Потери с выходной скоростью

Потери с выходной скоростью пара и в выпускном патрубке турбины [c.304]

Потери с выходной скоростью газа на выходе из машины не позволяют [c.305]

При камерном сжигании топлива в потери входят сопротивления горелок, включающие в себя потери с выходной скоростью. Для твердого топлива потери давления считаются по скорости выхода вторичного воздуха коэффициент сопротивления круглых турбулентных горелок типа Бабкок-ТКЗ, ОРГРЭС, ЦКТИ составляет =4,5—5,0. [c.362]

Горелки для газа и мазута обычно имеют сопротивление (включая потери с выходной скоростью) около 1,5—2 кПа (150—200 кгс/м ). Если потери считать по входной скорости в горелку, в амбразуру или регистр, 362 [c.362]

На основе формулы (30-13) с известным приближением для активной турбины можно считать, что минимальные потери с выходной скоростью получаются в случае, если д = u/ i = os ai/2. Подставляя это значение в формулу (30.22), получим максимальное значение к. п. д. для одной ступени [c.335]

Формула (30-22 ) приблизительная, так как потери с выходной скоростью частично могут быть использованы у многоступенчатых турбин в последующих ступенях. Зависимость tio л от х для активной ступени [c.335]

Особенности рабочего процесса. По условиям прочности ротора окружная скорость. лопаток ограничена значениями и = = 180 ч-250 м/с (меньшие значения для барабанного ротора). При срабатывании в ступени больших перепадов энтальпий скорость потока увеличивается и скоростная характеристика v = и с отклоняется от оптимального значения в меньшую сторону. При этом существенно снижается КПД ступени, прежде всего за счет значительного возрастания потерь с выходной скоростью. Если выходную энергию использовать путем установки следующего рабочего [c.127]

Лий—С 2 —потеря с выходной скоростью i = 1. [c.359]

Потери с выходной скоростью [c.55]

Потери с выходной скоростью в ступени 9,2 7,1 [c.68]

Потери с выходной скоростью около располагаемого [c.136]

Кроме небольших потерь в рабочем колесе центростремительные ступени могут обладать рекордно малыми потерями с выходной скоростью. Это обусловлено возможностью значительного увеличения площади меридионального сечения проточной части рабочего колеса от входа к выходу. [c.15]

Рассмотрение уравнения неразрывности совместно с уравнением к. п. д. показывает, что при заданной величине к. п. д. ступени будет непрерывно увеличиваться с ростом площади выходного сечения за счет уменьшения потерь с выходной скоростью. Отсюда вытекает необходимость наложения ограничений на величину / 2. что, по существу, сводит задачу к рассмотренной выше постановке I. Вместе с тем для повышения к. п. д. ступени целесообразно задавать как можно меньшие значения коэффициента радиальности, причем уменьшение fx ограничивается минимальным конструктивно выполнимым диаметром втулки рабочего колеса (n-min ж 0,1) [67]. [c.31]

На основании изложенного задачу расчета радиально-осевой ступени можно сформулировать несколько по-другому, полагая заданным не средний, а корневой (по возможности меньший) диаметр лопаток рабочего колеса на выходе. При такой постановке задачи оказывается возможным расчет оптимального коэффициента радиальности и угла выхода потока из рабочего колеса. Действительно, по мере увеличения площади выходного сечения уменьшаются потери с выходной скоростью, но, с другой стороны, растет средний коэффициент радиальности, что снижает к. п. д. Для оптимального значения выходной площади может быть найден и соответствующий угол [c.31]

Вследствие этого представляется рациональной такая организация распределения расхода по высоте проточной части, при которой большая часть расхода проходит через наиболее экономичную прикорневую область. Однако увеличение расхода через прикорневую зону ведет, с другой стороны, к увеличению потерь с выходной скоростью. Те же соображения можно привести для любой струйки тока. Отсюда видно, что должно существовать некоторое оптимальное распределение расхода по высоте проточной части, обеспечивающее максимум к. п. д. Это распределе- [c.47]

Определение потерь с выходной скоростью [c.205]

Значительную долю потерь составляет потеря с выходной скоростью. В многоступенчатой турбине стараются использовать эту кинетическую энергию на последующей ступени, что требует соблюдения ряда условий при конструировании направляющего аппарата последующей ступени, а именно [c.7]

Регенеративные отборы пара благоприятно влияют на конструкцию и экономичность турбины благодаря большему пропуску пара через ч. в. д. увеличивается высота лопаток первых ступеней турбины и повышается величина ч. в. д. в то же время меньший пропуск пара через ч. н. д. облегчает конструирование последних ступеней мощной турбины и снижает потерю с выходной скоростью последней ступени. С отбираемым паром низкого давления отводится также часть влаги, что несколько повышает надежность работы и к. п. д. последних ступеней турбины. [c.73]

Величина ступеней низкого давления турбины существенно зависит от влажности пара и величины потери с выходной скоростью. Влажность пара понижает значения Tj , так как капли влаги, двигаясь с меньшей, чем пар, скоростью, выпадают из общего направ- [c.81]

Сопротивление дымовой трубы складывается из сопротивления трения и потери с выходной скоростью. [c.36]

Сопротивление горелки (в мм вод. сШл), а также сопл или шлиц по вторичному воздуху с учетом потери с выходной скоростью выражается формулой [c.46]

В значение включена потери с выходной скоростью. [c.176]

Потери с выходной скоростью. Эти (потери (возникают в результате того, что пар при выходе с рабочих [c.49]

С уменьшением нагрузки турбин относительная потеря с выходной скоростью возрастает, [c.50]

Диск Кертиса с двумя и тремя ступенями скорости имеет невысокий коэффициент полезного действия (60—65%) вследствие больших потерь энергии на рабочих и на-лопатках и за счет больших потерь с выходной скоростью. Достоинством турбин с одной, двумя и тремя ступенями скорости является простота их конструкции, надежность в работе и простота в обслуживании. [c.38]

Потери с выходной скоростью. Эти потери возникают в результате того, что пар при выходе с рабочих лопаток последней ступени турбины обладает сравнительно большой скоростью, а значит, и соответствующим количеством кинетической энергии, которую нельзя полезно использовать для работы на следующей ступени. [c.52]

Проточные части турбин на парах низкокипящих веществ имеют значительное раскрытие, что вызвано соответствующим изменением удельного объема пара даже при сравнительно небольшом тепловом перепаде и небольшом числе ступеней. Это обусловливает значительную разность высот входной и выходной кромок лопаток, а также требует применения диффузора для уменьшения потерь с выходной скоростью пара. [c.122]

Жидкометаллические циклы весьма заманчивы для использования на АЭС с реакторами на быстрых нейтронах, охлаждаемыми жидким металлом. Электропроводность жидких металлов во всем реальном диапазоне температур примерно в 10 раз больше, чем ионизированных газов. Основная трудность создания таких систем — получение высокоскоростного потока жидкости за счет тепловой энергии источника. Возможные пути решения этой проблемы основаны на использовании частичного испарения части жидкости. Проще всего это может быть решено путем применения двухконтурной схемы, в одном из контуров которой использована легкоиспаряющаяся жидкость (например, калий). Подмешиваясь в смесителе к основному потоку, получившему теплоту в теплоисточнике (реакторе), жидкость вторичного контура испаряется. Полученный пар используется в сопле для разгона жидкости первого контура (лития). Паровая фаза отделяется в сепараторе от движущейся с большой скоростью жидкости и после конденсации возвращается в контур. Высокоскоростной поток лития направляется в МГД-генератор. За ним для уменьшения потерь с выходной скоростью установлен диффузор. [c.255]

Потери в выхлопной системе. После выхода пара из последней ступени есть еще потери с выходной скоростью и от сопротивления патрубка. Потери в патрубке должны быть наименьшими, а выходная скорость возможно полнее восстанавливаться в давление в этом случае давление в конце расширения может быть значительно ниже, чем в конденсаторе, что увеличивает использованный в турбине теплоперепад. (фиг. 3). [c.39]

Одноступенчатая турбина, как было указано, отличается низким к. п. д., что объясняется, главным образом, большими потерями с выходной скоростью и высокими окружными скоростями. [c.221]

Проточная часть турбины имеет постоянный средний диаметр. Степень реакции закрученных рабочих лопаток на среднем диаметре составляет около 50% для первой и второй ступеней и 45% для третьей ступени. В третьей ступени перепад тепла меньше, чем в предыдущих. Такое распределение перепадов было выбрано для уменьшения напряжений в последней ступени и потерь с выходной скоростью газов, а также для достижения у корня лопатки нулевой реакции. [c.147]

Кинетичеекая энергия, которой располагает поток при выходе из рабочего колеса, не используется в данной ступени и для нее является потерянной. Удельные потери с выходной скоростью Айвс = 0,5н>л2, относительные потери с выходной скоростью [c.185]

Энергетическое совершенство ступени центробежного компрессора оценивают несколькими КПД, определяемыми на основе энергетического баланса ступени, отнесенного к 1 кг газа (рис. 8.11). Часть подведенной к валу машины работы расходуется на механические потери Д/мех> потери от трения дисков о газ А/ р, потери от перетеканий А/пер, гидравлические потери в проточной части ZA/pp потери с выходной скоростью. Адиабатная работа / 1д отличается от политроп-ной /пол на величину А/ ол- На основе рис. 8.11 можно установить все КПД и определить потери, учитываемые каждым из них. Так, гидравлический или газодинамический КПД р, = /эф//э внутренний КПД р, = /,ф//о политропный КПД рпол = koJl адиабатный КПД [c.306]

Для рг = 0,03 кг1см удельный объем пара за последней ступенью может быть принят = 45 м 1кг. Для р = 500 кг см , t = 700° С, д = 300° С может быть принята величина = = 0,58. Величина потерь с выходной скоростью может быть принята /г,, = 12 кшл1кг для С2а 2 317 м/сек. [c.62]

Po T ,K. П. Д. no мере увеличения угла Рг в зоне Рг < Pzopt объясняется превалирующим влиянием снижения потерь с выходной скоростью, а его уменьшение при больших Рг — увеличением длины лопатки и соответственно зоны сравнительно низкого к. п. д. у периферии рабочего колеса (рис. 1.17). Величина P2opt суш,ественно зависит от типа закрутки рабочих лопаток и значения коэффициента скорости гр. [c.51]

Подход к выбору оптимального числа лопаток некоторое время оставался дискуссионным ввиду несоответствия результатов экспериментальных исследований, проведенных в различных организациях. Это несоответствие можно объяснить недооценкой су-ш,ественного влияния угла j на оптимальные значения и и /Со-При изменении угла по сравнению с его расчетным значением происходит рассогласование величин Рт и uJOq. Это приводит к тому, что при безударном входе в РК имеются значительные потери с выходной скоростью и, наоборот, при минимальных выходных потерях энергии — ударный вход в РК. [c.165]

Наибольший к. п. д. ступени достигается при некотором промежуточном соотношении р и uJ o, когда имеются и углы атаки РК, и повышенные потери с выходной скоростью. Отклонение значения к. п. д. от расчетного в этом случае связано с числом лопаток в неявной форме. При таких условиях работй ступени установление влияния числа лопаток затруднительно. Для выявления влияния 2 в чистом виде необходимо вводить поправку на изменение степени реактивности. [c.165]

Закрутка РЛ при 2z = onst, как показывают расчеты, получается обычно близкой к закрутке при условии hu = onst. При этом выходной угол РЛ P21 приблизительно линейно зависит от радиуса, а изменение /г от корня к периферии ступени невелико. Можно, конечно, выбрать любой закон изменения удельной работы по радиусу и в соответствии с ним спроектировать рабочую решетку, так как математических затруднений при численном интегрировании уравнения (XI.14) не встречается. Необходимо только иметь в виду ограничения, связанные с минимально допустимыми углами ai и Рг и скоростями iz и 2Z, а также с закруткой потока па выходе из ступени, ведущей к повышенным потерям с выходной скоростью. [c.192]

Пусть тепловой перепад (располагаемое теплопадение) для одной ступени составляет Ло (рис. 22—III) часть этого перепада Л с теряется на трение в сопле следовательно, процесс расширения пара в сопле происходит не по адиабате 1-2, а по политропе 1-2. Кроме этого, часть теплового перепада Лд расходуется на трение в каналах рабочих лопаток, на трение и вентиляцию при вращении диска в паровой среде, а часть перепадаЛд.о на потери с выходной скоростью из каналов рабочих [c.226]

Двухступенчатые компрессорная и силовая турбины выполнены газодинамически как одна турбина. Степень реактивности закрученных лопаток на 1/3 высоты лопатки равна 50%. Направляющие лопатки имеют постоянный профиль. Вращение турбин в противоположных направлениях позволило допустить большую окружную составляющую скорости выхода газа из второй ступени компрессорной турбины. Это дало возможность увеличить перепад тепла на ступень и уменьшить потери с выходной скоростью в патрубке между турбинами. В турбине высокого давления срабатывается около 62% всего перепада тепла. [c.28]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...