Потери энергии и КПД турбины

ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ И КПД ТУРБИНЫ [c.199]

С термодинамической точки зрения желательно иметь рабочие тела с малыми отрицательными значениями ds"jdT. В этом случае процесс адиабатного расширения рабочего тела на турбине заканчивается в парожидкостной области диаграммы состояний при высоких значениях относительных массовых паросодержаний. В таком цикле нет необходимости осуществлять регенерацию, а следовательно, и вводить дополнительный элемент-регенератор в технологическую схему установки, что способствует улучшению ее технико-экономических характеристик. Кроме того, при л = 0,95. .. 0,97 появление влаги в проточной части турбины в конце процесса расширения не оказывает заметного влияния на ее КПД и энергетическую эффективность ПТУ в целом. При больших отрицательных значениях производной ds"ldT для достижения значений, близких к единице относительного массового паросодержания потока, в конце процесса расширения на турбине пар в цикле ПТУ приходится перегревать. Введение перегрева всегда выгодно с термодинамической точки зрения, поскольку это способствует увеличению термического КПД цикла. Однако при этом ухудшаются массогабаритные характеристики парогенератора из-за введения в его состав дополнительного элемента — пароперегревателя. В ряде случаев этот фактор оказывает превалирующее влияние на технико-экономические характеристики ПТУ и обусловливает их ухудшение. При положительных значениях производной ds"ldT процесс расширения в турбине заканчивается в области перегретого пара. Это создает весьма благоприятные условия для работы турбины, так как исключает появление конденсата в конце процесса расширения, соответствующие потери энергии, и эрозию лопаток рабочих колес, а также отпадает необходимость в перегреве пара перед подачей его в турбину. Однако температура торможения перегретого пара на вы- [c.9]

При работе гидротрансформатора частота вращения турбинного колеса всегда меньше, чем у насосного. Это явление называется скольжением, которое увеличивается с увеличением сопротивления на валу турбинного колеса. Скольжение служит причиной потери энергии и определяет коэффициент полезного действия (КПД) гидротрансформатора. При нормальном скольжении КПД составляет 0,8...0,85, а при увеличении скольжения резко падает. При максимальной загрузке, когда вал турбинного колеса остановится (частота вращения равна нулю), будет полное скольжение, КПД равен нулю, хотя на этом валу развивается максимальный крутящий момент. [c.11]

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]

Рис. 23. Зависимость кпд т]о.л и потерь энергии в решетках турбинных ступеней

Преимущества насосов с уплотнением вала по сравнению с герметичными следующие возможность применения электродвигателя обычного исполнения приводом насоса может служить турбина отсутствие контакта привода с радиоактивной средой, что облегчает ремонт установки более высокий КПД насосного агрегата, так как исключаются потери энергии в перегородке между ротором и статором электродвигателя и трения ротора при вращений в воде возможность увеличить инерционный выбег ротора насоса, например, установкой маховика. [c.298]

Потери энергии в турбине и компрессоре весьма заметно сказываются на эффективности ГТД. Так, при снижении КПД турбины с 87 до 85 % относительное уменьшение КПД двигателя составит [c.186]

Статистические данные по потерям в охлаждаемых турбинах показывают, что КПД турбины за счет дополнительных затрат энергии на охлаждение может уменьшиться на 1,5. .. 3% и более в зависимости от величины Это приводит к необходимости при газодинамическом расчете ГТД задаваться меньшим значением 11Т.0ХЛ по сравнению с достигнутым уровнем КПД неохлаждаемых турбин Tf] . [c.197]

В вертолетных ГТД и вспомогательных газотурбинных силовых установках кинет(ическая энергия газа на выходе из последней ступени турбины является практически потерянной энергией и не участвует в создании полезной мощности двигателя. В этом смысле кинетическую энергию газа на выходе из ступени Сг /2 в теории турбин принято называть потерями с выходной скоростью . Поэтому в указанных и аналогачных им случаях для оценки эффективности турбины используется так называемый эффективный или мощностной КПД турбины (ступени), определенный по величине работы на валу, без учета кинетической энергии выходяш,их газов [c.190]

Механические потери — это затраты энергии на преодоление трения в подшипниках и привод вспомогательных механизмов. Они учитываются механическим КПД турбины, который представляет собой отношение эффективной мощности на валу турбины к ее внутренней мощности [c.251]

При работе гидротрансформатора частота вращения турбины всегда меньше частоты вращения насоса. Это явление называется скольжением и определяет потери энергии, т. е. коэффициент полезного действия гидротрансформатора. При нормальном скольжении КПД составляет 0,8—0,85, но при максимальной загрузке может возникнуть полное скольжение, когда колесо турбины остановится. В этом случае КПД равен нулю, хотя на валу турбины развивается максимальный крутящий момент (см. рис. 9, в). [c.15]

КПД турбины определяется потерями при течении газа по соплам, при обтекании лопаток диска турбины, потерями энергии с выходной скоростью, а также потерями на трение диска о газ, вентиляционными и механическими на трение в уплотнениях и подшипниках. [c.217]

Потери в соплах и на лопатках турбины зависят от степени совершенства ее проточной части, а потери с выходной скоростью представляют неиспользованную в турбине кинетическую энергию газа, которая соответствует его скорости на выходе из турбины. Применение двухступенчатой турбины обеспечивает снижение потерь с выходной скоростью и повышение КПД турбины. [c.217]

Скоростью С2 определяется потеря энергии с выходной скоростью в последней ступени АЯв.о==С2 /2, которая существенно сказывается на кпд всей турбины. Удельный объем пара V2 зависит от давления в конденсаторе рк и характеристики выхлопного патрубка. При технико-экономических расчетах параметров Сг и Уг учитывают, с одной стороны, экономию теплоты при снижении давления рк и уменьшении скорости С2, а с другой — удорожание конденсационной установки и самой турбины при работе на более глубоком вакууме. Обычно давление Рк выбирают от 3,5—5 до 9 кПа, а потери с выходной скоростью АЯв.о от 20 до 50 кДж/кг (при С2=200-=-300 м/с). При заданной частоте вращения ротора максимальная кольцевая площадь ступени Q ограничивается прочностью рабочих лопаток. [c.63]

Так как вследствие ухудшения вакуума в конденсаторе в ЧНД турбины резко снижается теплоперепад (Н о2>Но2), ее ступени работают с большим отношением скоростей и/Сф и меньшим кпд. В отдельных случаях потери энергии в ЧНД превышают располагаемый теплоперепад и ее ступени работают с отрицательным кпд, потребляя мощность (линия 2—1 на рис. 65, 6). При этом в результате возрастания температуры пара, проходящего через ЧНД, ухудшается температурный режим выхлопного патрубка турбины. [c.98]

В многоступенчатой турбине энергия выходной скорости предьщущей ступени используется в сопловых лопатках последующей. Эта энергия выходной скорости повышает располагаемую энергию последующей ступени. Как указывалось в гл. 2, относительный лопаточный КПД промежуточной ступени определяется по формуле = 1 - - р-Таким образом, в промежуточных ступенях многоступенчатой турбины потери энергии с выходной скоростью равны нулю. Энергия выходной скорости теряется только в последней ступени турбины и в ступенях, предшествующих объемной камере в проточной части турбины, например в регулирующей ступени, в ступени перед камерой отбора пара и т.п. В этих ступенях Ф 0. [c.124]

Следует иметь в виду, что в состав турбины входят стопорные и регулирующие клапаны, устанавливаемые перед турбиной, а также перед частью среднего давления в турбинах с промежуточным перегревом пара. В этих клапанах течение пара сопровождается гидравлическими потерями энергии, которые приводят к снижению КПД турбины. В состав турбины входят также перепускные паропроводы между корпусами турбины (ресиверы), выходной патрубок. Процесс течения пара в них также сопровождается потерями энергии, которые снижают общий КПД турбины. [c.124]

Удаление влаги из проточной части турбины существенно снижает эрозионный износ лопаток и наряду с этим способствует уменьшению потерь энергии от влажности, т.е. повышению относительного внутреннего КПД ступеней. Как показывают опыты, удается удалить только крупнодисперсную влагу, которая составляет небольшую долю общего влагосодержания пара. [c.131]

Рг Р г ) приводит к снижению мощности турбины, вырабатываемой на потоках пара в отборы. В ЧНД турбины вследствие ухудшения вакуума в конденсаторе резко снижается располагаемый теплоперепад (Яр2 > Я02), и ее ступени работают с большим отношением скоростей м /Сф и меньшим КПД. В отдельных случаях потери энергии в ЧНД превышают ее располагаемый теплоперепад, тогда ступени ЧНД работают с отрицательным КПД и потребляют мощность (линия 1—2 на рис. 7.6, б). При таких режимах за счет возрастания температуры пара, проходящего через ЧНД, ухудшается температурный режим выходного патрубка турбины. [c.207]

Окружной КПД турбины оценивает необратимую затрату энергии на гидравлические потери в проточной части и на скоростные потери (потери энергии с выходной скоростью). [c.122]

Полный КПД турбинного пневмодвигателя меньше и учитывает, кроме того, потери энергии в сопле, влияние утечек воздуха, вентиляционные потери и преодоление механического трения. [c.508]

Подвод и отвод тангенциальные. Торцовый зазор 0,17 мм на сторону. Толщина лопаток 1 мм. Испытания показали, что в оптимальном режиме Q Fu= 1,63 Я = 5,6 т] = 46,5%, я, = 15,1. Следовательно, турбины открытого типа уступают турбинам закрытого типа как по КПД, так и по коэффициенту напора. Меньший коэффициент напора объясняется меньшей интенсивностью продольного вихря, обусловленной большим гидравлическим сопротивлением рабочего колеса открытого типа. Меньший КПД объясняется тем, что у турбины открытого типа на выходном участке поток претерпевает значительно большую деформацию, чем у турбины закрытого типа. Это обусловливает большие гидравлические потери. Кроме того, при том же коэффициенте расхода О/Ри и тех же торцовых зазорах коэффициент напора во втором варианте меньше, чем в первом и, следовательно, даже при одинаковых гидравлических потерях их роль в балансе энергии у открытой турбины больше, чем у закрытой. [c.186]

Кпд ступеней турбины. Потери тепловой энергии в соплах, на лопатках и с выходной абсолютной скоростью в ступени турбины оценивают относительным кпд на лопатках %ц, который представляет собой отношение механической работы L 1 кг пара на лопатках ступени к располагаемому теплоперепаду Ло в ступени, т. е. [c.117]

Электрохимические генераторы энергии в последнее время привлекают все большее внимание. И это вполне оправдано. Действительно, возможность получать электроэнергию, не сжигая топлива, а превращая химическую энергию его и окислителя сразу в электроэнергию, чрезвычайно заманчива. Длинная цепочка энергетических превращений [химическая энергия топлива и окислителя — внутренняя энергия горячих продуктов сгорания— теплота — внутренняя энергия рабочего тела (вода, пар)—механическая энергия турбины — электроэнергия], проводимых в сложных устройствах со значительными потерями эксергии (более 50%), заменяется одним процессом в одном устройстве — электрохимическом генераторе электроэнергии (ЭХГ). КПД этих устройств очень высок. Пока ЭХГ дороги и их использование ограничено, но интенсивная работа по их совершенствованию идет весьма успешно. [c.215]

Адиабатический КПД характеризует совершенство газовой турбины с точки зрения затраты энергии газа на преодоление гидравлических потерь. Чем меньше гидравлические потери в турбине, тем больше действительный теплоперепад и тем больше величина адиабатического КПД. В идеальном случае (при отсутствии потерь) адиабатический КПД равен единице. [c.145]

Дымососы и дутьевые вентиляторы имеют привод от электродвигателя, воздуходувки — от электродвигателя или турбины. Мощность двигателя выбирают с учетом инерции (махового момента) ротора тягодутьевой машины при пуске ее. В расход энергии на приводной двигатель входят потери в нем, учитываемые его КПД. Дымососы и дутьевые вентиляторы при номинальной нагрузке паровых котлов должны иметь КПД не ниже 90 % максимального его значения. [c.185]

Паротурбинная установка представляет собой только часть конденсационной электростанции и ее КПД характеризует эффективность преобразования тепла, подведенного к ней, в электрическую энергию. Однако для того, чтобы получить это тепло, необходимо сжечь топливо в котле, получить тепло в виде горячего пара и подвести его к турбине. При этом возникают потери тепла из-за неполного сгорания топлива в котле, из-за выброса в атмосферу горячих продуктов сгорания, из-за остывания пара в подводящих паропроводах и т.д. [c.28]

Высокий Кпд является основным преимуществом таких турбин. Выходная кинетическая энергия первой и промежуточной ступеней используется в последующих ступенях. Энергия, подсчитанная по выходной скорости последней ступени, представляет собой потери с выходной скоростью. [c.270]

Отсюда следует вывод или применять МГДГ при максимальной температуре 3000 К или турбины при 1000 К (КПД эквивалентного цикла Карно — 70%). Остается тщательно оценить, что дороже потеря 15% КПД эквивалентного цикла Карно (снижение эффективного КПД в 2 раза меньше) или же те потери энергии и средств на дорогостоящие материалы и устройства, которые будут необходимы для эксплуатации установки МГДГ с ПТУ или ГТУ и вспомогательным оборудованием. Вероятно, пока и этот вопрос не может быть решен однозначно с каждым годом по мере изучения проблемы будут возникать новые аргументы за и новые против того и другого варианта. [c.150]

Турбокомпрессор типа ТК-38 (6ТК), устанавливаемый на четырехтактные двигатели 16ЧН 26/26 магистральных тепловозов, показан на рис. 66. Турбокомпрессор рассчитан на температуру газа перед турбиной 650 °С и степень повышения давления 3,2. Отличительной особенностью турбокомпрессора является консольное расположение рабочих колес 2 3 соответственно турбины и компрессора, а также конструкция корпуса. Разборный средний корпус 5 установлен в корпусе 1 турбины. Обе половины корпуса 5 стыкуются по диаметральной плоскости. Применение консольной схемы обеспечивает монтаж ротора в сборе, что важно для сохранения балансировки последнего. Неохлаждаемая газовая улитка 6 уменьшает потери энергии выпускных газов, способствуя повышению КПД турбокомпрессора. Данная конструкция легко может быть приспособлена для двухступенчатой системы воздухоснабжения. В этом случае применяют или два отдельных турбокомпрессора или один турбокомпрессор с двухступенчатым компрессором и турбиной. [c.122]

Многоступенчатые турбины имеют ряд преи.муществ перед одноступенчатыми. Так, для каждой ступени можно выбрать теплоперепад, при котором для умеренной окружной скорости обеспечивается оптимальное отношение скоростей, а следовательно,, высокий кпд турбины. Уменьшение теплоперепада и диаметра ступени при заданной частоте вращения приводит к увеличеник> высоты лопаток, что снижает концевые потери в решетка.. Кинетическая энергия с выходной скоростью предыдущей стунеп [c.60]

НЫМ. На практике неподвижный наблюдатель видит, что газовый поток с некоторой скоростью удаляется с большой скоростью от сопла двигателя летяш его самолета, унося тем самым часть кинетической энергии. Поэтому тяговый и полный КПД при этом имеют малые значения, почему и ТРД на дозвуковых скоростях отличаются малой экономичностью. Уменьшить потери кинетической энергии, повысить КПД можно, если ту же располагаемую энергию передать большему по массе газовому потоку, который при этом будет иметь меньшую скорость. На этой идее базируется конструкция двухконтурных турбореактивных двигателей (ТРДД), в которых передача энергии дополнительному количеству газа осуш ествляется с помопц>ю специальной турбины, вращаюш ей низконапорный компрессор (вентилятор), установленный в кольцевом канале (наружном контуре), охватываюш ем внутренний контур. Благодаря высокой экономичности на дозвуковых скоростях полета ТРДД получили широкое применение. [c.481]

В этих формулах значение механического КПД достаточно надежно может быть оценено по рис. 5.5. Здесь же приведены потдзи мощности в редукторе для случая, когда турбина малой мощности связана с электрическим генератором через редуктор. На рисунке даны пределы механических потерь энергии, учитывающие разное число подшипников, разные типы масляных насосов и их приводов и т.п. Коэффициент полезного действия электрических генераторов Г] 3 можно принять по табл. 5.3. [c.146]

Потери энергии в гидротурбинах так же, как и в других гидромашинах, разделяются на три вида гидравлические, т.е. потери, связанные с преодолением сопротивлений при протекании потока через проточную часть, объемные — учитывающие долю энергии жидкости, не совершающей полезной работы в связи с утечками, и механические включающие потери энергии на преодоление сухого и жидкостного трения вращающихся деталей турбины. Т.к. эти потери энергии независимы между собой, то для оценки эффективности гидротурбины в оптимальном режиме ее работы вводят соответствующие КПД — гидравлический rji, объемный г)о и механический rjM, причем Г] = rjitjdfjM. Обьемный КПД для радиального турбодвигателя с учетом совершенства его торцевых уплотнений обычно принимают равным 1. [c.437]

Многоступенчатая конструкция турбин позволяет уменьшить перепад энтальпий каждой ступени, а следовательно, и скорость потока рабочего тела. При этом представляется возможным использовать более экономичные дозвуковые профили, а также обеспечить оптимальные значения характеристики --= uJ при приемлемых с точки зрения прочности ротора окружных скоростях. Многоступенчатая конструкция позволяет использовать выходную энергию из предыдущей ступени в последующей. Наличие потерь в каждой ступени повышает энтальпию пара на входе в следующую, что частично компенсирует эти потери. Все эти факторы объясняют то, что в качестве главных применяются только многоступенчатые турбины. Одноступенчатые турбины служат вспомогательными (привод насосов, вентиляторов и т. п.). Их достоинство — малые масса и габариты. Перепад энтальпий во вспомогательных турбинах может доходить до 400 кДж/кг, что соответствует скорости пара it 1260 м/с. Для наиболее распространенных дисков (постоянной толщины и конических) и = 200-н300 м/с, что соответствует = 0,16ч-0,24. Поэтому во вспомогательных одноступенчатых турбинах используют двух- и трехвенечные ступени скорости, обеспечивающие приемлемый КПД при указанных значениях скоростной характеристики. [c.142]

В настоящее время можно с достаточной точностью учесть влияние влаги при определении углов входа и выхода, потерь кинетической энергии, коэффициентов расхода, КПД степени реактивности и критической скорости, а также предложить систему сепарации в последпих ступенях турбин. [c.293]

Увеличение начальной температуры газов перед турбиной заставляет повсеместно применять охлаждение прежде всего ее лопаточного аппарата. Для этой цели применяют цикловой воздух, забираемый за отдельными ступенями компрессора в количестве до 10 % общего расхода. С уменьшением числа турбинных ступеней до двух-трех в каждой из них срабатывается больше энергии газа и сильнее снижается его температура (рис. 4.18). В ГТ, число ступеней в которых доходит до пяти, необходимо направлять больше охлаждающего воздуха, что заметно влияет на характеристики всей установки. Специалисты ряда фирм-изготовителей ГТУ (АО ЛМЗ, Siemens и др.) считают, что четырехступенчатая конструкция ГТ обеспечивает оптимальное соотношение между аэродинамическим КПД и потерями, связанными с вводом охлаждающего воздуха. [c.99]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...