Ступени равного давления

Во втором случае (при Pj = Р ) Для сохранения давления пара неизменным лопаточный канал (при отсутствии потерь в нем) должен иметь постоянное сечение. В решетке рабочих лопаток происходит лишь поворот струи, и изменение количества движения потока пара преобразуется в силу, действующую на лопатки. Производимую этой силой работу называют активной, а саму ступень турбины — активной ступенью (или ступенью равного давления). [c.189]

При малых расходах воздуха (левее точки А) действительное противодавление первой ступени, равное давлению всасывания второй ступени рн, меньше предельного противодавления первой ступени поэтому первая ступень работает с предельной производительностью. В этой области рабочего участка характеристики эжектор работает устойчиво, так как давление всасывания и производительность первой ступени не зависят от давления всасывания второй ступени. В области, лежащей правее точки Л, при Своза действительное противодавление первой ступени, равное давлению всасывания второй ступени, выше предельного противодавления первой ступени. Поддержание требуемой производительности может быть достигнуто (сопоставить с предыдущей фиг. 156) лишь при значительном повышении давления всасывания первой ступени. Это область допредельного режима работы первой ступени эжектора, которой отвечает перегрузочный участок его характеристики. [c.313]

При ступенях равного давления коэф. реактивности г=0, а поэтому [c.131]

V (при ступенях равного давления всего [c.149]

Ступени избыточного давления 231. Ступени равного давления 231. Ступени реактивные 234. [c.465]

На диаграмме р — v (рис. 40) количество теплоты, поглощаемое при температуре Т- во время изотермического расширения на первой ступени, эквивалентно площади под кривой между давлением Pi Р2- Количество теплоты, отданное во время изотермического сжатия на третьей ступени при температуре Т , эквивалентно площади под кривой между давлением рз и р . Работа, выполненная при адиабатном расширении на второй ступени, равна понижению внутренней энергии и представляет собой площадь под кривой между давлениями ра и рз- Работа адиабатного сжатия на четвертой ступени равна повышению внутренней энергии и представляет собой площадь под кривой между давлением p и pi- Так как вторая и четвертая ступени находятся между [c.198]

Степень увеличения давления в каждой ступени равна корню г-й степени из отношения конечного давления Pz к начальному pi. [c.255]

Распределение давлений по формуле (177) приводит к тому, что температуры воздуха на выходе из каждой ступени равны между собой, т. е. [c.138]

Принимая потери давления в каждой ступени равными 5%, определяем степень сжатия [c.119]

Рабочий процесс в ступенях паровых и газовых турбин. Изменение параметров в ступени турбины в основном определяется соотношением проходных сечений соплового аппарата и рабочего колеса. При некотором соотношении сечений статическое давление р перед рабочим колесом равно давлению рг за ним (активная ступень, рис. 4.5, с) или больше его (реактивная ступень, рис. 4.5,6). При Р1/Р2 1,0 1,05 ступень условно также считается активной. [c.182]

После промежуточного перегрева пар с параметрами 3,53 МПа (36 ат) и 565 °С подводится к ЦСД. В ЦСД основной поток делится, при этом одна треть его проходит через сту-пе1. л низкого давления, расположенные в одном корпусе с частью среднего давления, и поступает в конденсатор, остальные две трети поступают в ЦНД. Последние пять ступеней ЦСД и ЦНД выполнены одинаковыми. Длина рабочих лопаток последней ступени равна 960 мм яри среднем диаметре ротора 2480 мм. [c.196]

Отбор пара для подогрева питательной воды производится из камер 11, 12 и 13 за шестой, 10-й и 13 й ступенями при давлении 5,45, 1,92 и 0,58 ama. Температура питательной воды при 50 M em равна 152° С. [c.194]

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]

Принимая падение давления смеси на пути из конденсатора до плоскости выходного сечения сопла первой ступени равным Др, находим абсолютное давление в этой плоскости [c.136]

Ц. в. д. грушевидной формы имеет вставную обойму, высокое давление в торообразном канале перед соплами первой ступени равно 226 бар, температура 511°С. Пар из ц. в. д. входит в ц. с. д. Затем разветвляется между двумя группами из четырех ступеней и проходит по пяти последующим ступеням. [c.384]

Из приведенных цифр видно, что низкий к. п. д. можно скорее допустить в ступени ВЫСОКОГО давления, чем в ступени низкого давления. При обратной постановке той же задачи можно показать, что к. п. д. ступени высокого давления может быть снижен до 58,2%, прежде чем ее эффективность е ш величина необратимости сравняются с теми же величинами ступени низкого давления, имеющей к. п. д. т], равный 70%. [c.165]

Определить расход пара на турбину 12 тыс. кет, 29 ата, 400° с конечным давлением 0,04 ата при наличии трех поверхностных регенеративных подогревателей, с равным интервалом температур в каждой ступени подогрева. Принять разность температуры насыщения греющего пара и температуры подогрева в каждой ступени равной 5°. Задаться величинами к. п. д. по данным в тексте. Схема включения конденсата каскадом с охлаждением конденсата из последнего подогревателя в конденсаторе. [c.86]

Так как с уменьшением расхода пара примерно пропорционально ему снижаются и давление pi перед соплами первой ступени, и давление ра в ПП, которое при номинальном режиме было равно Рпо, то изоэнтропийный перепад энтальпий ЧВД практически не меняется (рис. VHI.l). Изоэнтропийный перепад энтальпий ЧНД с понижением расхода пара уменьшается, а удельное количество теплоты qn, подводимой в ПП, несколько возрастает. Отмеченные обстоятельства определяют понижение термического к. п. д. цикла ПТУ с ПП по мере уменьшения расхода. Аналогично изменяется термический к. п. д. цикла ПТУ с двукратным промежуточным перегревом пара. [c.135]

Результаты опытных данных, полученных при одновременной работе обеих ступеней, совпадают с результатами, полученными опытным путем при работе каждой ступени отдельно (рис. 42). Результаты экспериментов характеризуются общей зависимостью как при равных давлениях подачи топлива в обеих ступенях, так и при различных давлениях подачи по ступеням. [c.105]

Из уравнения (197) следует, что для обеспечения за ступенью постоянного давления по радиусу необходимо, чтобы окружная составляющая скорости в абсолютном движении в сечении 2—2 равнялась нулю (сг = 0). Хотя бы приближенное выполнение этого условия на расчетном режиме работы турбины является весьма желательным, что вносит значительную определенность в расчет многоступенчатой проточной части. Если выражения для определения изменения параметров в контрольном сечении [c.189]

При расходе пара через хвостовую часть турбины при превышении на 20% сверхрасчетного при давлении в камере третьей ступени, равном 20 кг сек, получим расход пара [c.173]

Давление за ступенью равно 41,3 кг см . Теоретическая скорость выхода из сопел [c.270]

Впрыск воды в цикловом компрессоре снижает работу сжатия и увеличивает коэффициент отдачи полезной работы и тепловой перепад (на 1 кг рабочей среды) — полезную мощность ПГТУ, причем эффект впрыска воды в компрессоре тем больше, чем выше степень сжатия. Оптимальная (по к.п.д.) степень сжатия в ПГТУ значительно больше по величине, чем в ГТУ, и находится в пределах 30 —300. Количество воды, впрыскиваемой в компрессоре, при оптимальной степени сжатия составляет 10—20% от массы воздуха (рабочего газа). На сжатие влажного газа при степенях повышения давления 30— 300 затрачивается в 1,3—1,8 раза меньше энергии, чем при сжатии сухого газа. Сжатие газа в компрессоре с впрыском воды позволяет (при высоких степенях повышения) давления значительно уменьшить удельный расход рабочего тела и размеры машины для данной эффективной мощности или при прежних размерах получить большую мощность. При наличии регенерации тепла существенно снижается расход тепла для выработки электроэнергии. Конструкция осевых или центробежных компрессоров ПГТУ аналогична конструкции соответствующих компрессоров ГТУ. В компрессорах ПГТУ могут быть получены степени повышения давления 30— 300 при числе ступеней, равном 20—40. [c.128]

Для повышения надежности герметизации внешних штоков (валиков) гидроагрегатов высокого давления часто применяют двухступенчатые уплотнения, которые состоят из двух последовательно установленных герметизирующих элементов а и б (рис. 5.3). Герметизирующий элемент а первой ступени, представляющий собой плотно посаженную на шток втулку, лишь снижает давление перед вторым (внешним) элементом б, граничащим с внешней средой, не обеспечивая при этом полной герметичности. Камера между ступенями уплотнения сообщается (обычно через обратный клапан) со сливной линией гидросистемы, благодаря чему внешний герметизирующий элемент находится под действием лишь малого давления, примерно равного давлению в сливной линии. [c.484]

При определении ступени условного давления допускается превышение фактического рабочего давления в пределах до 5% над указанным в табл. 6-6 для заданной температуры без перехода к высшей ступени условного давления. Температура среды принимается равной наивысшей длительной [c.174]

В качестве примера отметим, что в настоящее время для повышения конденсатогазоотдачи применяется сайклинг-про-цесс, заключающийся в закачке сжатого природного газа в газоконденсатосодержащие пласты под высоким давлением. Применяется трехступенчатое сжатие природного газа с промежуточным охлаждением. Давление на выходе каждой из трех ступеней равно соответственно 10 30 50 МПа. [c.124]

В изготовляемых разными заводами компрессорах, рассчитываемых на различные температуры кипения t a 4 отношение объёмов ступеней близко к (125—0,35, и ступень низкого давления (равно как и ступень среднего давления трёхступенчатых компрессоров) во [c.640]

Определим степень сжатия отсасываемой из конденсатора паро-воздуш-ной смеси в каждой ступени эжектора. Обычно в каждой ступени эжектора степени сжатия т принимаются одинаковыми. Для двухступенчатого эжектора промежуточное давление, равное давлению смеси при выходе из диффузора первой ступени, определяется из условия [c.134]

Расчет последующих ступеней эжектора производят подобно расчету первой ступени, но с обязательным определением количества паро-воздушной смеси, поступающей в рассчитываемую последующую ступень из конденсатора предыдущей ступени паровым сопротивлением конденсатора ступени эжектора можно пренебречь, т. е. давление паро-воздушной смеси при входе в камеру смешения последующей ступени принимается равным давлению паро-воздушной смеси при выходе из диффузора предыдущей ступени. [c.147]

Обрыв регулирующего клапана определяется по давлению в соответствующей пароперепускной трубе от блока клапанов к турбине (рис. 33). Давление в Пароперепускной трубе будет в зависимости от степени открытия клапана находиться в пределах от полного давления острого пара до давления в камере регулирующей ступени. Если по положению главного сервомотора соответствующйй клапан должен быть открытым, а давление в пароперепускной трубе за ним равно давлению в камере регулирующей ступени,следует предположить обрыв клапана. Таким методом легко определить обрыв клапанов 5 и 6, которые открывают пар на свою пароперепускную трубу. Несколько труднее определись обрыв клапанов 1 и 3 [c.85]

Расход пара на холостой ход при режиме с противодавлением (отрезок Ос) больше, чем при конденсационном режиме (отрезок Оа), вследствие того что при работе с противодавлением расход пара на трение и другие потери относится к меньшей полезной работе пара внутри турбины, так как он расширяется только в ступенях высокого давления. Максимально возможное количество пара, которое можно пропускать через ступени высокого давления данной турбины, как видно из графика, равно 54 т/час. На это количество рассчитаны ступени высокого давления, исходя из чего максимально воз.можный отбор пара при полной электрической нагрузке в 6 000 кет равен 35 mj4a . При уменьшении электрической нагрузки до 4 500 кет отбор пара может быть увеличен до 45 т1час без увеличения количества проходящего через ступени высокого давления пара сверх 54 mjHa . [c.221]

Конденсат подается на впрыск в рассечку перегревателя. Давление воды в конденсаторе почти равно давлению в барабане и поэтому для ввода воды в поток перегретого пара может быть использован перепад давления, примерно равный сопротивлению ступени пароперегревателя, предвключен-ной к месту впрыска. [c.148]

Примерное раоцредтение тепла топлива в котельных агрегатах равного давления показано на гра фике фиг. 1-12. Здесь четы]ре столбца графика отвечают четырем ступеням давления 34, 110, 185 и 260 ата с соответственно принятыми для них температурами питательной воды и перегретого пара. По оси ординат графика, как и прежде, последовательно отложены в процентах доли тепла подогрева воды, испарения воды и перегрева пара, составляющие в сумме 100%. Из графика ясно видно, как с повышением давления перераспределяются значения отдельных из этих трех составляющих. Если при так называемом среднем давлении (34 ата) 2/з всего использованного тепла топлива расходуется на испарение воды, то при высоком давлении (ПО ата) для этого потребна примерно только половина всего тепла, а при сверхвысоком [c.33]

Максимальная температура газов перед турбиной 720°, степень повышения давления 4,5. Число оборотов ротора установки 6720 о61мин. Атмосферный воздух при температуре 15°С и давлении 1 ama засасывается компрессором низкого давления через фильтр. Воздух после восьмой ступени компрессора поступает в охладитель. Давление воздуха после восьмой ступени равно 2,25 ama, а температура 102°С. Потеря давления в промежуточном охладителе, включающая в себя также потери в патрубках компрессора, составляет 0,126 кГ/см . Давление воздуха на выходе из компрессора высокого давления 4,51 кПсм , а температура 146°С. В регенераторе давление воздуха снижается на 720 кПм , причем минимальный перепад температур агентов теплообмена дТ = 85°С дает степень регенерации 73%. [c.162]

На основании изложенного выше задача определения давления перед соплами регулирующей ступени с реактивностью решается следующим образом. Как первое приближение принимается нулевая реактивность, следовательно, давление за соплами равно давлению в камере регулирующей ступени. Пользуясь формулой Бендемана, при заданном расходе и площади горловых сечений сопел, по давлению в камере ступени находим давление перед соплами, изоэнтропий-ный перепад, скорость выхода из сопел по треугольнику скоростей [c.106]

С. Предполагается, что потери в трубах и в сепараторе-перегревателе невелики и составляют около 67о от давления за ЦВД. Турбина рассчитана на очень высокий вакуум давление в конденсаторе принято равным 0,025 Kz j M - при влажности пара в конце процесса расщирения, равной 10,5%. Поэтому турбина имеет три мощных двухпоточных ЦНД с рабочей лопаткой цоследней ступени длиной 1 650 мм. Общая длина турбины (без генератора) превышает 50 м. Ротор двухпоточного цилиндра высокого давления выполняется цельнокованым и имеет реактивное облопачиванне. Однако ротор ЦНД выполнен с насадными дисками, имеющими очень мощные ступицы (так, например, ширина ступицы последней ступени равна 800 мм, а максимальный диаметр вала равен почти [c.211]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...