Потери энергии в паровых турбинах

ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ В ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ [c.138]

Кпд турбины. Потери тепловой энергии внутри паровой турбины оцениваются относительным внутренним кпд турбины, который представляет собой отношение использованного теплоперепада Hi к располагаемому теплоперепаду в турбине Hq, т. е. [c.131]

В зависимости от характера преобразования потенциальной энергии газа в кинетическую энергию струи различают активные, реактивные и активно-реактивные турбины. В газовых турбинах при движении продуктов сгорания по каналам имеются потери тепла. Рассмотрим рабочий процесс и определим потери тепла в газовой турбине (приведенные ниже формулы применимы и для паровых турбин). [c.213]

Первые синхронные генераторы, приводимые в действие паровыми машинами или двигателями внутреннего сгорания через ременную передачу, работали с малым числом оборотов окружная скорость ротора для таких машин составляла не более 15—25 м/с. С ростом мощности электрических генераторов повышалось требование равномерности вращения, что не обеспечивалось ни паровой машиной, ни двигателями внутреннего сгорания с их пульсирующим движением поршня и кривошипно-шатунным механизмом. В связи с этим в начале 90-х годов были разработаны специальные генераторы маховикового типа, в которых для уменьшения неравномерности хода была увеличена инерция вращающихся частей. В этих генераторах вращающиеся индукторы одновременно играли роль маховиков для первичного двигателя. Первичные поршневые двигатели накладывали определенные ограничения на конструкции синхронных генераторов их приходилось строить с большим числом полюсов, что, в свою очередь, увеличивало расход активных материалов и потери энергии в машине. Таким образом, хотя паровая машина к концу XIX в. достигла высокой степени совершенства, она не годилась для привода мощных электрических генераторов, так как не позволяла сконцентрировать большие мощности в одном агрегате и создать требуемые высокие скорости вращения. На смену паровым машинам пришли паровые турбины. Первоначально использовали сравнительно тихоходные турбины конструкции шведского инженера Г. П. Лаваля [35]. [c.81]

К наиболее ранним известным предложениям изменения входного устройства и отсека первых осевых ступеней в двухпоточной проточной части паровой турбины с использованием элементов ДРОС можно считать предложение фирмы Крупп (Германия) в котором НА первых осевых ступеней правого и левого потоков заменены единым радиальным НА (рис. 2.22). После радиального НА не предусматривается каких-либо устройств, способствующих повороту потока из радиального направления в осевое и разделения на две стороны. Лопатки радиального НА крепятся в специальных обоймах с пазами Т-образного типа в корпусе цилиндра. Цель реконструкции—снижение потерь энергии в НА и уменьшение осевых габаритов проточной части. [c.95]

Особая роль подшипников в проблеме надежности и экономичности современных крупных паровых турбин объясняется большими окружными скоростями на поверхностях скольжения, достигающих более 100 м/с, а также паровыми переменными силами, действующими на роторы и способными во взаимодействии с гидродинамическими силами в подшипниках вызывать недопустимые вибрации турбины. При столь больших окружных скоростях механические потери энергии в подшипнике становятся значительными, а это сказывается на общих энергетических показателях турбины. [c.61]

Расчет потерь энергии в НА и РК ступеней паровых турбин ведется, как правило, на базе экспериментальных данных, полученных в опытах с плоскими и кольцевыми решетками. Вместе с тем реальные условия обтекания НА и РК в ступени иные, и потери в них могут быть существенно большими. Эти потери приблизительно учитываются, если натурная ступень проектируется на основании характеристик модельной ступени. Однако подавляющее большинство исследований характеристик ступеней выполнено на одноступенчатых моделях, без учета взаимного влияния ступеней, работающих в группе. [c.205]

Последние ступени мощных паровых турбин имеют весьма малое отношение di (до 2,5 и ниже) и большие углы меридионального раскрытия проточной части (до 60°). В этих условиях радиальные течения играют значительную роль и поток имеет ярко выраженную пространственную структуру. При резких переходах от одной ступени к другой возникают сильные диффузорные эффекты в потоке между ступенями и на начальном участке НА. Эти явления вызывают дополнительные потери энергии в НА и РК ступени, особенно значительные на режимах частичных нагрузок. [c.224]

В книге изложены основные вопросы теории лопаточного аппарата паровых и газовых турбин приведены методы расчета аэродинамических характеристик решеток лопаток бесконечной и конечной длины дано теоретическое обоснование выбора допустимой шероховатости поверхности лопаток рассмотрено влияние шероховатости поверхности на потери энергии в решетках освещены особенности течения рабочей среды в решетках при сверхзвуковых скоростях изложена теория расчета лопаточного аппарата сравнительно большой длины. [c.2]

Рассмотрим потери энергии в реальной паросиловой установке, работающей по циклу Ренкина. При этом будем считать, что в качестве двигателя используется паровая турбина и совершаемая ею работа затрачивается на привод электрического генератора. Такая схема характерна для простейшей паротурбинной электрической станции. [c.211]

Пленочное или пористое охлаждение лопаток компрессора. Влажность отрицательно сказывается на работе компрессорной ступени, вызывая понижение к.п.д. и эрозию лопаток. Кроме того, в ступенях компрессора возникают дополнительные потерн вследствие увеличения работы сжатия из-за неравномерности испарения, ударного тормозящего воздействия капель воды на газ и затрат энергии на дробление и ускорение капель. Все эти потери в паровых турбинах, работающих на влажном паре, уже рассматривались Ц4]. Показано, что каждый процент влаги, присутствующий в паре, снижает к.п.д. ступени турбины примерно на 1%. При этом в зоне оптимальных (0,3—0,6) отношений окружной и осевой скоростей основную долю потерь составляют потери на разгон капель и их дробление. С целью повышения к.п.д. и умень-щения эрозии лопаток в ступенях паровых турбин применяются различные влагоулавливающие устройства, снижающие содержание капелек влаги в паре. Основываясь на этих данных, можно [c.51]

Основное и вспомогательное оборудование должно размещаться в соответствии с последовательностью технологического процесса при условии всемерного сокращения длин коммуникаций между оборудованием, чтобы потери энергии в цикле электростанции и стоимость коммуникаций были наименьшими. Так, паровые турбины должны устанавливаться возможно ближе к парогенераторам, питательные насосы — к регенеративным подогревателям высокого давления и последние вблизи турбин и парогенераторов, подогреватели сетевой воды системы теплофикации — вблизи турбин и т. п. [c.238]

Потери и расход пара в паровой турбине. Мощность и КПД турбины. Рабочий процесс турбины сопровождается неизбежными потерями. Потери принято разделять на внутренние и внешние. Внутренние потери — это потери внутри корпуса турбины, они уменьшают используемый теплоперепад. Кроме потерь в соплах к внутренним потерям относятся потери в каналах рабочих лопаток, возникающие вследствие ударов частиц пара о кромки лопаток и трения частиц пара о поверхности лопаток и друг о друга (потерянная энергия также превращается в теплоту, повышая энтальпию пара) потери от влажности пара в последних ступенях турбины, возникающие вследствие того, что частицы влаги в паре движутся медленнее сухого пара (особенно вредно разрушающее действие частиц влаги на входные кромки рабочих лопаток, поэтому степень сухости пара в последних ступенях не должна быть менее X = 0,77. .. 0,90) потери, связанные с утечками пара через зазоры между диафрагмами и валом или рабочими лопатками и корпусом (у реактивных турбин) выходные потери, обусловленные тем, что пар по выходе из турбины обладает еще некоторой кинетической энергией. [c.250]

Рассмотрение действительного двигателя— паровой турбины показывает следующее. Рабочее тело в паровой турбине движется с большими скоростями и соприкасается с поверхностями ее деталей вследствие этого как внутри самого рабочего тела, так и при соприкосновении его с металлическими поверхностями возникает трение. На преодоление трения тратится часть полезной энергии, и поэтому работа 1 кг пара будет меньше, чем работа идеальной (без потерь) турбины Шо=11— 2 (рис. 6-43) если энтальпию пара в конце действительного расширения (точка 2д) обозначить г га, то внутренняя работа 1 кг пара с учетом потерь на трение (ее обозначают Wi) составит [c.134]

Действительный процесс расширения пара в паросиловых установках не является обратимым. Так, в паровой турбине расширение пара происходит при наличии ряда потерь, основной из которых является трение пара о стенки и внутри самого пара. Энергия, расходуемая на трение, превращается в теплоту, которая вновь воспринимается паром при расширении, причем частично эта теплота превращается в кинетическую энергию, а частично отдается паром в конденсаторе. Поэтому [c.166]

В паровых турбинах в общем случае нет потерь за счет теплообмена со стенками, однако, применение перегретого пара дает здесь иные преимущества. При адиабатном расширении насыщенного пара он увлажняется, в нем появляются мельчайшие капельки жидкости, которые вследствие большей плотности сепарируются из пара, когда поток пара изменяет направление своего движения. При этом капельки с большой скоростью ударяются о лопатки турбины и их кинетическая энергия превращается в тепло трения. Кроме того, эти удары вызывают эрозию лопаток. Поэтому следует перегревать пар настолько, чтобы он на последнем лопаточном венце имел сухость, не меньшую дг=0,9. [c.171]

Значение коррозионных исследований определяется тремя аспектами. Первый из них — экономический — имеет целью уменьшение материальных потерь в результате коррозии трубопроводов, резервуаров (котлов), деталей машин, судов, мостов, морских конструкций и т. д. Второй аспект — повышение надежности оборудования, которое в результате коррозии может разрушаться с катастрофическими последствиями, например сосуды высокого давления, паровые котлы, металлические контейнеры для токсичных материалов, лопасти и роторы турбин, мосты, детали самолетов и автономные автоматизированные механизмы. Надежность является важнейшим условием при разработке оборудования АЭС и систем захоронения радиоактивных отходов. Третьим аспектом является сохранность металлического фонда. Мировые ресурсы металла ограничены, а потери металла в результате коррозии ведут, кроме того, к дополнительным затратам энергии и воды. Не менее важно, что человеческий труд, затрачиваемый на проектирование и реконструкцию металлического оборудования, пострадавшего от коррозии, может быть направлен на решение других общественно полезных задач. [c.17]

При движении потока через проточную часть турбины в реальных условиях происходят различного рода потери энергии на трение, завихрение и др. В идеальной газовой или паровой турбине процесс расширения считают обратимым адиабатным процессом, в котором потери отсутствуют 8д = 0, а следовательно, и i,a = 0. [c.89]

При расчете паровых турбин на режимах, отличающихся от номинальных, широко используются закон конуса Стодолы и метод расчета с конца (см. приложение III). Формула Стодолы обеспечивает достаточную точность при таких отклонениях от расчетного режима, когда изменения степени реактивности, коэффициентов расхода и потерь энергии невелики и ими можно пренебречь [53]. Однако формула Стодолы применяется и при больших отклонениях от номинального режима, вплоть до режимов холостого хода. Расчет ЦНД при малых расходах с использованием конуса Стодолы дает погрешность из-за существенного изменения условий работы не только последней, но и предыдущих ступеней ЦНД. Сравнение опытных значений давлений перед ЦНД [79] в диапазоне массовых расходов (0,023 -0,044) G om с расчетом по формуле Стодолы дает погрешность 10—15 % опытного значения давления. Такая погрешность является удовлетворительной для приближенной оценки работы всего ЦНД. При расчете же отдельных ступеней ЦНД, особенно последних, погрешность может значительно возрасти и выйти за допустимые пределы даже для оценочных расчетов. [c.183]

В то время паровые турбины работали в основном на влажном паре, и неточности в определении расхода и потерь энергии приводили к существенным отклонениям от гарантий, а возросшие требования промышленности побуждали к уточнению расчетов. Проблема влажного пара привлекла внимание А. Стодолы [107]. Для разъяснения наблюдаемых явлений он выполнил теоретические исследования и поставил опыты. В соответствии с теорией Стодолы для сопел увеличение коэффициента расхода насыщенного пара объяснялось отклонением процесса расширения от равновесного. Процесс конденсации запаздывал, и температура пара оказывалась ниже равновесной, т. е. наступало переохлаждение пара. С этим явлением также были связаны дополнительные потери энергии, которые необходимо было учитывать в расчетах. [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]

Последняя ступень прошла всю последовательность аэродинамических испытаний, начиная с продувок решеток профилей. Особую ценность имели ее испытания в модельной пятиступенчатой паровой турбине ЦКТИ (масштаб 1/3), которые выявили газодинамику потока и влияние влажности на потери энергии. [c.74]

До сих пор рассматривались потери в соплах, в каналах рабочих лопаток, а также потери кинетической энергии с уходящим паром из рабочих лопаток- Все эти потери, связанные с течением пара в соплах и рабочих лопатках, приводят к уменьшению к. п. д. на рабочих лопатках диска Vo-л- Однако помимо перечисленных выше потерь, в ступени паровой турбины имеются дополнительные потери, которые не связаны с основным потоком пара и должны быть подсчитаны отдельно. Основными из этих потерь являются потери на трение и вентиляцию и потери от утечек пара. [c.214]

Стенки проточной части компрессора выполняют весьма важную роль эффективного устройства дополнительного дробления капелек воды в потоке сжимающегося газа, хотя это связано с потерей энергии и эрозией лопаток. Кроме того, капельки воды в проточной части хорошо перемешиваются с газом вследствие различных направлений векторов скорости капелек и газа. Все эти процессы способствуют улучшению теплообмена капель с окружающим газом и их испарению. Однако в результате действия центробежных сил некоторая часть крупных капель все же может попадать на корпус компрессора и образовывать на нем жидкую пленку, которая будет частично испаряться и стекать вниз. Для удаления воды из ступеней корпус компрессора в нижней части должен иметь дренажи. Как показали экспериментальные исследования [18], при работе мощных паровых турбин с высокими окружными скоростями рабочих колес (300—350 м/с) коэффициент влагоудаления из влажного пара под действием центробежных сил в последних ступенях турбин оказывается очень низким 2— 3% — за рабочими лопатками и 0,5—1% — за направляющим аппаратом. Такие же значения коэффициента влагоудаления, по-видимому, будут и в первых ступенях осевого (или центробеж- [c.47]

Для повышения температуры питательной воды, поступающей в паровой котел, ее можно предварительно нагреть, используя для этой цели промежуточные отборы пара от паровой турбины. На рис. 1 температура воды, поступающей в паровой котел, в этом случае повысится и будет соответствовать точке 3. При этом тепловая энергия отборного пара, прошедшего через часть проточной части паровой турбины и совершившего соответствующую механическую работу, не теряется из установки с охлаждающей водой в конденсаторе, а используется для подогрева питательной воды, снижая тем самым удельный расход топлива. Таким образом, в паросиловых установках часть пара совершает цикл Ренкина, в котором для превращения в работу тепла t —12 нужно затратить в паровом котле тепло, равное t l — ig. Пар из отборов работает по теплофикационному циклу, в котором теплота парообразования возвращается в паровой котел с подогретой питательной водой. В паровом котле остается восполнить лишь тепло, которое израсходовано отбираемым паром на механическую работу в турбине. В результате термический к. п. д. паросиловой установки повышается. При проектировании установки определяется оптимальная температура питательной воды с учетом параметров пара, величины потерь тепла с уходящими из котла газами и соотношения стоимости топлива и поверхностей нагрева котельного агрегата, [c.7]

К недостаткам определения аэродинамических характеристик решеток турбин методом взвешивания единичной лопатки следует отнести 1) невозможность исследования точечного распределения потерь энергии потока по сечепию решетки 2) трудность точного определения расхода пара, приходящегося на один канал 3) сложность расчета энергетических характеристик решеток по данным измерения сил в паровом потоке. [c.78]

Особые требования к химическому составу воды предъявляют нг. паровых электростанциях, упрощенная схема которых дана на рис. 51. Пар получается в котле или парогенераторе (ПГ). После повышения его температуры в пароперегревателе (ПП) часть полученной им энергии используется в паровой турбине (Т) или паровой машине. После этого пар поступает в теплообменник - конденсатор (Кд), где происходит конденсация путем передачи тепла холодной воде. После того, как возможные потери воды будут скомпенсированы добавлением подготовленой подпиточной воды (ПВ) в резервуаре питающей воды (РВ), конденсат возвращается в котел/генератор. [c.46]

Штрих-пунктирная линия относится к эталонному образцу, уровень потерь энергии в котором определяется только демпфированием в материале. Конструкционное демпфирование в лопатке в 2—6 раз больше, чем демпфирование в ее материале. Повышение конструкционного демпфирования возможно при увеличении первоначального зазора по первому зубу замка (раззазоривание). Аналогичные результаты получаются и для различных типов зам- ов паровых турбин [65, 82]. [c.259]

Удельный расход пара в паросиловой установке можно определить по формуле (11.4). Однако на практике удельный расход пара в установке определяют несколько иным способом. Это связано со спецификой применения паросиловых установок. Они в основном применяются в крупной теплоэнергетике для привода электрических генераторов, преобразующих механическую энергию в электрическую энергию. Бели принять, что в паросиловой установке нет потерь, то вся получаемая в паровой турбине механическая энергия затрачивается на привод генератора (рис. 11.10). Пусть за 1 час через паровую тзфбину прошло Do [кг] пара. Каждый килограмм пара в цикле Ренкина (в паровой турбине) совершает работу, [c.240]

В современных паротурбинных установках ТЭС и АЭС располагаемый теплоперепад турбины составляет 1000—1600 кДж/кг. Создать экономичную одноступенчатую турбину при таких теплоперепа-дах и достигнутом в настоящее время уровне прочности металлов невозможно. Действительно, скорость пара на выходе из сопл одноступенчатой турбины в этих условиях составит 1500—1700 м/с. Для экономичной работы одноступенчатой турбины необходимая окружная скорость лопаток на среднем диаметре при оптимальном отношении скоростей м/Сф = 0,65 должна составить 1000—1100 м/с. Обеспечить прочность ротора и лопаток при таких окружных скоростях практически невозможно. Кроме того, число М в потоке пара в этом случае составит 3,0—3,5, что приведет к большим волновым потерям энергии в потоке. Поэтому все крупные паровые турбины для энергетики и других отраслей народного хозяйства выполняют многоступенчатыми. В этих турбинах пар расширяется в последовательно включенных ступенях, причем теплоперепады таких ступеней составляют небольшую часть располагаемого теплоперепада всей турбины. Поэтому окружные скорости лопаток в ступенях многоступенчатой турбины составляют 120—250 м/с для большинства ступеней ЧВД и ЧСД турбины и достигают 350—450 м/с для последних ступеней конденсационных турбин при стальных лопатках и 600 м/с при титановых лопатках. Числа М в потоке для большинства ступеней меньше единицы. [c.122]

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]

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]

Частный к. п. д. комбинированной установки по производству тепловой энергии, отпускаемой внешнему потребителю, характеризует общую тепловую экономичность процессов производства, транспорта и отпуска тепла теплоносителя в пределах ТЭЦ и учитывает потери тепла в котельной, рассеяние тепла в трубопроводах, паровой турбине и в теплоподготовительной установке для отпуска тепла внешнему потребителю (коллекторная установка теплопроводов, выводимых с ТЭЦ бойлерная, паропреобразовательная установки). [c.47]

В отопительных паровых сетях давление пара, необходимое на выходе со станции, зависит главным образом от потери давления в сети. Чем выше эта потеря давления, тем меньше диаметры паропровода при том же отпуске тепла, но тем ниже и выработка энергии на тшловом потреблении, так как давление отбора у турбины приходится принимать более высоким. [c.68]

Таким образом, необходимо считаться с неблагоприятной формой меридионального сечения проточной части ЦНД и изыскивать способы для ее аэродинамического совершенствования при больших углах раскрытия в этом сечении. До последнего времени повышенные потери энергии из-за больших углов раскрытия проточной части были одним из главных факторов, снижаюш,их к. п. д. ЦНД по сравнению с к. п. д. других цилиндров турбины. Правильная оценка этих потерь необходима при разработке мероприятий для их снижения и при обосновании решений таких крупных задач экономики паровых турбин, как выбор максимальной мощности агрегата, оптимального вакуума, числа цилиндров и степени их унификации. [c.46]

В действительности в мощных паровых турбинах рабочий процесс в области моторных режимов значительно отклоняется от указанной выше схемы. При малых расходах в ступенях большой веерно-сти поток отрывается в корневой области РК и устремляется к периферии, порождая сильные радиальные течения в РК и за ним (см. п. ХП.6). Эти явления нарушают уравнения сплошности, использованные выше, и значительно повышают отрицательную мощность из-за компрессорного эффекта. Поэтому для ступеней большой веерности приведенные формулы дают лишь грубую оценку границы перехода к моторному режиму. Расчеты же потерь энергии на моторных режимах и особенно на режимах, близких к беспаровому, должны базироваться на экспериментальных данных. [c.92]

Работа компрессорных стуненей с влажным газом принципиально отличается от работы паротурбинных ступеней с влажным паром. В паротурбинной ступени в пограничном слое у поверхности лопаток происходит интенсивная конденсация пара, что приводит к налипанию капель и образованию пленки жидкости на поверхности лопаток и в конечном счете к увеличению потерь энергии на дробление и ускорение капель [15]. В компрессорной же ступени из-за перегрева пограничного слоя у поверхности лопаток капли эффективно испаряются, что уменьшает вероятность их налипания и образования пленки жидкости на поверхности лопаток и, следовательно, потери энергии на ускорение и дробление капель, а также снижает износ лопаток вследствие эрозии. Так как удельный объем влажного водяного пара на выходе паровой турбины приблизительно в 35 раз больше удельного объема влажного газа на входе компрессора, то при одном и том же весовом расходе рабочего тела длина первых ступеней осевого компрессора значительно меньше длины лопаток последних ступеней паровой турбины. [c.43]

До настоящего времени накоплено мало экспериментального материала по исследованию неподвижных и вращающихся решеток на влажном паре. Отсутствуют надежные данные, характеризующие структуру потока двухфазной среды, механизм образования потерь энергии, а также изменение основных аэродинамических характеристик решеток в достаточно широком диапазоне режимных и геометрических параметров. Особый недостаток ощущается в опытных и теоретическях исследованиях дисперсности и скоростей жидкой фазы в решетках турбинных ступеней. Для расчета экономичности проточных частей турбин, эрозии лопаток и сепарации влаги необходимо знать траектории движения капель, их взаимодействие с неподвижными и вращающимися лопаткамц, долю влаги, остающуюся на поверхностях в виде пленок, характер двил ения этих пленок под воздействием парового потока, центробежных и кориолисовых сил. Естественно, что отсутствие пе речис-лениых данных не позволяет решать задачи выбора оптимальных профилей сопловых и рабочих решеток, работающих на влажном паре. Следовательно, накопление опытных материалов, полученных методами дифференцированного изучения физических особенностей процесса, представляет большой теоретический и практический интерес. [c.50]

Изоэптропийный теплоперепад ho определяется по I, s-диаграмме по параметрам заторможенного потока ро и /о и статическому давлению pi в камере за решеткой. Как уже отмечалось, приведенная выше методика дает возможность определить характеристики решеток только с учетом изменения количества движения. Совершенно очевидно, что при наличии скольжения между фазами (v= l) потери энергии будут существенно отличаться от величин, найденных из уравнения количества движения. В тоже время для расчета турбинных ступеней весьма важным является знание потерь энергии паровой фазы и коэффициента скольжения. В этой связи представляется целесообразным рассмотреть некоторые упрощенные схемы пересчета, позволяющие [c.79]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...