Потери выходные турбины

Профильные потери в турбинной решетке складываются из потерь на трение в пограничном слое, образующемся на поверхности лопаток, и вихреобразование в зоне за их выходными кромками (рис. 3.8, а). При больших скоростях к двум указанным составляющим добавляются волновые потери. [c.106]

Молекулярный вес рабочего тела не должен быть большим, так как при увеличении его растет потеря в турбине с выходной скоростью и увеличивается доля энергии, затрачиваемой на работу питательного насоса. Малый молекулярный вес рабочего тела обусловливает высокую скорость звука, что облегчает конструирование турбины и уменьшает потери в ней. [c.7]

Турбины ЛМЗ (рис. II.1). При проектировании унифицированного ряда турбин для повышенных параметров пара была поставлена в качестве одной из главных задача создания одноцилиндровых паровых турбин мощностью до 50 МВт. При проектировании одноцилиндровой конденсационной турбины 50 МВт наиболее дискуссионным был вопрос о потере выходной кинетической энергии за последним рабочим колесом. Не менее сложные вопросы возникали при проектировании турбин мощностью 25 МВт с отборами пара. Турбины этого типа для низких параметров пара ЛМЗ изготовлял двухцилиндровыми, и для решения поставленной задачи были необходимы принципиально новые решения. Отметим особенности этой серии турбин. [c.18]

При сравнении вариантов тихоходных и быстроходных турбин необходимо иметь в виду, что в определенных зонах мощностей и объемных расходов пара, при заданных его параметрах и выбранных размерах последних ступеней в одном из вариантов ЦНД могут оказаться недостаточно использованными (заниженные потери выходной кинетической энергии), а в противопоставляемом варианте, наоборот,— предельно эффективно использованными. Это может приводить к существенному изменению удельных масс турбин и их общих экономических показателей. Поэтому для широких обобщений необходим глубокий поиск на базе анализа методически подобранных проектных вариантов. Необходим также большой эксплуатационный опыт [7]. [c.114]

При конструировании турбин проточную часть проектируют так, чтобы п возможно большем числе ступеней выходная скорость (Сд, фиг. 20) использовалась в следующей ступени (потерю выходной скорости допускают только [c.289]

Необходимо также отметить одну весьма любопытную особенность кривых r)r=/(iVr), полученных в процессе испытаний первого и второго этапов износ вызвал перемещение характеристики турбины по вертикали, т. е. по величине к. п. д., но не привел к заметным смещениям по горизонтали, т. е. к изменениям величины развиваемой мощности. Это могло произойти только в условиях, когда с ростом потерь в турбине одновременно увеличивалась в том же отношении ее пропускная способность. Подобное увеличение пропускной способности рабочего колеса турбины объясняется увеличением проходных площадей на выходе из рабочего колеса за счет уменьшения толщины лопастей вследствие износа и разрушения их выходных кромок. [c.13]

Уместен вопрос допустимо ли гидравлический к. п. д. одной и той же турбины ( 3-3) в ее подобных режимах при разных напорах считать постоянным Рассмотрим гидравлические потери в турбине (подробнее см. гл. 12). Их можно разделить на путевые (аналогичные потерям в цилиндрической трубе при турбулентном течении), вихревые (при обтекании тел и выступов на стенках, внезапных изменениях скорости) и выходные. Последние два вида потерь пропорциональны квадрату скоростей, а следовательно, и напору. [c.33]

В состав гидравлической потери обычно включается потеря выходная — кинетическая энергия, уносимая водой, покидающей последний орган турбины, т. е. ее отсасывающую трубу. Будучи отнесена к 1 кг, она равна [c.71]

Доли гидравлической потери могут быть отнесены к ряду последовательных частей турбины турбинной камере, направителю, колесу, отсасывающей трубе. Доля последней может быть разделена на потерю выходную (в виде кинетической энергии выхода из трубы) и потерю внутреннюю (в самой трубе). [c.155]

Коэффициент полных потерь выходных патрубков конденсационных турбин = 0,6—1,4. Малые значения коэффициента относятся к выходным патрубкам современных мощных паровых турбин. [c.262]

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]

Но потери в турбине значительно больше, чем в выходном сопле. [c.61]

Внутренние потери в турбине не ограничиваются потерями в сопловых аппаратах, рабочих лопатках и с выходной скоростью. Во время работы возникают, помимо вышеуказанных, следующие потери 1) вентиляционные и на трение торцовых поверхностей рабочего колеса в среде рабочего тела, 2) на утечку, 3) в окружающую среду, 4) механические потери. [c.371]

Потери в турбине. В паровой турбине, кроме рассмотренных потерь с выходной скоростью отработавшего пара, есть потери, которые уменьшают полезную работу. Эти потерн делят на внутренние и на внешние. [c.225]

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]

Первый этап расчета принципиальной тепловой схемы заключается в построении рабочего процесса пара в турбине и определении параметров пара и воды на электростанции. При этом следует использовать имеющиеся проектно-конструкторские данные по турбинам аналогичных типов, а также данные их испытаний и эксплуатации. При отсутствии аналогичных типов турбин с близкими параметрами пара пользуются имеющимися методами оценки к.п.д., обобщающими опыт конструирования или эксплуатации турбин. Выходные потери цилиндров турбины учитывают отдельно или величиной к. п. д. последних отсеков этих цилиндров. [c.156]

Виды потерь в турбинах. По месту возникновения в турбине потери подразделяются на потери в сопловом аппарате, на лопатках рабочего колеса, с выходной скоростью, на вентиляцию, на трение диска, выталкивание и утечки газа и механические потери. [c.219]

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]

Задача 3.30. Определить потери тепловой энергии в соплах, на лопатках и с выходной абсолютной скоростью в активной ступени, если скоростной коэффициент сопла ф = 0,97, скоростной коэффициент лопаток ф = ОМ, угол наклона сопла к плоскости диска а, -14°, средний диаметр ступени d=0,8 м, частота вращения вала турбины л = 3600 об/мин, отношение окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл и/с, =0,44 и угол выхода пара из рабочей лопатки Рг = 22°. [c.119]

Задача 3.36. Определить потери тепловой энергии на трение, вентиляцию и утечки в активной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени /г,) = 100 кДж/кг, давление р=1 МПа и температура /=300°С пара в камере, где вращается диск, средний диаметр ступени d=, м, частота вращения вала турбины и = 50 об/с, выходная высота рабочих лопаток 4 = 0,03 м, степень парциальности впуска пара е=0,4, коэффициент Я =1,1, расход пара Л/=25 кг/с и расход пара на утечки Myj = 0,8 кг/с. [c.123]

Такая гидромуфта обеспечивает хорошее отключение ведущего вала от ведомого. Недостатком ее является то, что при равных значениях передаваемой мощности, числа оборотов ведущего вала и скольжения ее размеры будут больше, чем размеры обычной гидромуфты из-за специфичности очертания проточной части и профиля турбинной лопасти. Профиль турбинной лопасти имеет острую входную кромку и тупую выходную. Это вызвано необходимостью разместить ось поворота на минимальном радиусе, но при этом ухудшается обтекание и увеличиваются потери. [c.278]

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

Кинетическая энергия потока при выходе из лопаток в одноступенчатой турбине не может быть полезно использована и представляет собой так называемые выходные потери. Эти потери равны [c.333]

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]

В целях уменьшения, выходных. потерь и понижения числа оборотов инженер Кертис в 1900 г. предложил турбину со ступенями скорости. [c.341]

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]

К. п. д., определённый по формуле (12), учитывает потери, вызванные сопротивлением лопаток, и выходную потерю, но не принимает во внимание утечку пара через радиальные зазоры и потерю от трения диска. Последние потери, отнесённые к 1 кг пара, уменьшают работу на лопатках до значения Е,-, которая является внутренней работой турбины. Внутренний к. п. д. турбины [c.143]

Выбор числа ступеней. Выбор типа и числа ступеней производится в зависимости от величины общего теплового перепада, скорости вращения, расхода пара, требуемых величин к. п. д. и стоимости турбины. Уменьшение теплового перепада в ступени приводит к повышению к. п д. турбины как вследствие увеличения высот лопаток, влекущего за собой снижение-концевых потерь, так и благодаря меньшей выходной потере. [c.145]

Два главных питательных насоса, каждый производительностью по 50% от массового расхода пара, потребляют мощность по 15 200 кВт при частоте вращения 4800 об/мин. Их приводные турбины— конденсационного типа, с собственными конденсаторами, что дает существенный экономический эффект, так как при этом в последнюю ступень главной турбины поступает меньшее количество пара и уменьшаются выходные потери. Приводные турбины питаются паром из первого отбора ЦСД при 1,63 МПа и 713 К при номинальном режиме давление в конденсаторе — около 6 кПа параметры пара выбирались с учетом конструктивных возможностей выполнения паровпуска и последних РК, вращающихся с переменной частотой. При нагрузке менее 30% приводные турбины питаются от БРОУ ТПН, пар к которым поступает из котла. Удельный расход теплоты ПТУ снижается от применения турбоприводов конденсационного типа приблизительно на 45 кДж/(кВт-ч) по сравнению с этим показателем при противодавленческих турбоприводах, которые применялись в блоках К-800-240-2. [c.72]

В тихоходных турбинах потери выходной кинетической энергии за последней ступенью могут быть меньше, а ее к. п. д. выше, чем в быстроходных турбинах. Но снижение длины лопаток последнего РК мощной турбины из соображений надежности приводит к увеличению числа параллельных потоков в ЧНД и, следовательно, к уменьшению длин лопаток первых ступеней ЧНД. Увеличение числа параллельных потоков в ЧНД также повышает длину перепускных труб и их гидравлическое сопротивление. Поэтому, сравнивая экономичность турбин с неодинаковыми относительными размерами последних ступеней, необходимо учитывать также различие потерь энергии в паропроводах и во всем ЦНД, в том числе — концевых и от утечек в уплотнениях в первых ступенях ЦНД. Это различие потерь сказывается тем сильнее, чем выше разделительное давление и чем больше отстоит проектируемый ЦНД от предельно допустимого по размерам последней ступени. Это важное обстоятельство побуждает конструктора применять последнее РК с максимально возможной ометаемой лопатками площадью. [c.114]

Коэффициент полезного действия турбины ( 2-3) может вычисляться в двух разных видах в зависимости от того, что считать за рабочий напор турбины, а именно, относить ли к ее потерям выходную из отсасывающей трубы кинетическую энергию или нет. С точки зрения эксплуатации гидростанции для нее эта энергия есть, конечно, потеря и к. п. д. турбины следует вычислять в первом виде, т. е. за напор принимать разность удельных энергий при входе в турбину и в нижнем бьефе. Мы такой к. п. д. турбины и соответствуюпщй рабочий напор предложили называть полными [Л. 182]. [c.72]

Потери в турбинной ступени. Рабочий процесс в турбинной ступени сопровождается потерями тепловой энер-ии пара к основным потерям тепловой энергии пара ступени турбины относятся потери в соплах, на лопат- ах, с выходной абсолютной скоростью, на трение и вен- иляцию, от утечек через зазоры в уплотнениях. [c.119]

В турбине Лаваля при снижении частоты вращения вала при j = = onst растет абсолютная скорость выхода пара с рабочих лопаток с2 И, как следствие этого, к. п. д. турбины быстро падает. Для уменьшения выходных потерь со скоростью С2 и понижения частоты вращения вала Кертис предложил турбину с двумя ступенями скорости. На рис. 6.2,6 представлены схема этой турбины и графики изменения абсолютной скорости и давления пара в проточной части турбины. Пар с начальными параметрами ро и То расширяется до конечного давления pi в соплах 2, а на рабочих лопатках 3 и 3 происходит преобразование кинетической энергии движущегося потока в механическую работу на валу 5 турбины. Закрепленные на диске 4 турбины два ряда рабочих лопаток 3 и 3 разделены неподвижными направляющими лопатками 2, которые крепятся к корпусу I турбины. В первом ряду рабочих лопаток 3 скорость потока падает от i до j, после чего пар поступает на неподвижные лопатки 2, где происходит лишь изменение направления его движения, однако вследствие трения пара о стенки канала скорость парового потока падает от с2 до с. Со скоростью с пар поступает на второй ряд рабочих лопаток 3 и снова повторяется идентичный процесс. Поскольку преобразование кинетической энергии в механическую работу на валу турбины Кертиса происходит в двух рядах рабочих лопаток, максимальное значение г ол получается при меньших отношениях k/ j, чем у одноступенчатой турбины. А это значит, что частота вращения вала турбины (колеса) Кертиса может быть снижена по сравнению с одноступенчатой турбиной. Анализ треугольников скоростей показывает, что оптимальный к. п. д. турбины Кертиса достигается при входной скорости пара t i вдвое большей, чем у одноступенчатой турбины. Это означает, что в турбине с двумя ступенями скорости может быть использовано большее теплопадение /loi, чем в одноступенчатой. [c.302]

Вследствие потерь на трение и завихрение при протекании лара между неподвижными лопатками скорость его снижается от значения С2 до с (см. график в верхйей части рис. 31-1,б). Затем пар поступает на второй ряд рабочих лопаток 3, где скорость его снижается до выходной с. Таким образом, преобразование кинетической энергии струи пара в механическую работу на валу происходит в двух рядах лопаток. Поэтому у турбины со ступенями скорости максимальный внутренний к. п. д. получается при меньших значениях х, а следовательно, число, оборотов вала может быть снижено по сравнению с турбиной без ступеней скорости. [c.341]

Многоступенчатая конструкция турбин позволяет уменьшить перепад энтальпий каждой ступени, а следовательно, и скорость потока рабочего тела. При этом представляется возможным использовать более экономичные дозвуковые профили, а также обеспечить оптимальные значения характеристики --= uJ при приемлемых с точки зрения прочности ротора окружных скоростях. Многоступенчатая конструкция позволяет использовать выходную энергию из предыдущей ступени в последующей. Наличие потерь в каждой ступени повышает энтальпию пара на входе в следующую, что частично компенсирует эти потери. Все эти факторы объясняют то, что в качестве главных применяются только многоступенчатые турбины. Одноступенчатые турбины служат вспомогательными (привод насосов, вентиляторов и т. п.). Их достоинство — малые масса и габариты. Перепад энтальпий во вспомогательных турбинах может доходить до 400 кДж/кг, что соответствует скорости пара it 1260 м/с. Для наиболее распространенных дисков (постоянной толщины и конических) и = 200-н300 м/с, что соответствует = 0,16ч-0,24. Поэтому во вспомогательных одноступенчатых турбинах используют двух- и трехвенечные ступени скорости, обеспечивающие приемлемый КПД при указанных значениях скоростной характеристики. [c.142]

Жаровые трубы, 1ереходные детали и другие горячие поверхности эффективно охлаждают воздухом. Воздух, поступающий из осевого компрессора, состоит из воздуха, отбираемого с десятой ступени компрессорного воздуха высокого давления для уплотнений выходного воздуха компрессора. Воздух, отбираемый с десятой ступени, идет на уплотнение от потери смазки в опорных подшипниках. Затем через маслостоки он выходит из подшипников в маслобак. Его же используют на охлаждение, тыловой полости колеса турбины первой ступени, а также передней и тыловой полостей колеса турбины второй ступени. Кроме того, воздух [c.55]

Здесь Г] — полный к. п. д. турбины он может быть разбит на частные механический к. п. д. т , учитывающий механические потери вала на Т(1ение в опорах и сальниках и ободьев колеса на трение в воде или воздухе гид авлический т]/,, учитывающий гидравлические noTetiH при протекании воды через турбинную камеру, направляющий аппарат, колесо и (У реактивных турбин) всасывающую трубу, а также выходную потерю (кинети- [c.254]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...