Окружной КПД ступени

Понятие окружного КПД. Отношение полезной работы 1 кг пара или газа на окружности ступени /г (окружного перепада энтальпий) к располагаемой энергии называют окружным КПД ступени. Под располагаемой энергией обычно понимают располагаемый перепад энтальпий ha- В многоступенчатых турбинах большая часть выходной энергии данной ступени используется в последующей. Эту часть энергии можно считать как бы перенесенной из ступени в ступень и не включат), в располагаемую энергию [c.115]

В разд. 2.14.2 было введено понятие окружного КПД турбины. Окружной КПД ступени турбины определяется как отношение окружной работы колеса к располагаемой адиабатной работе [c.253]

С учетом этого соотношения окружной КПД ступени в наиболее общем случае определяется формулой [c.254]

Задача 3.41. В промежуточной активной ступени пар с начальным давлением ро = 2,4 МПа и температурой о = 360°С расширяется до Pi =1,4 МПа. Определить относительный внутренний кпд ступени, если скоростной коэффициент сопла q> = 0,96, скоростной коэффициент лопаток ф = 0,9, угол наклона сопла к плоскости диска а, = 16°, окружная скорость на середине лопатки и = 245 м/с, угол выхода пара из рабочей лопатки j32=18°48, тепловая энергия от выходной скорости предыдущей ступени /г = 8 кДж/кг, коэффициент использования энергии выходной скорости fi=l, потери тепловой энергии на трение и вентиляцию /ij, = 2,6 кДж/кг и потери тепловой энергии от утечек hy, = 2,4 кДж/кг. [c.126]

Наибольший КПД ступени можно получить лишь при определенных отношениях окружной скорости и и на среднем радиусе турбины к условной адиабатной скорости и о = /2Но в ступени. Эти значения зависят от степени реактивности (рис. 4.8). В свою очередь, степень реактивности выбирается с учетом относительной длины лопатки так, чтобы в корневом сечении было р, > 0. [c.187]

Коэффициент полезного действия активной турбины с умеренной окружной скоростью (ц ЗОО м/с) можно повысить, используя рабочее колесо с двумя рядами лопаток (двухвенечный диск Кертиса)— рис. 21.5. Неподвижные направляющие лопатки изменяют лишь направление скорости потока, что позволяет перераспределить его кинетическую энергию между двумя венцами рабочего колеса и дает возможность повысить начальную скорость потока и, следовательно, КПД ступени. Двухвенечный диск Кертиса часто используется как первая ступень современных мною-ступенчатых турбин. [c.190]

На рис. 4.5 представлена зависимость окружного КПД т] от скоростной характеристики ступени для различных ступеней реактивности. Как следует из рисунка, с увеличением р окружной КПД увеличивается, его максимум смещается в сторону больших значений v , зависимость т = / (vj) становится более пологой. Последнее особенно характерно для ступеней, выходная энергия которых используется в последующих ступенях, т. е. для кривых Т] = / (Vj). [c.118]

Рис. 4.5. Зависимость окружного КПД от скоростной характеристики ступени а, 12° ф = 0,87 ib = 0,97 — 0,03 (1-2 о )

Особенности рабочего процесса. По условиям прочности ротора окружная скорость. лопаток ограничена значениями и = = 180 ч-250 м/с (меньшие значения для барабанного ротора). При срабатывании в ступени больших перепадов энтальпий скорость потока увеличивается и скоростная характеристика v = и с отклоняется от оптимального значения в меньшую сторону. При этом существенно снижается КПД ступени, прежде всего за счет значительного возрастания потерь с выходной скоростью. Если выходную энергию использовать путем установки следующего рабочего [c.127]

Предварительный расчет компрессора с использованием результатов испытаний модельных ступеней. Расчет отличается от предыдущего тем, что КПД ступени и коэффициент напора определяют в зависимости от коэффициента расхода и окружной скорости по опытным кривым. Лопаточный аппарат каждой ступени отличается от предыдущего лишь высотой и получается подрезкой лопаток в соответствии с расчетным значением. [c.237]

Околозвуковые и сверхзвуковые ступени благодаря повышенной закрутке и высоким окружным скоростям при использовании их в качестве первых ступеней компрессора (вентилятора) обеспечивают получение степени сжатия Яст—1,5. .. 1,9 и более при затраченной работе L t = 40. .. 70 кДж/кг и КПД ступени [c.78]

Основными геометрическими параметрами ступени центробежного компрессора являются наружный диаметр колеса D , диаметр колеса на входе D , диаметр втулки колеса D , ширина колеса на входе Ь , ширина колеса на выходе Ь , а также их относительные значения, которые находятся в следующих пределах DJD - 0,15. .. 0,27 D iD = 0,5. .. 0,7 b /D., = 0,046. .. 0,076. Другими важными параметрами ступени являются окружная скорость колеса щ = 325. .. 475 м/с и более, степень повышения давления nj, доходящая до 4,2. .. 4,5, что при прочих равных условиях намного больше, чем у ступени осевого компрессора. Это объясняется тем, что поток воздуха в колеса центробежной ступени находится в поле центробежных сил. КПД ступени центробежного компрессора обычно меньше, чем у осевой ступени и не превышает 0,78. .. 0,8. [c.98]

Параметры ы/ j и /сад. Выше было показано, что форма рабочих лопаток при заданной абсолютной скорости газа j зависит от окружной скорости и. Очевидно, что наиболее полно это положение можно характеризовать для любого изменения ы и отношением ы/ j. Параметр ul прежде всего характеризует кинематику потока перед рабочими лопатками. Кроме того, от величины отношения u i, как мы увидим ниже, существенно зависят потери, а следовательно, и КПД ступени турбин. [c.149]

Перетекание (утечка) воздуха через радиальный зазор приводит к понижению давления на вогнутой стороне лопатки (набегающей на поток) и к повышению его на спинке, т. е. к уменьшению разности давлений на поверхностях профиля, причем, как показывают эксперименты, этот эффект наблюдается на участке лопатки, радиальная протяженность которого превышает сам зазор в среднем примерно в 5 раз. Искажение эпюр распределения давлений по хорде и по высоте лопатки на этом участке носит сложный характер. Но в целом уменьшение перепада давлений приводит к снижению окружного усилия и, следовательно, к снижению работы, передаваемой воздуху в ступени. Бесполезные затраты энергии на перетекание воздуха через зазор и на создание вихревого течения у концов лопаток вблизи зазора приводят, кроме того, к падению КПД ступени. В результате снижения эффективной работы и КПД увеличение радиального зазора приводит к снижению напора (адиабатической работы) ступени. [c.92]

Если после перехода режима работы ступени в точку Б продолжать уменьшать расход воздуха через нее, то зона срыва увеличивается в размерах, занимая все большую часть окружности колеса. Напор и в особенности КПД ступени при этом продолжают падать. Кривая Б на рис. 4.19 отражает только изменение осредненных значений Н и Са в этой области режимов, поскольку поток здесь существенно неравномерен по окружности колеса и во времени. [c.136]

Выше рассматривались главным образом осредненные по радиусу значения параметров потока в ступени. Как и в компрессорах, такой подход оказывается достаточно правомерным при анализе рабочего процесса ступени в целом. Но форма рабочих и сопловых лопаток для достижения высокого КПД ступени должна быть хорошо согласована с формой треугольников скоростей, которая оказывается различной в разных сечениях лопаток вследствие изменения окружной скорости лопаток и скорости газового потока по радиусу. [c.192]

Выше мы видели, что условием высокого КПД ступени является ее выполнение с оптимальным отношением скоростей Хф = w/Сф. Условия прочности вращающегося ротора в области высоких температур ограничивают окружную скорость величиной и = 180 — 200 м/с. Если для оценки принять оптимальное отношение д ф = 0,5, то скорость Сф должна быть равной [c.50]

Если мы примем, что к—высота напора в одной I ступени, и—окружная скорость, д—ускорение I силы тян ести, —т. н. число давления, к-рое колеблется у наиболее распространенных видов рабочих колес ок. 1,2, с —касательная слагающая скорости выхода из рабочего колеса, %—кпд ступени, то имеет место следующее соотношение [c.147]

Проведем из вершины треугольника вектор скорости С , вычтем геометрически из него неизменную окружную скорость и и получим новую относительную скорость входа пара на рабочие лопатки туц, которая стала меньше расчетной скорости IV,, значительно отклонилась от первоначального направления и встречает входную кромку рабочих лопаток с отрицательным углом атаки 5, = р - Р ц т.е. в данном случае поток пара ударяет в спинки лопаток, что приводит к значительным потерям энергии в каналах рабочих лопаток и соответствующему снижению КПД ступени. Наряду с этим увеличение отношения скоростей м/Сф сопровождается увеличением степени реактивности. [c.169]

Выведем зависимость окружного КПД от параметров режима и от конструктивных параметров для ступени активной турбины. [c.254]

Рис. 4.46. Зависимость окружного КПД, аффективного КПД и суммы коэффициентов потерь ступени от и/гад Для одноступенчатой активной турбины (1 р = 1)

Рис. 4.62. Зависимости окружного КПД т) , эффективного КПД т) и коэффициента эффективной работы т от и/сдд для одно- рости ступенчатой активной турбины (индекс I) 1 — поворотный канал и двухступенчатой активной турбины со ступенями скорости (индекс И) при =

Задача 3.32. Определить относительный кпд на лопатках в активной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени Ао=160 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла ф = 0,96, скоростной коэффициент лопаток i = 0,88, угол наклона сопла к плоскости диска ai=16°, окружная скорость на середине лопатки м=188 м/с и угол выхода пара из рабочей лопатки 2 = .-Г20. [c.120]

Задача 3.35. Определить, на сколько уменьшится относительный кпд на лопатках активной ступени при снижении отношения окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара м/ i с 0,45 до 0,4, если известны скоростной коэффициент сопла q> = 0,95, скоростной коэффициент лопатки 1 = 0,87, угол наклона сопла к плоскости диска ai = 13° и угол входа пара на рабочую лопатку = 1°- [c.122]

Как следует из выражения (4.23), окружной КПД ступени зависит не только от коэффициентов скоростей и углов, но и от отношения скоростей и имеет максимум при некотором значении Vj (КПД равен нулю при Vj = О и = ф соза ). Для нахождения оптимального значения скоростной характеристики производную d jdvi приравняем нулю будем иметь ф osai —2vupt = О, откуда [c.116]

Если принять, что адиабатные работы каждой ступени одинаковы ( i-оад г = - -оад/г), то все ступени будут работать при одинаковом отношении г/садь где Ы = н = onst =-- /21оад . Здесь индексом i обозначены параметры i-й ступени. Тогда при одинаковых степенях реактивности окружные КПД ступеней будут одинаковы и. следовательно, будут одинаковы окружные работы (L = ЬсадгЛтЛ-Окружная работа турбины, определяемая как сумма работ ступеней, L =-- zL i, а коэффициент работы [c.270]

Следует отметить, что значение скоростной характеристики, оптимальное по окружному КПД, для ступеней с полным подводом может быть принято в качестве оптимального и по внутреннему КПД. Наличие парциальностп смещает оптимальные по внутреннему КПД в сторону меньших значений так, для одновенечных регулировочных ступеней с учетом всех потерь рекомендуется = 0,35 0,40. [c.142]

Реактивные ступени имеют несколько более высокий окружной КПД, чем активные, но вместе с тем при небольшой длине лопаток утечки через зазоры облопатывания в реактивных ступенях сказываются сильнее, и в этом случае экономичность активных ступеней может оказаться выше. [c.143]

Ниже приведен пример расчета осевого компрессора авиационного типа с использованием результатов продувок плоских решеток профилей. Как следует из расчета, при = onst длина лопаток получается большей следовательно, и КПД ступеней может быть принят выше по сравнению со случаем d == onst. Однако при этом во избежание роста числа ступеней приходится повышать окружные скорости, что не всегда приемлемо по условиям прочности. [c.238]

КПД ступени на переменных режимах зависит от ее скоростной характеристики, которая, в свою очередь, определяется изотро-пийным перепадом ступени и окружной скоростью рабочих лопаток (см. 4.3). [c.319]

Уменьшение высоты лопаток от ступени к ступени может достигаться либо увеличением внутреннего диаметра, либо уменьшением наружного диаметра рабочих колес и неподвижных аппаратов, либо, наконец, одновременным изменением обоих диаметров. Возможные формы проточной части многоступенчатых одиоконтур--ных компрессоров показаны на рис. 3.8. По конструктивным и технологическим соображениям наиболее удобными являются схемы,, в которых либо наружный, либо внутренний диаметр у всех ступеней остается одинаковым (схемы У и 2). В схеме 1 средний радиус постепенно возрастает от ступени к ступени, что позволяет получить благодаря большим окружным скоростям значительно большую адиабатическую работу сжатия в каждой из средних и последних ступеней, чем для схемы 2 (при одинаковых параметрах первой ступени), и за счет этого уменьшить потребное число ступеней. Вместе с тем, при одних и тех же значениях Gb и Лк и одинаковой скорости на входе в схеме 1 высота лопаток в последних ступенях получается (из-за большего среднего диаметра) заметно меньшей, чем в схеме 2, что неблагоприятно сказывается на КПД ступеней. Кроме того, несмотря на уменьшение числа ступеней в схеме 1 (по сравнению со схемой 2), масса компрессора уменьшается при этом не очень сильно, так как последние ступени в схеме 1 получаются более тяжелыми из-за большего их диаметра. Таким образом, каждая из этих схем имеет свои достоинства и недостатки. [c.109]

Окружная скорость лопаток колеса ограничивается прочностными и конструктивными соображениями и обычно не превышает 350—370 м/с, лишь в отдельных случаях достигая 450— 500 м/с. Увеличение коэффициента нагрузки сверх 1,7—1,8 ведет к снижению КПД ступени. Следовательно, на валу одноступенчатой турбины можно в среднем получить работу 200—300 кДж/кг. Получение более высокой Lt в одной ступени связано либо с применением повышенных окружных скоростей, либо с увеличением коэффициента нагрузки (т. е. со снижением КПД). Поэтому в случаях, когда необходимо получить на валу турбины работу, существенно превышающую указанные значения, обычно применяются многосту пенчатые турбины. [c.215]

Следует также отметить, что для современных авиационных ГТД из-за применения достаточно высоких значений степени повышения давления вентиляторов и компрессоров, а также из-за разделения потока воздуха в ДТРД на два контура существенно осложняется решение задачи создания высокоэффективных последних ступеней компрессора. В ТРД и особенно в ДТРД лопатки последних ступеней имеют малую абсолютную высоту при большом значении относительного диаметра втулки вт. Как известно, при значениях 5вт>0,85 существенно увеличиваются концевые потери, что приводит к снил<ению КПД ступени. Для увеличения высоты лопаток последних ступеней возможно применение пониженных осевых скоростей по тракту проточной части, что благоприятно и для организации рабочего процесса в камере сгорания. Однако пониженные значения осевой скорости приводят к снижению работы сжатия в ступени, что уменьшает степень повышения давления в ней. Поэтому обычно при проектировании последних ступеней компрессора принимается компромиссное решение, при котором оптимизируют форму и высоту проточной части выбором рационального соотношения между осевой скоростью, окружной скоростью и коэффициентом нагрузки. [c.46]

Таким образом, при изменении пропуска пара через турбину изменяются параметры пара перед и за ступенью, что в общем случае приводит к изменению теплоперепада ступени , это влечет за собой изменение треугольников скоростей, отклонение отношения скоростей дгф от оптимального и снижение КПД ступени. Действительно, если, например, теп-лоперепад ступени уменьшился, то на выходе из сопловой решетки пар будет иметь скорость сц < (рис. 11.4), направленную под прежним углом а,. Поскольку окружная скорость и осталась прежней, если частота вращения не изменилась, то пар будет входить в рабочую решетку с относительной скоростью W , отличной и по значению, и по направлению от скорости Wj. Аналогичным образом изменится и выходной треугольник скоростей. Обтекание рабочей решетки ступени (и сопловой решетки следующей ступени) будет отличным от принятого при проектировании, и в решетке возникнут повышенные потери. Аналогичный результат можно получить при рассмотрении треугольников скоростей [c.310]

Рис. 7. Потребная окружная скорость Рис. 8. Коэффициенты полезного действия в зависимости от степени сжатия и сверхзвуковых компрессоров 1 — К-703 (ЦИ-КПД ступени = 0,85, А/ = 30°, АМ) ст = 1,62, - ОК-30 (ЦАГИ) рк = v lнap = 1,3, = 400 °К = 1,63, 3 - ОК-27 (ЦАГИ) 5р.к. = 1,78, 4

Ранее было отмечено (см. 11.4), что повышение экономичности циклов паросиловых установок достигается применением пара с высокими начальными параметрами (р, и i) и низкими конечными давлениями отработавшего пара р. ). В настоящее время температура порядка 550° С при давлении 13—15 МПа практически освоена. При таких начальных параметрах и конечном давлении 0,003 — 0,005 МПа полное теплопадение достигает 1500 кДж. кг, а для активной ступени при до-пустимы.х окружных скоростях необходимое полное тепдопадение составляет всего около 60 кДж/кг. В реактивных ступенях турбины из-за применения более низких окружных скоростей теплопадение на ступень составляет около 25 кДж/кг. Практика показывает, что наименьшее число ступеней давления, при.котором удается получить наиболее высокие внутренние относительные КПД, составляет 15—18 для активных турбин и 35—40 для реактивных. Под внутренним относительным КПД ступени турбины понимают отношение [c.176]

Рис. 4.58. Зависимости окружного КПД т от и1с1 для активных турбин с различным числом ступеней скорости

Так как наивыгоднейшее значение относительного кпд на лопатках зависит от отнощения окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл, т. е. от uj i, то для активной ступени относительный кпд на лопатках [c.117]

Задача 3.33. Определить относительный кпд на лопатках в реактивной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени Ао=130 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла ф = 0,96, скоростной коэффициент лопаток j/ = 0,9l, угол наклона сопла к плоскости диска а, = 13°, отношение окружной скдрости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл и/с] = 0,5, угол выхода пара из рабочей лопатки 2 = 20° и степень реактивности ступени р = 0,42. [c.120]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...