Потери в рабочей решетке

На основании исследований структуры потока в соплах и решетках (гл. 3), решеток (гл. 4) и ступеней можно сделать лишь некоторые качественные рекомендации. По-видимому, для повышения экономичности ступеней целесообразно увеличивать хорды сопловых решеток (уменьшать число лопаток), что обеспечит снижение доли кромочных следов с крупными каплями, увеличит средний коэффициент скольжения и соответственно уменьшит потери в рабочих решетках. Можно предположить также, что с ростом давления среды при постоянной объемной концентрации жидкой фазы и прочих равных условиях экономичность ступеней в зоне высоких давлений будет возрастать, [c.106]

Дополнительным последствием капельной эрозии является снижение экономичности ступени с эродированными рабочими лопатками, происходящее вследствие роста профильных потерь в рабочей решетке из-за увеличения шероховатости, утечки через периферийный зазор и по другим причинам. Особенно сильно на снижение экономичности турбины сказывается эрозионный износ лопаток последней ступени, доля выработки мощности которой в общем балансе мощности турбины максимальна. В табл. 16.3 приведены оценки влияния эрозии на снижение экономичности, выполненные в предположении линейной зависимости износа от времени. [c.456]

На рис. 8.9 показана зависимость и отдельных потерь от отношения X = ы / j. Относительная потеря в сопловой решетке К о> очевидно, не зависит от и / j. Относительная потеря в рабочей решетке / Лд постепенно уменьшается с увеличе- [c.194]

Запишем уравнение сохранения энергии (36) для относительного движения без учета потерь в рабочей решетке (процесс DE — см. рис. 15) [c.38]

Зависимость коэффициента полезного действия т]о.л двухвенечной ступени от отношения скоростей и/Сф определяется изменением перечисленных выше относительных потерь в решетках и с выходной скоростью (рис. 23). В этом случае относительные потери в сопловых решетках не зависит от отношения и/Сф. Относительные потери в рабочих решетках с ростом отношения и/Сф от о до (ы/Сф)опт, при котором получают максимальный кпд уменьшаются. Значение отношения (и/Сф) ОПТ в наи- [c.46]

Потери в сопловой решетке ДЯ , кДж/кг Потери в рабочей решетке ДЯр, кДж/кг Энергия выходной скорости ДЯд кДж/кг [c.104]

Теперь рассмотрим другой случай, когда теплоперепад ступени станет больше расчетного. В этом случае возрастет абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки > (рис. 6.3) и уменьшится отношение скоростей и сф. Если при этом скорость С начнет превышать скорость звука, поток пара будет отклоняться в косом срезе сопловой решетки. Увеличение скорости сц вызывает уменьшение угла Р11, и поток будет натекать с положительным углом атаки при входе в рабочую решетку. Это может вызвать отрыв потока на спинке профиля и значительный рост потерь в рабочей решетке. Давление перед рабочей решеткой понизится, степень реактивности р уменьшится, а если расчетное значение ее было мало, то появится отрицательная реактивность. Как видно из треугольника выходных скоростей (рис. 6.3), абсолютная скорость выхода пара из рабочей решетки увеличится (с21 > С2) и изменение ее направления приведет к тому, что натекание потока на сопловую решетку последующей ступени будет происходить с положительным углом атаки. [c.170]

Величина Ртш для всех постановок задачи показана на рис. 1.9. Видно, что для постановки II Ртш < О во всем диапазоне изменения Рз- Это означает, что скорость меньше скорости Wi, т. е. течение в каналах рабочего колеса замедленное. При таких условиях потери энергии в РК могут суш,ественно возрастать, особенно при 2 < 140°, где w /wi <0,5 (см. рис. 1.6). Коэффициент скорости vjj при этом уменьшается, и действительный к. п. д. ступени может быть ниже предполагаемого теоретического уровня. Аналогичная ситуация имеется и при постановке III, где также существенно меньше нуля. При постановке I степень реактивности Ртш всегда положительна. Кроме того, высота сопловых лопаток (см. рис. 1.7), получающаяся в постановке II, значительно меньше, чем в постановке I (при одинаковых диаметрах и расходах) для одной и той же высоты лопатки Ц. Это также может привести к дополнительным (по сравнению с постановкой I) потерям энергии в сопловом аппарате из-за увеличения влияния вторичных явлений. Как известно, изменение потерь в сопловой решетке (в отличие от потерь в рабочем колесе) оказывает сильное влияние на к. п. д. РОС. По этой причине действительный к. п. д. т]ц ступени с параметрами постановки II может еще более уменьшиться по сравнению с теоретическим значением. Полная степень реактивности Рт для постановки II получается положительной за счет составляющей р . к- При = 1 (осевая ступень) Рт. к = О и оптимальная степень реактивности = Рт . может быть меньше нуля. [c.30]

Параметры на входе в рабочую решетку с учетом потерь кинетической энергии в сопловой решетке составляют = 593 К, = 4,15 м /кг изоэнтропный удельный объем на выходе из рабочей решетки v< t = 6,3 м /кг теоретическая скорость выхода в относительном движении W t = У 2p/io = 269 м/с. Пола- [c.104]

Потери энергии пара на разгон капель в рабочей решетке можно представить так [c.349]

Л , — потери (точнее, возрастание энтальпии, вызванное гидравлическими потерями) в сопловом и лопаточном аппарате ступени для двухвенечных ступеней под величиной hJ подразумевается сумма потерь в рабочих и направляющих решетках данной ступени потери и hj определяются в пред. положении движения перегретого пара (газа) при сопловой решетке, имеющей степень парциальности е=1. [c.599]

Второй причиной, ограничивающей рациональные значения чисел M ,i в таких решетках, является увеличение вероятности отрыва пограничного слоя на спинке профиля в месте расположения замыкающего скачка (в точке А) по мере роста его интенсивности. При числе М перед скачком более 1,3—1,35 отрыв становится неизбежным. Поэтому для сохранения высоких значений КПД в ступенях с системой головных воли перед лопатками рабочего колеса целесообразно иметь M i не более 1,2—1,35. Кроме того, потери в головных волнах в таких ступенях (достигающие 30—50% всех потерь) заметно увеличивают общий уровень потерь в рабочем колесе, поэтому для получения достаточно высоких значений КПД их целесообразно выполнять с повышенными (по сравнению с дозвуковыми ступенями аналогичного назначения) коэффициентами нагрузки, так как КПД зависит от соотношения подведенной энергии и потерь. [c.96]

При расширении пара в рабочей решетке также возникают потери энергии, подсчитываемые аналогично потерям в соплах [c.37]

В последних ступенях турбин протекает влажный пар, что приводит к потерям от влажности и дополнительному снижению относительного внутреннего КПД. Капли влаги, особенно крупные, протекают через ступень по своим траекториям, отличным от траекторий течения пара. В частности, они вызывают тормозящий эффект, объясняемый с помощью рис. 2.21. Капли влаги, протекая через сопловую решетку, не успевают разогнаться до скорости пара, приобретают скорость jg < С[ ив результате входят в рабочую решетку со скоростью W g, направленной навстречу окружной скорости движения диска и. [c.46]

Основными потерями ступени турбины являются потери в сопловой решетке h , в каналах рабочих лопаток h w выходной скоростью Лд. Они определяют относительный КПД на лопатках, который для активной ступени равен [c.193]

Определение действительных потерь в рабочих колесах и направляющих аппаратах турбомашин не может быть сведено к простому расчету по формулам (97) и (98), так как наряду с учитываемыми этими формулами потерями в плоской безграничной решетке существенное влияние оказывают еще конечность высоты лопаток и толщина их задних кромок, наличие радиального зазора между лопатками и кожухом и аксиального зазора между рабочим колесом и направляющими аппаратами, а также центробежные эффекты на вращающемся колесе. Теоретическое изучение роли этих важнейших источников вредных сопротивлений и потерь в турбомашинах представляет основную задачу современной гидроаэродинамики турбомашин можно ожидать, что теория пограничного слоя принесет большую пользу на пути решения этих задач. [c.654]

Потери энергии в рабочей решетке [c.39]

Потери в лопаточных решетках турбины. При обтекании газом лопаток решетки имеют место профильные и концевые потери, а также потери из-за неравномерного поступления газа на лопатки рабочего колеса парциальных турбин и потери, связанные с перетеканием газа через зазоры между корпусом и решеткой (потери на утечку газа). [c.216]

Коэффициентом потерь энергии решетки называют отношение потерь энергии в потоке к располагаемой энергии потока в решетке. На рис. 2.28, а изображены процессы для потока в сопловой, а на рис. 2.28, б — в рабочей решетках. Потери энергии в этих решетках определяют как разность действительной энтальпии за решеткой при реальном тече- [c.67]

НИИ и теоретической энтальпии за решеткой в предположении изоэнтропийного течения. Потери энергии в сопловой решетке составляют АН = — к ц, в рабочей решетке — АЯр = 2 - / 2 представляют собой затраты механической энергии потока на преодоление сил трения и других сопротивлений в решетке. Эта затраченная энергия превращается в теплоту и вновь возвращаются в поток при низком тепловом потенциале, повышая энтальпию и энтропию потока на выходе из решетки. [c.68]

Для определения характеристик направляющей решетки продолжим построение процесса в А, --диаграмме. Откладываем потери энергии в рабочей решетке первого [c.108]

Одним из эффективных методов снижения потерь от влажности пара является проектирование ступеней и решеток турбины с учетом особенностей течения влажного пара. В частности, увеличение зазора между сопловыми и рабочими решетками ведет к выравниванию потока при входе на рабочее колесо и дополнительному разгону капель влаги. Однако за счет этого уменьшается кинетическая энергия потока на входе в рабочую решетку. Поэтому в каждой ступени существуют оптимальное соотношение размеров и оптимальный осевой зазор. Опыты показали, что увеличение осевого зазора существенно не сказывается на экономичности ступени. В некоторых турбинах размер осевого зазора в периферийной части последних ступеней доходит до 100 мм и более. Существуют и другие методы рационального проектирования ступени уменьшение окружной скорости на периферии лопаток, достигаемое сокращением высоты лопаток, переходом на пониженную частоту вращения, уменьшением числа сопловых лопаток, благодаря чему сокращается количество крупной влаги, срывающейся с выходных кромок сопловых лопаток и попадающей на рабочие лопатки. [c.154]

Вычисляем потери энергии в рабочей решетке [c.173]

Условия радиального равновесия, которые целесообразно выдерживать на входе в рабочую решетку (сечение 1—1, см. рис. 2.47) и на выходе из нее (сечение 2—2), чтобы избежать потерь, связанных с радиальным перетеканием, выражаются двумя уравнениями, определяющими кинематику потока в ступени. В соответствии с формулами (2.115) и (2.116) эти уравнения для осевого насоса примут вид [c.82]

Потери при течении в рабочей решетке оцениваются аналогично потерям в сопловой решетке. Необратимая потеря энергии при течении в рабочей решетке находится из выражения [c.225]

Отметим- что коэффициенты ф и ij учитывают потери в лопаточных решетках. Изобразим в i —s-диаграмме действительный процесс расширения газа в реактивной ступени турбины (рис. 4.4). Линия О—/ соответствует действительному процессу расширения в сопловой решетке, линия 1—2 —процессу в рабочей решетке. [c.226]

Для активной ступени турбины ( -гад = 0) потеря энергии при течении в рабочей решетке определяется по формуле [c.227]

Рабочий процесс течения в осевой активной ступени турбины изображен на i—s-диаграмме (рис. 4.5). Процесс в рабочей решетке происходит при постоянном давлении —участок 1—2 на изобаре Pi р2- Потеря энергии при течении по рабочей решетке находится в соответствии с формулой (4.27) как разность энтальпий [c.227]

Таким образом, при изменении пропуска пара через турбину изменяются параметры пара перед и за ступенью, что в общем случае приводит к изменению теплоперепада ступени , это влечет за собой изменение треугольников скоростей, отклонение отношения скоростей дгф от оптимального и снижение КПД ступени. Действительно, если, например, теп-лоперепад ступени уменьшился, то на выходе из сопловой решетки пар будет иметь скорость сц < (рис. 11.4), направленную под прежним углом а,. Поскольку окружная скорость и осталась прежней, если частота вращения не изменилась, то пар будет входить в рабочую решетку с относительной скоростью W , отличной и по значению, и по направлению от скорости Wj. Аналогичным образом изменится и выходной треугольник скоростей. Обтекание рабочей решетки ступени (и сопловой решетки следующей ступени) будет отличным от принятого при проектировании, и в решетке возникнут повышенные потери. Аналогичный результат можно получить при рассмотрении треугольников скоростей [c.310]

A,i Л Л.,,2—потери энергия в рабочей решетке первого ряда, в направляюпшй [c.347]

Процессы расширения в турбинной ступени в /г, -диаграмме при изотропном АВС) и реальном АОР) его течениях показаны на рис. 15. Согласно уравнению энергии разность энтальпий на входе и выходе из ступени турбины по з атор-моженным параметрам Яо—Яг соответствует теплоте, преобразованной в механическую энергию I на рабочих лопатках. В результате потерь в сопловой решетке располагаемый теплоперепад в рабочей решетке Нор = кп—Ье — Нх—/1г в реальном процессе ОЕ больше ее располагаемого теплоперепада Я ор= = /1ь—/1спрн теоретическом процессе ВС в сопловой решетке (Яор> >Я ор) вследствие возврата теплоты. При этом потери энергии в предыдущей сопловой решетке повышают температуру пара на входе в следующую рабочую решетку Однако разница между Яор и Я ор обычно настолько мала, что с достаточной точностью можно принять Яор Я ор- [c.34]

Относительные потери энергии в рабочей решетке при постоянном коэффициенте скорости i = onst зависят только от характера изменения отношений скоростей Wij u и ы/Сф. Из треугольников скоростей следует, что отношение Wi/ h увеличивается при уменьшении отношения ы/Сф. Таким образом, потери энергии в рабочей решетке р с увеличением отношения ы/Сф от нуля до значения, при котором угол входной скорости Pj = 90°, уменьшаются. Дальнейшее увеличение отношения ы/Сф приводит к росту этих потерь энергии. [c.43]

На рис. 4.1. представлены графики изменения давления, скорости и температуры в сопловой решетке и рабочей решетке (решетке колеса турбины) осевой реактивной ступени одноступенчатой турбины. В верхней части рисунка показано изменение параметров торможения. Пунктиром показано изменение давления торможения без потерь (в идеальном случае). Температура торможения в относительном движении меньше, чем в абсолютном, в связи с тем, что относительная скорость потока при входе в рабочую решетку меньше абсолютнэй. [c.222]

Характерной особенностью рассмотренного процесса является его ступенчатьий характер потенциальная энергия вначале преобразуется кинетическую энергию дви-жундегося газа, а затем на рабочем колесе кинетическая энергия преобразуется в механическую работу. Такой процесс в чистом виде имеет место в активной ступени статические давления на входе и выходе из рабочей решетки примерно одинаковы, а скорости W 1 различаются только за счет потерь в рабочей ре< 1цетке. [c.569]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...