Потери в ступени

ПОТЕРИ В СТУПЕНЯХ ТУРБИНЫ. КОЭФФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ СТУПЕНЕЙ ТУРБИНЫ [c.116]

Потери в ступенях турбины и коэффициенты полезного действия. Рабочий процесс в ступенях турбины сопровождается рядом потерь тепловой энергии. К основным потерям энергии в ступени турбины относятся потери энергии в соплах, на лопатках, с вы-146 [c.146]

Обычно 1 16- 17°. В ряде случаев для увеличения длины лопаток и соответствующего снижения потерь в ступени принимают q(i = I2- -147 Средний угол входа потока на лопатки рабочего колеса (см. рис. 4.4) [c.184]

Аналогично потерям в ступени определяются потери на трение и вентиляцию. [c.188]

ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ НА РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ ТУРБИНЫ И ПОТЕРИ В СТУПЕНИ [c.331]

Потери в ступени вычисляют по формулам 4.9. [c.165]

Фиг. 2. Потери в ступени турбины от удара струи пара о рабочую лопатку и от завихрений при нарушении нормальной перекрыши.

Дело в том, что внутренние потери в ступени зависят от различных факторов, которые, в свою очередь, различно изменяются при изменениях режима работы турбоагрегата. Изучение совокупного действия внутренних потерь на внутренний к. п. д. ступени на модели ступени в экспериментальной турбине не дает возможности выделить и изучить характер изменения каждой [c.16]

Этот метод удобен в расчетах конденсации, когда на каждом участке известны все величины в последней формуле. Сумма потерь на всех участках составит общую потерю в ступени от рас- [c.175]

Коэффициент X показывает соотношение между суммарными потерями в ступени под влиянием влагоулавливающего устройства [c.246]

До сих пор рассматривались потери в соплах, в каналах рабочих лопаток, а также потери кинетической энергии с уходящим паром из рабочих лопаток- Все эти потери, связанные с течением пара в соплах и рабочих лопатках, приводят к уменьшению к. п. д. на рабочих лопатках диска Vo-л- Однако помимо перечисленных выше потерь, в ступени паровой турбины имеются дополнительные потери, которые не связаны с основным потоком пара и должны быть подсчитаны отдельно. Основными из этих потерь являются потери на трение и вентиляцию и потери от утечек пара. [c.214]

При определении влияния толщины выходных кромок на коэффициент потерь энергии в настоящее время наиболее надежно пользоваться опытными данными, полученными при продувке соответствующей решетки на аэродинамическом стенде. Попытки определить влияние толщины выходных кромок при испытании ступени в экспериментальной турбине не могут быть оправданы. Кромочные потери составляют только небольшую долю в общем балансе потерь в ступени. Поэтому при сравнительно больших в настоящее время погрешностях определения к. п. д. ступени при ее испытании нельзя таким путем сделать правильные выводы [c.46]

При работе турбины неизбежны потери в ступенях ее, связанные с подсосами или утечками пара. При наличии реакции в размере около 2% в камере между соп лами и рабочими лопатками, по экспериментальным данным Н. М. Маркова, отсут ствуют подсосы и утечки. При небольших перепадах тепла можно с достаточной точностью считать перепады давлений прямо пропорциональными перепадам тепла поэтому формулу (75), применяемую для определения расхода пара через уплотни тельную щель, можно выразить следующим образом [c.70]

Общие потери в ступени [c.206]

Значения влажности за ступенью приняты по изоэнтропе. Потери в ступени составят АЛо = (1 — 0,786) 44,96 = 9,6 ккал кг. [c.214]

Потери в ступени согласно окружному к.п.д.. . Энтальпия в горловом сечении рабочих каналов. . . Удельный объем в горловых сечениях рабочих каналов Площадь горловых сечений рабочих каналов. ... Количество рабочих лопаток Ширина рабочих каналов. Высота рабочих лопаток Эффективный угол выхода Абсолютная выходная скорость. ....... [c.273]

Поведение первичной влаги, образовавшейся в предыдущих ступенях турбины, оказывается иным по сравнению со вторичной, возникшей в самой ступени. Первичная влага, как правило крупнодисперсная, попадая в сопловой аппарат, на 60—70% сепарируется на поверхностях лопаток. Образовавшиеся пленки срываются с выходных кромок и дробятся основным потоком. Часть кинетической энергии пара расходуется на разгон капель, скорость которых в зазоре перед рабочей решеткой ступени составляет 30—60% скорости пара. В результате направления потока пара и воды на рабочие лопатки оказываются разными. Удар капель в спинку лопаток вызывает дополнительные потери в ступени. Практически вся первичная влага сепарируется на рабочих лопатках и большая ее часть центробежными силами отбрасывается к периферии ступени. Характерные графики распределения первичной влаги в зазоре между сопловым аппаратом и рабочим колесом, а также за турбинной ступенью показаны на рис. 12-4. За сопловым аппаратом распределение влаги практически равномерно. Лишь у периферии наблюдается небольшой рост концентрации влаги из-за закрутки потока. За рабочей решеткой основная часть жидкости протекает через верхнюю половину рабочей лопатки. [c.327]

Результаты расчетов, проведенных по формуле (5-6), представлены на рис. 5-3. С ростом v суммарные потери в ступени уменьшаются. Потери от крупнодисперсной влаги (v = 0,3- 0,6) при и/со=0,5 оказываются приблизительно в 1,5—1,2 раза выше, чем потери от влажности в ступени с мелкодисперсной влагой (v=l). С ростом отношения /со суммарные потери возрастают за счет потерь от удара. Достоинством формулы (5-6) является то, что она позволяет в приближенных расчетах оценить влияние начального давления и доли крупнодисперсной влаги на экономичность турбинной ступени, работающей на влажном паре. К крупнодисперсной может быть отнесена вся влага, соприкасающаяся с поверхностями сопловых и рабочих решеток. Количество этой влаги рассчитывается по зависимостям, приведенным в гл. 3, а коэффициент скольжения -v на основании опытов с дозвуковыми турбинными ступенями принимается равным 0,4—0,5. [c.98]

Уменьшенный относительный шаг, некоторая отрицательная пере-крыша и другие изменения в конструкции ступени привели к снижению к. п. д. ступени-сепаратора приблизительно на i%. Однако при анализе экономичности турбинной ступени-сепаратора следует учесть, что повышение коэффициента сепарации -ф позволит повысить к. п. д. группы ступеней, следующих за ступенью-сепаратором. Таким образом, потери в ступени-сепараторе могут [c.187]

Выше было показано, что 21 ад,ст1- > ад, поэтому Т]к <Т1о. причем это различие тем больше, чем больше гидравлические потери в ступенях. Следует отметить, что большую роль в снижении t] имеют гидравлические потери в первых ступенях компрессора. В этом случае на рис. 5.2 увеличиваются заштрихованные площадки (дополнительная работа) во всех последующих ступенях Из последних формул следует, что чем выше гск и чем меньше Г1о, тем меньше На рис. 5.3 показана зависимость т к от и T]J. В современных осевых компрессорах с дозвуковыми и околозвуковыми ступенями Ti5 = 0,86. .. 0,90. Поэтому при = 10. ... ..15 ц = 0,84—0,86. [c.93]

A jAx- Очевидно, что увеличение диффузорности означает увеличение угла атаки и, следовательно, увеличение аэродинамической нагруженности венца. А увеличение этого параметра выше определенного предела приводит к интенсивному отрыву потока от стенок лопаточного профиля, главным образом, с выпуклой ее части. Вследствие этого отрыва происходит быстрый рост потерь в ступени компрессора. На характеристике ступени развитие срывных процессов проявляется как снижение напора компрессора. На рис. 7.14 эти процессы соответствуют участку характеристики левее точки Д. [c.122]

Приведенные зависимости для оценки профильных потерь в ступени даны для случаев обтекания решетки под оптимальными углами атаки. При отклонении углов атаки от их оптимальных значений потери в решетках возрастают (рис. 9.16). [c.162]

Результаты испытаний показывают, что при наличии надежных уплотнений между рабочим колесом и сопловым аппаратом и соответствующих перекрыш чем меньше осевой зазор, тем меньше гидравлические потери в ступени турбины. Кроме того, с уменьшением осевого зазора уменьшаются потери на трение закрученного потока об ограничивающие его поверхности. Поэтому при проектировании турбин стремятся уменьшать осевой зазор между лопаточными венцами насколько это позволяет конструктивное выполнение и условия обеспечения надежной работы турбины в условиях эксплуатации. [c.168]

Общие потери в ступени турбины складываются из потерь в сопловом аппарате и рабочем колесе, потерь, связанных с трением боковых поверхностей диска турбины, и потерь с выходной скоростью газа. [c.168]

Рис. 9.24. Схема потерь в ступени турбины

Затраты мощности на прокачку охлаждающего воздуха обычно не относят к потерям в ступенях газовой турбины, а учитывают отдельно при определении параметров двигателя в целом. [c.207]

Если ввести относительные потери в ступени, то [c.42]

Рнс. 2.25. Конструкция защитного кожуха для уменьшения вентиляционных потерь в ступенях с парциальным подводом [c.48]

Гидравлические потери. Г идра-влические потери в ступени, т. е. в колесе, диффузоре и направляющем аппарате, можно учитывать гидравлическими коэфициентами полезного действия -r]j ступени и колеса, принимаемыми на основе опыта. [c.573]

Потери от разгона тесно связаны с потерями торможения. Кроме того, затрата энергии на разгон капель оказывает косвенное влияние на аэродинамические потери в рабочем колесе и на выходную потерю кинетической энергии. Изолированная оценка потерь от разгона не может служить критерием потерь энергии в ступени от несомых потоком крупных капель. Они будут рассмотрены в п. 6 совместно с другими потерями в ступени. [c.183]

Влияние конструктивных факторов. После направляющего аппарата на наружный цилиндрической поверхности течет пленка жидкости, вблизи которой движется поток с относительно высокой концентрацией влаги. Задача заключается в том, чтобы выбрать такую форму и размеры влагоотводящего канала и так его расположить относительно направляющих лопаток, чтобы удалить наибольшее количество влаги перед ее поступлением в рабочее колесо. Эта задача не может быть решена на основе рассмотрения только эффективности влагоудаления. Размеры, форма и расположение влагоулавливающего аппарата оказывают определенное влияние на структуру потока в ступени и, следовательно, на ее к. п. д. Поэтому возникает дополнительная задача исследовать влияние самого влагоотводящего канала и влагоулавливающей камеры на потери в ступени. [c.232]

Опыты [29] показали, что в ступенях с положительными пере-крышами (рис. 92, а) потери энергии уменьшаются по сравнению с величиной потерь в ступенях с гладкой проточной частью (рис. 92, 6). Опыты в БИТМ на ступени с небольшими отрицательными пере крышами (рис. 92, в) не обнару жили заметного изменения к. п. д ступени по сравнению с глад кой проточной частью (рис. 93) Заметим, что в случае работы на влажном паре с концентрацией жидкости у периферии положительная перекрыта приводит к тому, что влага у периферии поступает на рабочие лопатки, тогда как при нулевой перекрыше перис рийная пелена проходит через радиальный зазор. 0 течение пелены вызывает меньшие потери, чем при пересечении влагой колеса. Поэтому положительная перекрыта, рекомендуемая для ступеней, работающих на перегретом паре, может не дать повышения к. п. д. во влажнопаровых турбинах. [c.234]

Небольшое снижение к. п. д. г) ступени 3 по сравнению с к. п. д. ступени 1 связано с повышенными выходными потерями в ступенях с ТННЛ, имеющих переменный по высоте угол а . Проблема использования выходной кинетической энергии промежуточной ступени многоступенчатой турбины обсуждается в пи. XII.2 и XII.3 при анализе опытных данных, полученных при исследовании двухступенчатых отсеков. [c.207]

Адиабатический КПД характеризует гидравлическое совершенство компрессора. Чем меньше гидравлические потери в ступени, тем больше величина адиабатического КПД. В идеальном случае (при отсутствии потерь) адиабатический КПД равен единице (Гз при этом равна Гдад). [c.37]

Радиальный зазор и перекрытие между лопаточными венцами и их влияние на потери в ступени. Рабочие лопатки турбины выполняются со свободными концами или перекрытыми бандажом. Для предотвращения трения лопаток о корпус и заклинивания ротора между торцами рабочих лопаток и корпусом предусматривается радиальный зазор (рис. 9.18). Также как и в ступени компрессора, радиальный зазор оказывает существенное влияние на течение газа вблизи концов лопаток. У свободных концов рабочих лопаток, не ограниченных бандажом, через обра- [c.163]

Потер я в ступени газовой турбины ГТД складываются главным образом из потерь в лопаточных венцах соплового аппарата и рэбогего колеса и потерь с выходной скоростью. Потери в оешетках л паточных венцов при равномерном потоке газа на входе были подробно рассмотрены в подразд. 5.5 и 5.6. В действительности noTOh Hi входе в венец может быть неравномерным (например, при наличии перед турбиной трубчато-кольцевой камеры сгорания), но влияние этой неравномерности на КПД ступени невелико. Дополнительные потери, связанные с наличием вязкостного трения диска и верхнего бандажа (если он установлен), с утечками (перетеканиями) в лабиринтах и т. д., в авиационных турбинах обычно также невелики. Если пренебречь этими дополнительными потерями, то гидравлические и волновые потери в ступени можно принять равными сумме потерь в сопловом аппарате AL и потерь в лопатках рабочего колеса (с учетом влияния радиального зазора) А1л- При этом условии, пренебрегая также влиянием теплообмена и возвратом тепла в ступени, уравнение Бернулли для ступени (5.11) можно записать в виде [c.209]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...