Потери ступени турбины

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]

Основные потери ступени турбины в сопле на рабочих лопатках и с выходной скоростью кд. Они определяют относительны й к. п. д. на лопатках , который для активной ступени равен [c.298]

ПОТЕРИ СТУПЕНИ ТУРБИНЫ [c.259]

ОТ источника лучистой энергии 2 — приемник тепла 5 — потери излучением иН —аккумулирование с ЫН 5 — аккумулирование с НаР б — потери излучением ЫаР 7 — котел 5 — перегреватель 5 —1-й промежуточный подогреватель /б —2-й промежуточный подогреватель //—1-я ступень турбины 2 — 2-я ступень турбины /5 — 3-я ступень турбины 14 — генератор переменного тока /5 — радиатор-конденсатор /б — нагрузка 15 кВт /7 —устройства управления /б — иасос — тепловые потоки ------—трубопроводы для жидкости —паропроводы ------------------механические связи [c.220]

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

Кпд ступеней турбины. Потери тепловой энергии в соплах, на лопатках и с выходной абсолютной скоростью в ступени турбины оценивают относительным кпд на лопатках %ц, который представляет собой отношение механической работы L 1 кг пара на лопатках ступени к располагаемому теплоперепаду Ло в ступени, т. е. [c.117]

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]

В первых ступенях паровых турбин 8 0,15, в газовых турбинах обычно е= 1. Потери на трение и вентиляцию в паровых турбинах значительны, особенно в первых ступенях, где плотность р пара велика. Так, в первой (регулирующей) ступени турбины К-800-240 мощностью 800 МВт 4т в =0,015, а в последующих 4т.в = 0,001. В газовых турбинах благодаря сравнительно малой плотности газа эти потери меньше. Затраты мощности (в кВт) на трение и вентиляцию можно оценить по уточненной полу эмпирической формуле А. Стодолы [c.186]

Обычно вследствие неодинаковых потерь в отдельных группах ступеней турбины относительные внутренние к.п.д. этих групп ступеней различны. [c.345]

ВНУТРЕННИЕ ПОТЕРИ В ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ [c.135]

Возвращенная теплота. Внутренние потери превращают часть энергии потока в теплоту, вследствие чего энтальпия рабочего тела на выходе из ступени возрастает по сравнению с идеальным процессом. В свою очередь, это приводит к некоторому увеличению изоэнтропийного перепада энтальпий в следующих ступенях. На рис. 5.2 изображен процесс расширения в четырех ступенях турбины без использования выходной энергии. По свойству диаграммы [c.144]

Внешние потери. Внешними называют потери, не изменяющие количество или состояние рабочего тела в проточной части турбины. К ним относятся потери на вращение неработающих ступеней турбины заднего хода (ТЗХ) на переднем ходу, потери трения в подшипниках турбин, потери в передаче. [c.148]

Потери в реактивной ступени определяются по формулам (395), (402) и (403). Кроме указанных потерь в турбине имеются еще потери энергии. Рассмотрим их более подробно. [c.216]

В расчётах турбин удобно вводить к. п. д., характеризующие отдельные группы потерь в турбине или в отдельной ступени. [c.141]

По выходе из компрессора воздух поступает в теплообменник-регенератор 4, где получает тепло от уходящих из последней ступени турбины продуктов сгорания. Подогретый в регенераторе воздух с температурой Тд поступает в первую камеру сгорания 5. Продукты сгорания из первой камеры сгорания поступают в первую ступень (или группу ступеней) турбины 6, где расширяются до давления Рд и температуры Т . С давлением р продукты сгорания из первой ступени турбины поступают во вторую камеру сгорания, где им сообщается тепло. Температура газа увеличивается от величины Т до величины Т . Такой процесс расширения и подогрева газа происходит до давления за газовой турбиной, равного давлению окружающей среды плюс потери на протекание газа в системе регенератора. [c.123]

Е—D—Од, может быть возвращено в камеру сгорания. Работоспособность газа в турбине уменьшается на величину, эквивалентную площади 1—а —2—— 2—i- Тепловой перепад, соответствующий площади —1——2—является потерей. Рассматривая процесс расширения газа во всех ступенях турбины, найдем общие потери теплопадения за счет охлаждения [c.141]

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

При выходе из камеры сгорания рабочий агент будет иметь максимальную температуру цикла Тз, которой тоже надо задаться. На пересечении изотермы Тд и изобары рз получаем на диаграмме точку 3 начала процесса расширения газов в турбине. Расширение идет до давления p , которое из-за сопротивления в выходном тракте установки может быть несколько выше р . Если за последней ступенью турбины установлен диффузор и частично или полностью потеря давлений для преодоления сопротивлений течению уходя-Ш.ИХ газов компенсируется тягой дымовой трубы, давление конца процесса расширения в турбине р может оказаться и ниже р . [c.154]

Положительное воздействие ОДА проявляется и на режимах перехода через состояние насыщения 1) снижаются амплитуды пульсаций, обусловленных конденсационной нестационарностью, а также в вихревых следах 2) уменьшаются потери на трение в пограничных слоях 3) снижаются потери, обусловленные переохлаждением. Приведенные выше данные отчетливо подтверждают целесообразность применения ОДА (или других ПАВ) и в тех ступенях турбин, в которых реализуется переход через состояние насыщения. [c.312]

Отличительной особенностью сварных цилиндров газовых турбин является наличие цилиндрического или радиального диффузора, назначение которого— превращение в давление части выходной скорости потока, покидающего лопатки последней ступени турбины. Цилиндрический диффузор в выхлопной части цилиндра виден на фиг. 62. В плавно увеличивающемся проходном сечении диффузора происходит потеря скорости потока и благодаря этому некоторое увеличение давления. [c.114]

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]

Паропреобразователи имеют большое преимущество полного устранения потерь конденсата турбины вне станции и, следовательно, универсальности применения при любых потерях конденсата вне станции. По сравнению с многоступенчатыми испарителями паропреобразовательная установка обычно получается конструктивно проще благодаря меньшему количеству корпусов, упрощению трубопроводов н сокращению арматуры. Сравнительные расчеты весовых показателей установки с отпуском технологического пара показывают увеличение веса шестиступенчатой испарительной установки с давлением пара в ступенях от 9,0 до 1,20 ата на 28% по сравне-нению с паропреобразователями. [c.170]

Температуры рабочего тела в узловых точках цикла I и 8, а также давление торможения потока на выходе из второй ступени турбины р4 следует включить в совокупность внешних факторов модели ПТУ первого уровня. При этом значения Ti и Та остаются одинаковыми для обоих типов установок. При задании величины р4 необходимо принимать во внимание следующие обстоятельства. С уменьшением значений р4 энергетическая эффективность ПТУ возрастает за счет сокращения потери работы прямого цикла, которая пропорциональна площади 4—5—6—5— 14—7—4) (см. рис. 9.2). Уменьшение этой площади при неизменном давлении ps ограничивается величиной технически достижимого вакуума в поверхностных конденсаторах. Поэтому с учетом потерь давления в регенераторе второй ступени и поверхностном конденсаторе давление р4 назначалось равным 1 10" Па. [c.162]

Значения начального давления и температуры, при которых обеспечивается допустимая по условиям эрозийного износа влажность пара, называют сопряженными параметрами пара. При установлении величин сопряженных параметров необходимо учитывать влияние энергетических потерь в действительных рабочих процессах турбин, в реальных циклах за счет неизоэнтропич ности процесса расширения пара в турбинах возрастает как конечная энтальпия, так и сухость пара (рис. 8-17). Вследствие этого в значениях сопряженных параметров давление пара при данной температуре для реальных циклов оказывается всегда большим, чем для идеальных циклов с изоэнтропийным расширением пара. Повышение начального давления пара и связанное с этим снижение удельного объема пара приводят к снижению i из-за роста относительных потерь в ступенях турбины. Рост начальной температуры пара, увеличивая удельный объем пара, наоборот, приводит к повышению т] ,-, так как при этом снижается относительная величина внутренних потерь ступени турбины. [c.202]

Рассмотрим потери, связанные с работой ступени в целом. Условно будем называть их потерями ступени турбины. К ним относятся потери, связанные с утечкой рабочего тела из проточной части, дисковые потери (потери на трение о газ диска и бандажа колеса и потери, связанные с парциальным подводом) и механи чрские потери. [c.259]

Потери в турбинной ступени. Рабочий процесс в турбинной ступени сопровождается потерями тешювой энергии пара к основным из них относятся [c.116]

При заданных давлениях отбора количество пара, отбираемого из соответствующих ступеней турбины, можно определить (при отсутствии потерь) из равенства количества теплл, отдаваемого паром, отбираемым из турбины, и количества тепла, воспринятого в подогревателях питательной водой (конденсатом). Из диаграммы s — Т видно, что это условие может быть выражено следующими двумя уравнениями (при двух отборах пара) [c.124]

Число ступеней давления у многоступенчатой турбины выбирают по общему теплопадению и по теплопадению в отдельных активных ступенях, в каждой из которых должны быть максимальные к. п. д. Если принять, что турбина вращается ср. скоростью 3000 об мин, то при средних значениях коэффициента ф и угла ь пользуясь соответствующими формулами, можно получить, что по условиям механической прочности дисков и лопаток оптимальные, значения теплопадений по отдельным ступеням должны возрастать от 42 в части высокого давления до 170 кдж1кг в последних ступенях. С увеличением теплопадения в по-Одедних ступенях турбины отношения давлений в них становятся меньше критических, это означает, что сопла в этих ступенях должны быть расширяющимися. Изготовление таких сопел конструктивно очень сложно и при переменном режиме они работают плохо. Поэтому современные турбины конструируют так, чтобы работа их протекала с переменной степенью реактивности, возрастающей постепенно до 0,5 и более по мере движения пара к последней ступени. В ступенях высокого давления для уменьшения потерь от эжекции пара из зазоров применяют степень реактивности 0,05—0,15. [c.344]

Шотери Qp, 9ре, откладывают на диаграмме s—i (рис. 5.3). Как следует из рисунка, из-за потери на выпуск давление за последней ступенью турбины больше давления в конденсаторе 7 . [c.146]

Из соображений прочности длину лопаток и средний диаметр последнего колеса можно увеличивать лишь до определённого предела. При очень большом объёме пара, протекаю-1цего в единицу времени через последнюю ступень, возникают значительные выходные потери. Величина этой потери в мощных конденсационных турбинах достигает 8 ккал1кг и более. В тех случаях, когда при предельно допустимых диаметре колеса и высоте лопатки выходные потери получаются всё же чрезмерно высокими, прибегают к разветвлению потока пара. Для этого последние ступени турбины выполняются двойными — пар, разветвляясь протекает одновременно через две группы лопаток. Вследствие этого пропускная способность последних ступеней при одной и той же величине выходной потери удваивается по сравнению с однопоточной турбиной. Таким же образом последнюю ступень можно разделить на три или четыре группы. [c.181]

Следовательно, учитывая дополнительные гидравлические потери в перепускных газоотводах, необходимое число ступеней турбины, приводящей компрессор, должно быть Z ,g f) = 4. Параметры газа за 4-й ступенью определены так р = 457 ООО кг1м [c.166]

В теории ступени необходимо развить метод построения ее характеристики путем иостроения характеристики комбинации решеток (на основе газодинамических характеристик последних) и последовательного наложения на эту характеристику неучтенных в ней внутренних потерь. Поэтому специальной задачей газодинамических основ теории турбин является теоретическое и экспериментальное изучение внутренних потерь в турбинной ступени. На основе такого изучения определяют факторы, в первую очередь влияющие на величину потери, и находят формулу для ее расчета. [c.161]

Рассмотрим ступень, которая является частью реальной турбины и работает между давлениями ра и pd. Состояние пара, входящего в ступень, выражается точкой а (см. рис. 11-22) в месте пересечения изобары Ра и линии состояния. Если бы ступень была o6paTjiMoft и адиабатической, она производила бы работу, соответствующую высоте ad, вдоль линии постоянной энтропии между состоянием а и давлением Pd, если скорости на входе и выходе одинаковы. С другой стороны, ступень, являющаяся частью обратимой адиабатической турбины, между теми же двумя давлениями должна была бы развивать работу, соответствующую высоте a d, между изобарами Ра и ра вдоль изоэнтро-пы, проходящей через точку, соответствующую состоянию пара на входе в первую ступень турбины. Для всех известных паров изобары при возрастании энтропии расходятся, так что высота ad больше высоты a d. Поэтому предельная величина работы для адиабатической ступени возрастает благодаря потерям предыдущей ступени. [c.89]

Оценивая рассматриваемую ПТУ в целом, можно отметить, что ее сравнительно малая энергетическая эффективность обусловлена главным образом низкими давлениями насыщенных паров ДФС при высоких температурах насыщения. Это препятствует уменьшению температуры в энергетическом контуре установки по условию технически достижимого вакуума в пиверхностном конденсаторе. Следует также отметить, что из-за низких коэффициентов потерь давления по паровым сторонам регенераторов и по тракту ДФС поверхностного конденсатора давление торможения потока на выходе из второй ступени турбины должно быть достаточно высоким. Это также ведет к сокращению изоэнтроп-ной разности энтальпий, срабатываемой на турбине. [c.169]

Во избежание большого осевого давления и (больших утечек шара ежду бандажами ра бочих лопаток и корпусам И. между ободами рабочих диоков и телом диафрагм устанавливают лабиринтовые уплотнения, а в дисках части высокого давления делают разгрузочные отверстия для разгрузки от осевого давления. В дисках последних ступеней, работаюш,их в области низких давлений пара, разгрузочные отверстия обычно не делают, так кяк три наличии их и бюльшой степени реакции ib каналах рабочих лопаток последних ступеней получится большая потеря от утечки пара через разгрузочные отверстия. Отсутствие же разгрузочных отверстий в последних ступенях турбины 1не вызывает значительного увеличения осевого давления у ротора турбины, потому что последние ступени работают при малых перепадах давления пара, [c.41]

Потери от утечки пара через радиальные зазоры. Такие потери имеют место в направляющих и рабочих лопатках реактивных ступеней турбины, у которых давление шара до рабочих лопаток больше, чем после них. Даже при небольших радиальных зазорах, но больших диаметрах лопаточных вшцов реактивных ступеней [c.42]

Потери от утечки пара через радиальные зазоры. Такие потери имеют место в направляющих и рабочих лопатках реактивиых ступеней турбины. Даже при небольших радиальных зазорах, но больших диаметрах лопаточных венцов реактивных ступеней утечка пара через них будет значительной, особенно в ступенях части высокого давления. Эти зазоры в пределах допуска должны быть возможно малыми и практически одинаковыми по всей окружности. Они должны соответствовать заводским чертежам. Радиальные зазоры в лопатках реактивных ступеней обычно составляют 0,7-1-(0,005 0,007) 1 мм (где / — высота рабочих и направляюш,их лопаток ступени, мм). [c.51]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...