, будет иметь определенную величину. [c.156]

Вентиляционные потери и потери на трение в трубогенераторах с воздушным охлаждением 607 Взрывобезопасность турбогенератора 608 Водно-химический режим [c.640]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...