Коэффициент внутренний турбины

Вязкость. Вязкость, или коэффициент внутреннего трения, характеризует потери на трение в масляном слое. Вязкость является важнейшей характеристикой турбинного масла, по которой и. производится его маркировка. [c.159]

Задача 3.37. Определить относительный внутренний кпд реактивной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени Ao=100 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла ф = 0,94, скоростной коэффициент лопаток ф = угол наклона сопла к плоскости диска ai = 18°, средний диаметр ступени /=0,95 м, частота вращения вала турбины и = 3600 об/мин, угол выхода пара из рабочей лопатки 2 = 20 20, степень реактивности ступени р = 0,45, расход пара М=22 кг/с и расход пара на утечки Му,= = 0,4 кг/с. Потерями теплоты на трение и вентиляцию пренебречь. [c.123]

Задача 3.38. Определить относительный внутренний кпд активной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени /io=80 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла (р = 0,95, скоростной коэффициент лопаток i/ = 0,88, угол наклона сопла к плоскости диска а] = 14°, угол выхода пара из рабочей лопатки 2 = 23°, средний диаметр ступени /=1,1 м, частота вращения вала турбины и = 3000 об/мин, отношение окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл t / ] = 0,455, выходная высота рабочих лопаток /г = 0,03 м, [c.123]

Задача 3.51. При испытании турбины бьши измерены параметры пара перед турбиной ро = Ъ,5 МПа, /q = 410° и за турбиной >2= 1,2 МПа и /2 = 290°С. Определить коэффициент возврата теплоты, если турбина имеет семь ступеней с одинаковыми относительными внутренними кпд /"=0,73. [c.135]

Задача 3.80. Конденсационная турбина с эффективной мощностью iVe=5000 кВт и удельным расходом пара d = = 5,8 кг/(кВт ч) работает при начальных параметрах пара / о=3,5 МПа, о = 435°С и давлении пара в конденсаторе / ,= = 4 10 Па. Определить поверхность охлаждения конденсатора турбины, если температура охлаждающей воды на входе в конденсатор f, = 14°С, температура воды на выходе из конденсатора t, = 24° , коэффициент теплопередачи к = 4 кВт/(м К) и относительный внутренний кпд турбины /о, = 0,75.. [c.144]

Задача 4.9. В реактивной ступени i аз с начальным давлением Ро = 0,48 МПа и температурой /о = 800°С расширяется до р = = 0,26 МПа. Определить относительный внутренний кпд ступени, если скоростной коэффициент сопла (р = 0,96, скоростной коэффициент лопаток i/ = 0,95, угол наклона сопла к плоскости диска ai = 22°, угол выхода газа из рабочей лопатки 2 = 24°, средний диаметр ступени d=OJl м, частота вращения вала турбины л =6000 об/мин, степень парциальности ступени е= 1, высота лопаток /] = 0,06 м, удельный объем газа v=l,51 м /кг, степень реактивности ступени р = 0,35, расход газа в ступени Л/г=20 кг/с, расход газа на утечки Му, = 0,2 кг/с, показатель адиабаты к =1,4 и газовая постоянная Л = 287 Дж/(кг К). [c.151]

Рис. 30-5. Зависимость относительного и внутреннего коэффициентов полезного действия на лопатках ступени активной турбины от х.

Опорные узлы современных гидравлических, паровых и газовых турбин, двигателей внутреннего сгорания, поршневых компрессоров и других машин, а также приборов монтируются на подшипниках и подпятниках скольжения. Изыскание новых материалов, в том числе синтетических, обладающих малым коэффициентом трения и высокой износостойкостью, применение смазки значительно расширяют область применения подшипников скольжения. [c.402]

Теория турбинной или компрессорной ступени должна быть доведена до такой степени разработки, чтобы, исходя из гидродинамических характеристик решеток соплового аппарата и рабочего венца, можно было расчетным путем построить гидродинамическую характеристику ступени. Это нужно для того, чтобы отчетливо представлять, какие именно потери учитываются коэффициентом полезного действия ступени. На этой стадии проектирования лопаточного аппарата работа ступени характеризуется ее внутренним к. п. д. rj,- . Характеристика ступени является [c.15]

Внутренний коэффициент полезного действия турбоагрегата с отборами принимается как отношение суммы внутренней работы турбины и теоретических работ, которые мог бы совершить отобранный пар, к сумме тех же работ для машины с изоэнтропным процессом расширения. [c.100]

Внутренний к. п. д. компрессора при малых мощностях составляет около 82%, достигая при больших мощностях 87—89%. Коэффициент полезного действия турбины 84—91%. [c.151]

Диафрагмы первых ступеней газовых турбин вследствие высокой температуры газа должны изготовляться из аустенитной стали, обладающей, как известно, плохой теплопроводностью и высокими значениями коэффициента линейного расширения. Это обстоятельство повышает вероятность коробления и появления трещин в диафрагмах во время пуска и остановки. Поэтому в газовых турбинах используются диафрагмы, конструкцией которых предусматривается свободное расширение направляющих лопаток. Обычно это достигается устранением жестких связей лопаток по внутреннему контуру (телу). [c.149]

Коэффициент полезного действия турбогенератора. Зная изменение давлений пара в промежуточных ступенях турбины и принимая приближенно температуры пара в ступенях неизменными, можно построить рабочий процесс пара в турбине при различных режимах в -диаграмме, определить теплосодержания пара в промежуточных ступенях и значения величин внутреннего относительного к. п. д. отдельных групп ступеней и проточной части турбины в целом. Эту задачу можно решить и обратным путем если известно изменение величины . (по отдельным ступеням или для турбины в целом) с изменением расхода пара или мощности турбогенератора, можно определить теплосодержание пара в промежуточных ступенях и построить рабочий процесс в is-диа-грамме для различных режимов. [c.102]

В турбинах с противодавлением перепад тепла меньше, а относительная величина потерь от внутренних утечек пара по ступеням и трения дисков о пар выше, чем в конденсационных с теми же начальными параметрами пара, почему их экономичность падает более резко с понижением нагрузки, а коэффициент холостого хода выше, чем турбин К одинаковой мощности. [c.111]

Коэффициент полезного действия цикла составлял 33% и к. п. д. станции 10% (при конденсационном режиме). По проекту к. п. д. цикла с начальным давлением ртутного пара 10 ата повышается до 55% и к. п. д. станции до 34%, что дает уменьшение удельного расхода топлива в три раза. Внутренний относительный к. п. д. ртутно-паровой турбины мощностью 4 ООО кет был принят в проекте рав- [c.532]

Если полученные при натурных тензометрических исследованиях корпусов ЦВД напряжения являются номинальными, то для определения местных напряжений следует учесть эффекты концентрации. При этом необходимо иметь в виду, что величина коэффициента концентрации существенно зависит от формы кривой распределения напряжений по толщине стенки. Для режимов нагружения турбины типа останова с принудительным расхолаживанием или естественным остыванием характерно плавное распределение напряжений по толщине стенки. Для этого случая по экспериментальным данным [4] теоретический коэффициент концентрации о в галтели расточки на внутренней поверхности корпуса ЦВД оценивается величиной 1,8—2,0. На режимах, сопровождающихся резким изменением температуры тонкого слоя металла внутренней поверхности (тепловой удар), концентрация напряжений практически отсутствует. К таким режимам следует отнести толчок роторов и резкий сброс нагрузки. В меньшей степени градиент напряжений в стенке ЦВД выражен при отключении турбогенератора от сети в этом случае величина схц (учитывая действительное распределение температур по толщине стенки) составляет 1,2—1,3. Указанные величины коэффициентов концентрации были определены поляризационно-оптическим методом. [c.60]

Определив при испытаниях коэффициенты А , Вис, в дальнейшей эксплуатации для нахождения размахов напряжений достаточно вести контроль по термопарам, установленным на внутренней и наружной поверхности корпуса в реперных точках. Например, для корпуса ЦВД турбины К-200-130 такие испытания были проведены, коэффициенты определены и по данным [2] и [c.70]

Относительный внутренний коэффициент полезного действия турбины [c.100]

Загрязнение внутренних поверхностей трубок конденсатора отрицательно влияет на работу конденсационной установки, ухудшает вакуум в системе и снижает экономичность работы турбины. Такое загрязнение трубок конденсатора и образование в них отложений иногда вызывает сужение их внутреннего диаметра а 15—40% и более, снижение коэффициента теплопередачи загряз-16 231 [c.231]

От этого недостатка свободен двигатель внутреннего сгорания другого типа — газовая турбина. Имея высокий термический коэффициент полезного действия и обладая при этом всеми преимуществами ротационного двигателя, т. е. возможностью сосредоточения больших мощностей в малогабаритных установках, газовая турбина является весьма перспективным двигателем. Ограниченное применение газовых турбин в высоко экономичных крупных энергетических установках в настоящее время объясняется в основном тем, что из-за недостаточной жаропрочности современных конструкционных материалов турбина может надежно работать в области температур, значительно меньших, чем двигатели внутреннего сгорания поршневого типа, что приводит к снижению термического к. п. д. установки. Дальнейший прогресс в создании новых прочных и жаростойких материалов позволит газовой турбине работать в области более высоких температур. [c.330]

Мы установили также, что при одной и той же величине температуры перегрева пара применение более высокого давления увеличивает коэффициент заполнения цикла и, следовательно, термический к. п. д. цикла, по одновременно уменьшает степень сухости пара на выходе из турбины и внутренний относительный к. п. д. турбины. [c.387]

Надежно решив задачу проектирования последних ступеней, завод мог уделить главное внимание принципиально новым конструкциям ЧВД, особенно паровыпускной части цилиндра. Здесь впервые в практике завода были применены аустенит-ные стали в сочетании с перлитными. Повышенный коэффициент линейного расширения аустенитной стали и плохая теплопроводность ее вызывали большие трудности конструирования при стремлении сохранить высокие эксплуатационные качества турбины. ЦВД был выполнен двухкорпусным. Конструкция внутреннего цилиндра, охватывающего колесо Кертиса и три ступени давления, была аналогична применявшейся заводом в серии турбин повышенного давления, уже проверенных в эксплуатации. Также была использована проверенная ранее схема расположения четырех регулировочных клапанов на внешнем цилиндре. Новое же соединение клапанных коробок с сопловыми, вваренными во внутренний цилиндр, было выполнено подвижным с уплотнением поршневыми кольцами. [c.66]

Здесь T)j —термический к. п. д. цикла, представ-ляюш ий к. п. д. установки с идеальной турбиной, не имеющей потерь в проточной части а — коэффициент возврата теплоты в ПП, характеризующий уменьшение того количества теплоты, которое необходимо подвести к 1 кг пара, в результате повышения энтальпии при входе в ПП за счет потерь в проточной части ЧВД x ъ = H Ht — внутренний к. п. д. турбины, где Ht — изоэнтропийный перепад энтальпий турбины. [c.134]

Величина коэффициента трения в турбинных подшипниках невелика, так же как и работа трения, и интересует больше с точки зрения нагрева подшипника при больших нагрузках и скоростях, а не потери мощности. Общая потеря тепла в подшипнике будет больше подсчитанной по трению в нижней половине вкладыша, так как имеет место еще трение вала о масло в верхней половине и отвод маслом тепла, передаваемого от внутренних, горячих частей ротора. [c.151]

Известны следующие параметры р"1=12 МПа, "1=550 °С Р1=11 МПа 1= 540 °С Р1=9 МПа рг=40 гПа. Коэффициент полезного действия относительный внутренний турбины Т) о1=0,85, насоса Т1 о =0,90, механический Т1м=0,96, электрогенератора Т1т= =0,97. Теплота сгорания топлива СРв=30 ООО кДж/кг. Коэффицишт полезного действия парового котла т]п.к=0,92. [c.156]

Для вычисления внутренней работы газотурбинного агрегата надо учесть работу трения при расширении и сжатии," т. е. работу трения в газовой турбине и работу трения в компрессоре. Для этого вводятся коэффициенты внутренний относительный к. п. д. турбины т1огт И внутренний относительный к. п. д. компрессора, называемый здесь адиабатным к. п. д. компрессора и обозначаемый г)ад. Трение в турбине уменьшает ее полезную работу, поэтому [c.146]

Контактные поверхности насадного обода и внутренней части диска турбины имеют номинальный диаметр d = 0,055 м с возможными положительными отклонениями (0...3)-10- м для отверстия и (2...4)-10 м для вала. Возможная суммарная шероховатость контактных поверхностей IiRai — 10...20 мкм. Минимальный и максимальный диаметры соединения di = 0,015 м и = 0,1 м, его средняя температура 150° С, материал — сталь 45 (коэффициент линейного расширения = 1,22-10- К , модуль упругости Ei = 1,96-10 МПа, коэффициент Пуассона Ц = = 0,3, теплопроводность Xj = 47,5 Вт/(м-К), где г = 1,2 в = 600 МПа. Оценить максимально и минимально возможные значения р и АТ , соответствующие (в атмосфере воздуха) значению плотности теплового потока, направленного внутрь соединения, = 144 кВт/м . [c.219]

Задача 3.52. Для турбины с начальными параметрами пара Ро — 9 МПа, /о = 500°С и противодавлением р2=1,5 МПа определить коэффициент возврата теплоты, если использованный теп-лоперепад регулирующей ступени /г = 102 кДж/кг и относительный внутренний кпд регулирующей ступени >/" = 0,68. Турбина имеет шесть нерегулируемых ступеней с одинаковыми располагаемыми теплоперепадами ha = 62 кДж/кг. [c.135]

Потеря на вращение неработающих ступеней ТЗХ N ,, является потерей на трение и вентиляцию и определяется по формулам 4.9. Эта потеря составляет менее 1 % внутренней мощности ГТЗА. Это объясняется тем, что обычно ТЗХ располагают в корпусе ТНД вблизи конденсатора, к на переднем ходу она вращается в вакууме. Рассматриваемая потеря учитывается коэффициентом 3. X jVa. х/Л / ориентировочно для паровых турбин Сз. X = = 0,005-н0,01, для газовых з,х == 0,02-н0,03. [c.148]

Принятые величины Внутренний КПД по заторможенным параметрам т) = 0,85 r j = 0,88 т о = 0,86 КПД камеры сгорания Пк. с==0,97 механический КПД компрессора и турбин 11мк = Чмт i = = Лмт2 = 0,99 зубчатой передачи — Лр = 0,97 валопровода — Лв = 0,99 коэффициент затрат энергии на навешенные механизмы н.м= 0,01 коэффициенты восстановления полного давления а х = 0,99 0 . с = 0i97 = = 1,0 Овых = 0,97 коэффициент отбора воздуха на охлаждение фох = 0,975. [c.199]

Экономичность и совершенство турбин оцениваются коэффициентами полезного действия. Различают относительные и абсолютные к. п. д. турбин. Относительным внутренним к. п. д. турбины называется отношение использованного в турбине теплоперепада Л,- к располагаемому (адиабатному) теплопере-паду ho. [c.218]

Тепловые аккумуляторы — третий вид аккумуляторов, предложенный Ветчинкиным и Уфимцевым,— представляют собой большие цистерны с прочными и хорошо теплоизолированными стенками. В них находится вода, нагреваемая злектроподогревателями до высокой температуры. Тепловая энергия, запасенная в этих цистернах, может использоваться и для отопительных и для энергетических целей снижая давление, превращая воду в пар, можно потом заставлять ее работать в паровых машинах или турбинах. По расчетам авторов предложения, тепловые аккумуляторы могут оказаться в некоторых случаях в 300—500 раз экономичнее, чем электрические той же емкости. Общим недостатком всех этих проектов аккумуляторов является, кроме их громоздкости, необходимости держать в резерве крупные мощности дублирующих двигателей другого типа, которые простаивают во время работы ветродвигателя, и их сравнительно невысокий коэффициент полезного действия. Поднятая в водохранилище вода будет испаряться, не говоря уж о том, что часть энергии потеряется при работе насосной и гидротурбинной установок. Коэффициент полезного действия гидроаккумулятора составляет всего 40—50 процентов, а резервной станции с двигателем внутреннего сгорания, работающим на водороде в качестве горючего, вряд ли превзойдет 35 процентов. Еще ниже будет коэффициент полезного действия станции с паровой машиной или турбиной, не говоря уже о потерях тепла при хранении горячей воды в цистернах— теплоаккумуляторах. Ни одно из рассмотренных устройств при практическом исполнении не сможет, видимо, превратить в электрическую энергию свыше 50 процентов от затраченной. [c.213]

На рис. 140 показаны две кривые, характеризующие коэффициент теплоотдачи от масла к трубке для легкого турбинного масла. Коэффициент теплоотдачи от масла к внутренней поверхности трубки определен по формуле (330а) Диттуса—Бельтера, а коэффициент теплоотдачи от масла к наружной поверхности трубки взят по данным, приведенным выше. [c.261]

Коэффициент сопротиаления трения—График 472 Тугоплавкие смазки — см. Смазки консистентные тугоплавкие Турбины внутреннего сгорания — Циклы 53 [c.554]

Все же иногда повторных расчетов (во втором приближении) избегать не следует, например при проектировании экспернмен-тальных или сильно модернизированных установок, не имеющих прототипов в прежней практике газотурбостроения. В этих случаях рекомендуется по возможности упростить первый расчет, пренебрегая некоторыми второстепенными факторами, например утечками рабочего агента, измеряемыми коэффициентом б, и влиянием величины р. При расчете цикла в первом приближении можно в формулах (279), (280) и (281) принять (1 + Р) и (1 — б) равными единице. Конечно, это можно рекомендовать лишь в том случае, если расчеты второго приближения будут необходимы. Простейший цикл связан со значительным уменьшением, экономичности (простота не дается даром ). Прежде всего, газы, уходящие из турбины в атмосферу, уносят с собой значительное количество неиспользованной тепловой энергии. Для ее утилизации приходится вводить в схему регенератор, в котором можно было бы создать теплообмен между горячими отработавшими газами и сравнительно холодным потоком воздуха, текущего из компрессора в камеру сгорания. Как и в паросиловых установках, такой внутренний регенеративный теплообмен приводит к существенному увеличению экономичности цикла (рис. 49). [c.156]

Для того чтобы достигнуть в газовых турбинах значения коэффициента полезного действия того же порядка, что и в паровых, начальная температура газа должна быть на 100—150° выше, чем температура пара. Высокая температура, низкие давления, большие расходы и малое число ступеней придают конструкциям газовых турбин специфический характер. Как правило, облопачивание первых ступеней газовых турбин выполняется из жаропрочной стали аустенитного класса. Это относится как к рабочим, так и к направляющим лопаткам, так как при температуре 650—750°, характерной для современных газовых турбин, даже при сравнительно невысоких напряжениях в направляющих лопатках приходится выбирать окалиностойкие материалы. По тем же соображениям горячие газовпускные патрубки турбин, внутренние части камер сгорания и внутренние обечайки горячих газопроводов выполняются из жаростойкой аустенитной стали. [c.16]

Серьезную проблему представляет коробление цилиндров высокого давления, работающих при температуре пара 565° С. Лучшим способом ее решения является такая конструкция цилиндра, внутренние узлы которого передвигаются аксиально. Такой конструкторский прием сделал техническое обслуживание более трудным, чем в случае турбины с продольным фланцем. Температура 565° С предельна для ферритных сталей, поэтому узлы турбины, которые находятся в контакте с паром, нагретым до 600° С, должны быть изготовлены из аустенитных сталей (например из стали AISI316) или высоконикелевых сплавов. Аустенитные стали имеют низкую теплопроводность, высокий коэффициент термического расширения и низкий предел текучести, однако проблемы коробления, которые трудно преодолеть, являются причиной ограничения рабочей температуры 565° С. [c.205]

Загрязнение внутренних иоверхностей трубок конденсатора отрицательно влияет на работу конденсационной установки, ухудшает вакуум в системе и снижает экономичность работы турбины. Такое загрязнение трубок конденсатора и образование в них отложений иногда вызывают сужение их внутреннего диаметра на 15—40% и более, снижение коэффициента теплопередачи загрязненных трубок, увеличение общего гидравлического сопротивления конденсатора, которое при нормальных условиях для чистых двухходовых и трехходовых конденсаторов составляет обычно 2—4 м вод. ст., а для одноходовых— 1,5—2,5 м вод. ст. [c.265]

При использовании в схеме ПГУ с ВПГ-120 типовой турбины ГТ-700-4 были внесены следующие основные изменения в ее конструкцию. Была расширена проточная часть путем удлинения на 10 мм рабочих лопаток (сокращение подрезки) с поеледующей расточкой внутренних обойм статора. Необходимость расщнрения проточной части вызвана тем, что количество газов в ПГУ увеличивается в результате сжигания в ВПГ большего количества топлива при неизменном расходе воздуха и уменьшении коэффициента избытка воздуха с 4,5—5 до 1,1—1,3. [c.149]

Первый член в правой части последнего уравнения — мощность сил внутреннего трения в потоке. Она диссипируется как в несжимаемой, так и в сжимаемой ньютоновской жидкости. Последний член этого уравнения в случае пренебрежения сжимаемостью обращается в нуль, так как div с" = О при = onst. В паровых турбинах он имеет существенное значение. Его смысл — использование части работы сил внутреннего трения в процессе расширения. Это явление в теории паровых турбин учитывается коэффициентом возврата тепла. [c.60]

В большинстве задач требуется лишь приближенная оценка силового взаимодействия между однородным потоком и крупными каплями. В таких.задачах можно пренебрегать последним членом, выражающим в уравнении (VI.2) поверхностное трение. Это, однако, не означает изоэнтропийности процесса, так как в рассматриваемой задаче остается внутреннее трение между фазами. Поверхностное трение можно условно заменить внутренним трением, введя коэффициент потерь, как это часто делается в приближенных расчетах турбин. [c.177]

Внутренний к. п. д. турбины с промежуточным перегревом пара равен tib = (Я1гГ 1 + Я2гТ12)/Я(, где Ht — Нц + H2t — изоэнтропийные перепады давлений ЧВД и ЧНД т] и т]2 — внутренние к. п. д. этих частей. Коэффициент возврата теплоты в промежуточном перегревателе найдем из формулы [c.134]

Ц. в. д. турбины СВК-150-1 (ЛМЗ) (фиг. 105) —двухстенный, но внутренний цилиндр короткий и охватывает только четыре первых ступени в первых турбинах он выполнялся из аустенит-ной стали. Большой коэффициент линейного расширения этой стали и двухсторонний нагрев внутреннего цилиндра приводили к опережению его расширения по сравнению с ротором. Однако уменьшение зазоров при этом невелико, так как мала длина внутреннего цилиндра. Больший интерес представляет изменение осевых зазоров в заднем уплотнении, зависящее от расширения ротора и наружного цилиндра. Соответствующий расчет помещен в табл. 12. [c.102]

Примеры определения выхода дистиллята для схем, показанных на рис. 26, приведены в табл. 3 при начальных параметрах рй, to и /о. В этом случае трехступенчатый регенеративный подогрев с коэффициентами качества отбора ij3i=0,3, я з2 = 0,46 и 1 зз = 0,665 обеспечивает экономию ео = 0,086. Давление в главном конденсаторе принято 0,05 kFJ m , ix = 32 ккал/кг, внутренний к. п. д. турбины Tii = 0,8, к. п. д. котла Т1к = 0,91 и Qp = 9700 ккал кг. Не указанное в таблице значение / з= отб— [c.67]

Из уравнения (5.33) видно, что в отличие от турбины в МГД-генера-торе появляется дополнительный внутренний источник тепла при расширении рабочего тела (энергия диссипации за счет джоулевых и приэлектродных потерь, учитываемая при помощи коэффициентов (1 — Я) и iiTnp). Кроме того, приходится считаться с тепловыми потерями Q через стенки (большой температурный напор между рабочим телом и стенками, высокая скорость рабочего тела и т. д.). В турбине с неохлаждае-мыми лопатками эти потери незначительны и в расчетах обычно не учитываются. [c.116]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...