Расход воздуха компрессором эффективный

Преимущественное применение осевых компрессоров по сравнению с центробежными компрессорами (они иногда используются в конструкциях ТРД) объясняется тем, что они при равных лобовых размерах способны обеспечить существенно большие расходы воздуха, лучшую эффективность процесса сжатия и более высокие степени повышения давления в одном агрегате, что особенно важно для авиационных силовых установок. [c.247]

Задача 4.21. Определить эффективную мощность и удельный расход воздуха ГТУ, если располагаемый теплоперепад в турбине Ло = 230 кДж/кг, расход газа Gr=120 кг/с, расход воздуха Gg=120 кг/с, относительный эффективный кпд турбины /о.с=0,75, механический кпд установки >/J[7 =0,88 и эффективная мощность привода компрессора iV =8700 кВт. [c.158]

Задача 4.24. Определить удельный эффективный расход топлива и удельный расход воздуха ГТУ (рис. 4.4), работающий со сгоранием топлива при постоянном давлении с регенерацией теплоты, если расход воздуха G,= 110 кг/с, степень повышения давления в компрессоре Я = 3,16, температура всасываемого воздуха в компрессор 1 1ъ = 26°С, температура воздуха перед регенератором 2 / =210°С, температура воздуха после регенератора /, = 327°С, температура газа на выходе из камеры сгорания [c.159]

Измерение эффективной теплопроводности зернистого слоя велось стационарным методом. Зернистый слой засыпался в латунную трубу с внутренним диаметром 82 мм на поддерживающую решетку. Снизу вверх через слой продувался поток воздуха от передвижного компрессора производительностью до 30 м 1ч. Расход воздуха регулировался кранами и измерялся реометром. [c.668]

Возможности снижения радиальных габаритов компрессора за счет уменьшения относительного диаметра втулки также ограничены трудностями крепления лопаток на диске при малых di и трудностями получения необходимой степени повышения давления у втулки при малой окружной скорости. Следует иметь в виду, что уменьшение di для снижения радиальных габаритов при заданном расходе воздуха при di < 0,35 мало эффективно (см. гл. 2). [c.71]

Упомянутые факторы могут сильно влиять на характеристики компрессора и на запас его устойчивости и в том случае, когда двигатель совершенно новый. Однако при длительной эксплуатации, особенно на пыльных аэродромах, происходит абразивный износ уплотнений и профилей лопаток, прежде всего на периферийных участках. Увеличение радиального зазора вследствие абразивного износа уплотнений приводит к усилению перетекания воздуха через зазор с вогнутой стороны лопатки на выпуклую. Вследствие этого увеличиваются гидравлические потери и снижаются т]к и Як. Кроме того, граница неустойчивости в области высоких частот вращения смещается в сторону увеличения приведенного расхода воздуха. Это объясняется тем, что перетекание воздуха через радиальный зазор уменьшает эффективную проходную площадь в данной ступени, так как общий расход воздуха снижается. Вследствие этого в последующих ступенях с нормальным радиальным зазором осевые скорости уменьшаются, что вызывает отрыв со спинки лопаток, в результате чего и происходит сдвиг границы неустойчивости в сторону увеличения G p и уменьшения А/Су. [c.129]

При проектировании осевого компрессора требуется решить сложную аэродинамическую задачу сведения к минимуму работы, расходуемой на сжатие воздуха. Это позволяет эффективнее использовать работу, совершенную ГТ ГТУ. Особо важное значение в конструкции любого компрессора имеет способность устранения срыва потока воздуха с элементов его проточной части. При пуске ГТУ частота вращения компрессора изменяется от нуля до номинальной, поэтому важно предусмотреть такой расход воздуха через компрессор, чтобы не допустить его повреждения из-за неизбежного срыва потока при работе на положенной частоте вращения и исключить срыв потока на номинальной частоте вращения. Для решения этой задачи при пониженной частоте вращения прикрывают ВНА с целью ограничить расход, а также используют перепуск воздуха из одной или нескольких ступеней компрессора. Эти действия ослабляют интенсивность срыва потока и исключают вероятность повреждения элементов проточной части компрессора. [c.51]

Задача 4.21. Определить эффективную мощность и удельный расход воздуха газотурбинной установки, если располагаемый теплоперепад в турбине Яо=230 кДж/кг, расход газа Gr=120 кг/с, расход воздуха Св=120 кг/с, относительный эффективный к. п. д. турбины т)о.е==0,75, механический к. п. д. установки =0,88 и эффективная мощность привода компрессора /Ve.K=8700 кВт. [c.165]

Компрессор, обеспечивающий повышение давления перед камерой сгорания, является одним из основных узлов газотурбинного двигателя. Техническое совершенство компрессора в значительной степени определяет качество и эффективность двигателя и силовой установки в целом, а следовательно, и безопасность полета летательного аппарата. В связи с этим к компрессорам авиационных ГТД предъявляются высокие требования. При необходимых степени повышения давления Лк и расходе воздуха О основными требованиями являются [c.51]

Чем выше удельная тяга двигателя, тем меньше при заданной величине тяги потребный расход воздуха через двигатель, а следовательно, его диаметр и вес. С этой точки зрения выгодно иметь высокие значения Руд. Наиболее эффективным средством для повышения Руд служит увеличение температуры газа как в основной, так и в форсажной камерах сгорания в сочетании с высокими значениями степеней повышения давления компрессора. [c.32]

Основным параметром, оценивающим экономичность работы двигателя, яв.ляется удельный эффективный расход топлива. Для дополнительной оценки на график наносят кривые удельного индикаторного расхода топлива, индикаторного и эффективного к. п. д., механического к. п. д., часового расхода топлива и т. п, В двигателях с наддувом часто наносят также кривую расхода воздуха и кривые, характеризующие работу агрегатов наддува к. п. д. турбины, компрессора и турбокомпрессора, число оборотов ротора, параметры газа на входе в турбину и выходе из нее, параметры воздуха или смеси на входе в компрессор и выходе из него и т. п. Если характеристика снимается без строгого соблюдения постоянства числа оборотов, т, е, каждая точка получается при числе оборотов, устанавливаемом регулятором, [c.297]

Необходимо сжимать 0,125 м /с воздуха (при условиях ка всасывании) от / о = 0,1 МПа, /(,-=0Х до /7к =2,0 МПа в двухступенчатом компрессоре со степенью повышения давления в первой ступени Х — 5. Для привода компрессора имеется четырехцилиндровый двухтактный дизель с диаметром цилиндров D 108 мм и ходом поршня /У — 127 мм. Рассчитать необходимый расход топлива, если на номинальном режиме работы дизеля среднее индикаторное давление pi == 720 кПа, частота вращения коленчатого вала п — 2000 об/мин зависимость удельного эффективно- [c.128]

Задача 4.22. Определить удельный эффективный расход топ-жва ГТУ, если степень повышения давления в компрессоре Х = 4, температура всасываемого в компрессор воздуха /з = 20°С, температура газа на выходе из камеры сгорания /, = 700°С, относительный внутренний кпд турбины /о, = 0,88, внутренний кпд компрессора fji = 0,85, кпд камеры сгорания ri =Q,91, механический [c.158]

Задача 4.23. Определить удельный расход теплоты и удельный эффективный расход топлива ГТУ с регенерацией теплоты, если степень повышения давления в компрессоре А = 3,16, температура всасываемого в компрессор воздуха — температура газа на выходе из камеры сгорания г, = 704°G, температура воздуха перед регенератором / = 164°С, температура воздуха после регенератора /в=374°С, температура газов перед регенератором /г= 464°С, относительный внутренний кпд турбины >/о,—0,87, внутренний кпд компрессора f/i = 0,85, кпд камеры сгорания /i = 0,97, механический кпд JJ7 =0,89, показатель адиабаты 1,4 и низшая теплота сгорания топлива Ql = A 600 кДж/кг. [c.159]

Наиболее близкое из них к осуществлению — это, по-видимому, газотурбинная установка замкнутого цикла (авторское свидетельство № 166202). Суть изобретения — в замене традиционных рабочих тел — воздуха или инертного газа — такими экзотическими составами и смесями, как газообразная сера или йод, окислы азота, хлористый алюминий и т. д. Во время сжатия в компрессоре эти газы ведут себя вполне благопристойно и мало чем отличаются от воздуха. Но при нагреве перед турбиной их молекулы начинают диссоциировать, распадаться на две, три или даже четыре части. Значит, в два, три или четыре раза увеличивается и газовая постоянная — произведение объема одного моля газа на его давление, деленное на абсолютную температуру. Газа как бы становится во столько же раз больше. Соответственно больше проходит его через турбину, и мощность ее значительно увеличивается. Конечно, это не происходит совсем даром на диссоциацию расходуется много тепла, которое приходится дополнительно подводить к газу. Но каждая порция газа становится как бы более энергоемкой сначала она больше поглощает энергии, а потом при рекомбинации больше ее отдает. В результате полезная работа цикла существенно возрастает. А кроме того, когда мы подводим к газу тепло, оно большей частью уходит не на нагрев, а на диссоциацию, так что температура газа почти не меняется. Фактически теплоподвод идет по кривой, приближающейся к изотерме, и рабочий цикл газовой турбины становится более выгодным. Так, его эффективный к.п.д. возрастает на некоторых режимах примерно втрое по сравнению с циклом на обычных газах. [c.273]

В ПГТУ с закрытой схемой могут быть применены наиболее часто используемые в атомных газотурбинных установках газовые теплоносители — гелий и углекислота. Для гелия из-за малого атомного веса удельный весовой расход воды в процессе сжатия получается в несколько раз больше, а для углекислоты, наоборот, меньше, чем для азота (воздуха) или окиси углерода. Поэтому для повышения эффективности работы компрессора с впрыском воды в качестве рабочего газа в ПГТУ целесообразнее всего применять углекислый газ. Но сравнительно малая разность энтальпий смеси углекислого газа с водяным паром, получаемая в турбине, обусловливает увеличение удельного весового расхода (на 1 кВт-ч) смеси. Размеры компрессора и турбины в этом случае будут больше, чем для смеси азота или окиси углерода с водяным паром. [c.13]

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]

Целью расчета цикла является определение эффективного к.п.д., удельных расходов рабочего газа (воздуха), топлива и воды, впрыскиваемой в компрессоре, а также ряда других параметров, необходимых при расчете конструкций элементов ПГТУ. [c.132]

Учитывая это, рекомендуется не превышать температуру сжатого воздуха и кислородсодержащих газов выше 160—165 °С. Одним из эффективных предупредительных средств является установка концевого холодильника и маслоотделителя перед ресивером, что при правильном выборе масла и его нормальном расходе может обеспечить безаварийную работу компрессора. [c.742]

Промывка тепловых сетей водой недостаточно эффективна вследствие малых скоростей воды (1—3 м/с). Лучшие результаты при меньшем (в два-три раза) расходе воды достигается применением гидропневматической промывки. Гидропневматическая промывка производится водой, к которой добавляется воздух, подаваемый в трубопровод от компрессора. При гидропневматической промывке происходит интенсивное разрушение отложений за счет пульсации давления и расходов воды, создания гидравлических ударов и вибрации промываемого трубопровода. [c.152]

Наиболее простой метод повышения эффективности ГТУ — применение регенеративного подо грева воздуха. Отработавшие в турбине газы с температурой T используются для подогрева сжатого в компрессоре воздуха, поступающего в камеру сгорания (рис. 6.24). При полной (идеальной) регенерации воздух можно подогреть до температуры Т . Охлаждаясь от температуры Г4 до температуры Гг по линии 4 — Ь, газы отдают воздуху свое тепло, равное площади 4—7—с—Ь. Это тепло расходуется на нагрев воздуха по линии 2—а до температуры Г4. В камере сгорания теперь необходимо затратить тепла меньше (площадь а—3—7—й, а не 2—3—7—8). Полезно использованное тепло до остается без изменения. Следовательно, Термический КПД цикла 11/ = — с регене- [c.279]

Правильный выбор скорости воздуха имеет большое практическое значение, так как от нее зависит потребная производительность компрессорной установки и, следовательно, расход энергии на установку. Кроме того, завышение скорости воздуха в трубопроводе вызывает увеличение сопротивления сети трубопроводов и необходимость повышать давление, создаваемое компрессором, что также уменьшает экономическую эффективность пневматического транспорта. Рабочая скорость воздуха обычно в 1,5—3 раза больше скорости витания. На участках трубопроводов, где проходит воздух без груза, скорость не должна превышать 10 м/сек. [c.338]

И перехода потерь кинетической энергии при смешении в теплоту (см. ниже) происходит нагрев воды. Но как видно и по экспериментальным данным и теоретическим расчетам, нагрев воды в водоструйном эжекторе настолько мал, что им можно пренебречь. Объясняется это, в частности, тем, что весовой расход воды во много раз больше, чем количество пара в отсасываемой смеси. Поэтому сжатие в водоструйном аппарате можно считать изотермическим. Из термодинамики известно, что при изотермическом сжатии расход энергии минимальный. В пароструйном же эжекторе сжатие происходит по адиабате с повышением температуры и большей затратой энергии, чем при изотермическом сжатии. Содержание пара в сжимаемой смеси значительно возрастает за счет рабочего пара. Эффективным методом повышения экономичности пароструйного эжектора является многоступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением паровоздушной смеси. Такой метод применяется в компрессорах с большой степенью сжатия воздуха и других неконденсирующихся газов для уменьшения удельного объема сжимаемого процесс сжатия приближается к [c.293]

Основными причинами худшей топливной экономичности этих установок являются пониженная температура газов, поступающих к лопаткам турбин, а также небольшая развиваемая ими эффективная мощность. Температура рабочих газов перед сопловым аппаратом турбины ограничена качеством жаропрочных сталей, что снижает эффективный к. п. д. газотурбинной установки. Для уменьшения температуры газов необходим большой избыток воздуха (а — 3,5 -ь 4,5), а следовательно, и значительная производительность компрессора, в результате чего 60—70% мощности газотурбинной установки расходуется на приведение в действие компрессора. У двухвальной установки мощность компрессорной турбины должна быть в 1,5—2 раза больше мощности тяговой турбины. [c.75]

Задача 4.23. Определить удельный расход тепла и удельный эффективный расход топлива ГТУ с регенерацией тепла, если степень повышения давления в компрессоре Я, = 3,16, температура всасываемого воздуха в компрессор 3 = 26° С, температура газа на выходе из камеры сгорания 1 = 704° С, температура воздуха перед регенератором = 164° С, температура воздуха после регенератора д=374°С, температура газов перед регенератором ==464° С, относительный внутренний к. п. д. турби- [c.165]

На фиг. 97 показано изменение расхода топлива С1 и индикаторного коэфициента тц. Ввиду того, что степень сжатия е остаётся без изменения и также не меняется коэфициент избытка воздуха а, то для всех степеней наддува экономичность цикла остаётся одинаковой. На этой же диаграмме даётся изменение величин и для двигателя, наддув которого производится от приводного компрессора. Ввиду того, что на привод компрессора затрачивается некоторая мощность и, следовательно, несколько уменьшается механический к. п. д., экономичность двигателя понижается — расход топлива Се увеличивается, эффективный к. п. д уменьшается. Однако для двигателей, оборудованных турбокомпрессорами, т. е. когда для привода компрессора используется тепло выпускных газов, экономичность двигателя с наддувом увеличивается. [c.411]

Высокие значения температуры охлаждающего воздуха и ее рост с повышением компрессоров в двигателях последующих поколений осложняют эффективность охлаждения, требуя все большего относительного расхода охлаждающего воздуха Сохл 2. а это ведет к снижению эффективности от повышения например возрастанию расхода топлива. [c.218]

Расходы газа через компрессор Ск, охладитель наддувочного воздуха Gy., дизель Gs и турбину G строго связаны между собой. Обязательными условиями являются равенство мощностей турбины и компрессора, а также частот их вращения, т. е. N — Nj Пт — п . Режим работы любого двигателя при заданных условиях окружающей среды полностью определяется двумя параметрами частотой вращения коленчатого вала П д и развиваемой эффективной мощностью Ne (иЛИ ИНДИКаТОрНОЙ Ni). [c.228]

Для режима номинальной мощности современных тепловозных двигателей с газотурбинным наддувом и охлаждением воздуха после компрессора отраслевым стандартом ОСТ 24.060.07 приведение максимальной (номинальной) мощности рекомендуется производить по формуле, учитывающей изменение эффективной мощности и удельного эффективного расхода топлива (при постоянной цикловой подаче топлива) в зависимости от температуры и давления окружающей среды [c.261]

В течение каждого режима испытания желательно проведение не менее трех измерений всех контролируемых величин, причем начало измерений следует производить через 15—20 мин после перехода на новый режим, т. е. после стабилизации теплового режима дизеля. Измерения при реостатных испытаниях должны производиться при включенных вспомогательных агрегатах. При испытаниях обычного типа примерные формы протоколов и записей могут соответствовать предусмотренным ГОСТ 10448—63. При подсчете результатов испытаний эффективная мощность дизеля и удельный расход топлива при номинальной нагрузке приводятся к нормальным условиям окружающей среды [барометрическое давление 750 мм рт. ст., температура 20°С и относительная влажность 70% (см. главу X)]. В системах с двухступенчатым наддувом (при последовательной установке компрессоров) дополнительно определяется давление и температура воздуха между степенями. [c.324]

Режим работы ДТРД характеризуется в общем случае большим числом независимых переменных, чем ТРД и ТВД. Это определяет необходимость иметь дополнительные органы регулирования для осуществления наивыгоднейшего распределения расхода воздуха и эффективной работы между контурами, реализации заданного закона подвода тепла (расхода топлива) во втором контуре и т. д. В соответствии с данным обстоятельством ДТРД имеет дополнительные (по сравнению с ТРД) регулирующие факторы расход топлива во втором контуре (G ), угол установки направляющего аппарата компрессора второго контура (срнл) площадь выходного (критического) сечения реактивного сопла второго контура (fs). и т. д., а также соответствующие им органы (в том числе автоматы) регулирования. [c.75]

Каждая ступень осевого компрессора состоит из ряда вращающихся лопаток 4, за которыми имеется ряд статорных лопаток. Все ступени компрессора подобраны таким образом, чтобы достичь максимума эффективной работы при высоких массовых расходах воздуха в нормальном загрузочном диапазоне. Перед передним рядом роторных лопаток 4 устанавливают поворотный входной направляющий аппарат (ПВНА) компрессора для направления входящего воздуха на эти лопатки под оптимальным углом. Лопатки ПНА и клапаны отбора приводят в действие с помощью гидравлических цилиндров, угол атаки лопаток изменяется постепенно в соответствии с массовь1М расходом воздуха. Клапаны отбора тоже приводят в действие с помощью гидравлических цилиндров, но скорость движения этих цилиндров не является переменной при работе. [c.44]

Степень повышения давления в осевом многоступенчатом компрессоре практически неограничена и зависит от числа ступеней компрессора. Выполненные конструкции осевых компрессоров в авиационных газотурбинных двигателях имеют степени повышения давления е = 7 -н 12 при к. п. д. компрессора т]к == 0,82 -f--н 0,86 и удельном весовом расходе воздуха 100—200 кг/(м -с). Удельный вес осевых компрессоров составляет = GJNe = = (4-Ч- 5)-10 2 кг/кВт, где и iVe — вес компрессора и эффективная мощность двигателя. [c.41]

Указанные регулирующие факторы дополнительно определяют регулируемые физические режимные параметры ДТРД температуру на выходе из камеры сгорания второго контура (7 ф ), работу, передаваемую из первого контура для привода компрессора второго контура (L j, и эквивалентный ей параметр — коэффициент распределения эффективной работы между контурами — X, а также степень сжатия в компрессоре второго контура Якп, обороты компрессора второго контура, расход воздуха во втором контуре Оц и т. д., причем число регулирующих факторов точно равно числу независимых регулируемых параметров. [c.75]

На рис. 6.1 показана схема срывного обтекания решетки профилей рабочего колеса осевого компрессора. Возникающие при срыве потока вихри неустойчивы и имеют тенденцию к самовоз-растанию. Образующаяся вихревая пелена, распространяясь в рлежлопаточном каналеуменьщает эффективное сечение потока, в результате чего расход воздуха еще более уменьщается. Наступает момент, когда вихри полностью заполняют межлопа-точные каналы, подача воздуха компрессором при этом прекращается (расход воздуха равен нулю). В последующее мгновение происходит смывание. вихревой пелены, при этом возможен выброс воздуха на вход в компрессор. Повторное и многократное поджатие одной, и той же порции воздуха в компрессоре при помпаже приводит к повыщению температуры воздуха на входе в компрессор (многократный подвод энергии к одной и той же массе воздуха). [c.152]

В, Р, 8—диаметр цилиндра, площадь и ход одного поршня п—число циклов СПГГ 1 е— мощности СПГГ по газу я эффективная 8г> ёт— расходы воздуха, газа и топлива за один рабочий цикл Ок,Ог,От—расходы воздуха, газа и топлива за единицу времени п Пп— вес и масса одной поршневой группы Р, L — сила давления газов на поршень и работа этой силы Ср , Ср —удельные теплоемкости воздуха и газа при постоянном давлении 7 — удельный вес Ар — средний перепад давлений к — показатель адиабаты —степень сжатия в двигателе т —степень повышения давления а, — коэффициенты избытка воздуха для горения и продувки 1г. т. %—индикаторный к. п. д. двигателя, механический к. п. д. СПГГ и эффективный к. п. д. установки г—к. п. д. турбины 1к> Чо— к. п. д. и объемный коэффициент наполнения компрессора д, к, б—индексы, обозначающие цилиндр двигателя, компрессора и буфера п.х.,о.х.—индексы, обозначающие прямой и обратный ход [c.6]

Из рассмотрения приведенных рисунков следует, что расход газа в СПГГ изменяется в сравнительно узких пределах (от 100 до 40—60%). Из-за ограниченной возможности уменьшать ход поршня малые мошности в установках с СПГГ получают, перепуская излишнее количество газа в атмосферу. Поскольку перепускаемая часть газа не совершает полезной работы, а на приготовление ее затрачивается топливо, такой способ регулирования является наименее экономичным, хотя и обеспечивает любое требуемое снижение расхода газа. Более эффективными способами регулирования расхода газа являются изменение объема вредных пространств компрессоров, рециркуляция, дросселирование всасывания, перепуск части воздуха из ресивера в газопровод, минуя цилиндр двигателя. Наличие этих способов не исключает, однако, необходимости иметь перепуск газа в атмосферу при самых малых мощностях турбины, поскольку минимальный расход газа и в этих случаях имеет вполне определенное значение. [c.30]

Зависимости изменения показателей работы дизеля ЮДЮО от уменьшения эффективных сечений выпускных окон втулки цилиндра (рис. 127) получены в результате расчета математической модели рабочего процесса поршневой части двигателя совместно с агрегатами воздухоснабжения при частоте вращения коленчатого вала 850 об/мин и постоянной цикловой подаче топлива, соответствующей номинальной мощности. Эффективные сечения выпускных окон оцениваются произведением где tiB — коэффициент истечения и Рв — сечение окон. Сечения окон уменьшаются в эксплуатации при отложении на них нагара, из-за чего уменьшается эффективная мощность двигателя Ne, индикаторный iii и эффективный г е к. п. д. Индикаторный к. п. д. уменьшается из-за понижения коэффициента избытка воздуха для сгорания а при уменьшении расхода воздуха через двигатель. На изменение механического т]м к. п. д. оказывают влияние затраты мощности на приводной центробежный компрессор, которая прямо пропорциональна расходу воздуха. Отложение нагара на выпускных окнах сопровождается увеличением температур отработавших газов перед турбиной U и температур характерной точки поршня t . Уменьшение коэффициента избытка воздуха а и рост температур т и t указывают на заметное увеличение тепловой напряженности работы цилиндропоршневой группы и деталей проточной части турбины турбокомпрессора. Частота вращения ротора турбины Пт понижается, и при уменьшении эффективного сечения окон свыше 20% работа центробежного компрессора приближается к границе помпажа. Этот режим характеризуется малым расходом воздуха и достаточно высокими степенями повышения давления, что приводит к срыву воздушного потока в проточной части компрессора, колебаниям давлений воздуха в ресивере и неустойчивой работе двигателя. [c.215]

Применение внутренней изоляции и эффективной системы воздушного охлаждения деталей турбогруппы позволило резко снизить расход жаропрочных легированных сталей и одновременно повысить надежность турбин. Эффективная тепловая изоляция газовой турбины предотвращает потери тепла в окружающую среду для современных стационарных газовых турбин эти потерн не превышают 1% от тепла, вносимого в установку с топливом. На охлаждение деталей турбогруппы расходуется около 2 т/ч воздуха. Воздухом охлаждаются стяжки 19 (см. рис. 99) корпуса турбины. Снаружи они защищены слоем изоляции, а внутри охлаждаются воздухом, поэтому их температура не превышает 350— 370° С. Для охлаждения дисков ТВД п хвостов рабочих лопаток в корпусе турбины расположена воздухоподводящая система Р, 12 и 18, через которую к диску высокого давления с двух сторон и к корням направляющих лопаток подводится охлаждающий воздух. Воздух к камерам подводится от осевого компрессора по трубкам 9, 12, 18. Для выхода воздуха в проставке имеется ряд отверстий. [c.230]

Однако основными параметрами, определяющими производительность газопровода и энергетические характеристики газотурбинного привода ГПА, являются давление и температура атмосферного воздуха. Изменение давления в годовом цикле эксплуатации незначительно и его влияние несущественно. В регионе Западной Сибири с резко континентальным климатом (см. табл. 1) температура наружного воздуха даже в пределах суток изменяется значительно. Изменение температуры на входе в осевой компрессор влияет на плотность воздуха и массовый расход через газовоздушный тракт турбины. Это объясняется тем, что современные ГТУ, находящиеся в эксплуатации на магистральном газопроводе, имеют постоянные проходные сечения проточной части. Известно, что изменение температуры наружного воздуха на изменении эффективной мощности ГТУ сказывается значительно больше, чем изменение температуры продуктов сгорания [12]. При температуре наружного воздуха выше расчетной (288 К для отечественных ГТУ) для обеспечения номинальной мощности необходимо увеличивать температуру продуктов сгорания если она равна паспортной, происходит уменьшение мощности, развивае- [c.10]

При подземной перегонке ожидают более эффективный термодинамический процесс, чем в опытной металлической реторте, где до 1/3 тепла, выделяемого в процессе сгорания, остается в сланцевом огарке (золе), имеющем температуру 540° С. Предполагают, что в подземной реторте Бронко температура огарка составит 200—210° С, так как температуру нагнетаемой компрессорами газовоздушной смеси проектируется иметь на уровне 150— 160° С. Расход газо-воздушной смеси в проекте Бронко принят 380 на 1 т сланца, в том числе воздуха 235 м , вместо 500 смеси воздуха и рециркулирующего газа на 1 т сланца по данным перегонки в Ларами. [c.152]

Так как на повышение давления пара мощность компрессора не затрачивается (в обычных ГТУ на компрессор затрачивается около 65% мощности турбины), полезная работа 1 кг пара в турбине в несколько рая больше пшезной работы 1 кг воздуха в ГТУ. Поэтому описанное подмешивание пара к силовому воздуху повышает электрическую мощность ГТУ, например, летом на 25—30%. Повышается и энергетическая эффективность установки, так как в АТ затрачивается теплота только на перегрев насыщенного пара от КУ до температуры перед газовой турбиной ( л-Так, при перегреве насыщенного пара давлением 0,8 МПа до = 750° С удельный расход теплоты составит = = 1275 кДж/кг. [c.160]

Задача 4.22. Определить удельный эффективный расход топлива ГТУ, если степень повышения давления в компрессоре Я = 4, температура всасываемого в компрессор воздуха 3 = 20° С, температура газа на выходе из камеры сгорания 1 = 700° С, относительный внутренний к. п. д. турбины Tjoi = 0,88, внутренний к. п. д. компрессора т]к= 0,85, к. п. д. камеры сгорания t]k, =0,97, механический к. п. д. ГТУ =0,89, показатель адиабаты k = = 1,4 и низшая теплота сгорания топлива = = 42 ООО кДж/кг. [c.165]

В дизелях типа Д70 заложены значительные резервы по повышению их мощности и экономичностн без увеличения габаритов и массы за счет снижения коэффициента избытка воздуха и за счет повышения наддува. Только путем использования резервов рабочего процесса по а на дизелях типа Д70 мощностью в 3000 л. с. может быть повышена мощность до 3500 л. с. в агрегате. Характеристики дизеля, полученные при испытаниях на выявление резервов рабочего процесса за счет а, показаны на рис. 1. Повышая цикловую подачу топлива, можно удельный эффективный расход топлива снизить до Се= 143,5 г/(э. л. с.-ч), при. этом коэффициент избытка воздуха снижается до а=1,86. Другие параметры форсированного по рабочему процессу дизеля приведены на рис. 2. Изменение температуры основных деталей при форсировании его до 3500 л. с. видны на рис. 3. Из приведенных зависимостей следует, что, кроме повышения экономичности, мощность газовой турбины увеличивается примерно на 120 л. с. при почти неизменной мощности, потребляемой компрессором. Максимальное давление сгорания возрастает незначительно на 3—4 кгс/см . Резервы по а в рабочем процессе в дизелях типа Д70 оставлены в модификациях Д70 неиспользованными, а дальнейшая форсировка проведена по увеличению наддува и по улучшению конструктивных и технологических параметров. [c.9]

Наряду с сокращением расхода топлива повышение температуры воздуха после компрессора ведет к увеличению надежности и долговечности работы двигателя на холостом ходу и малых нагрузках. Повышение температур воздуха и газа в цилиндре способствует значительному уменьшению нагарообра-зований. Как показал ряд исследований [41], повышение средней температуры газа в цилиндре с 200 до 500° С приводит к уменьшению нагароотложений в 30 раз. При повышении средней температуры газа в цилиндре меняется характер нагароотложений вместо смол, характерных для низких температур, остается лишь сажа. Поэтому повышение среднего уровня температур на этих режимах приводит к уменьшению зарастания окон втулок цилиндров двухтактных дизелей и проточной части турбины, что существенно увеличивает эффективный к. п. д. дизеля в эксплуатации. [c.252]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...