Расчет турбины постоянного давления

Осуществление наддува при работе на газах постоянного давления является наиболее простым, не требует специальной организации выхлопного тракта и обеспечивает возможность работы газовой турбины на расчетном режиме с максимальным к. п. д. Тепловой расчет турбины постоянного давления может быть произведен общеизвестными методами. [c.91]

РАСЧЕТ ТУРБИНЫ ПОСТОЯННОГО ДАВЛЕНИЯ [c.380]

Основное отличие расчета импульсной турбины от расчета турбины постоянного давления заключается в определении энергии газа перед турбиной и расчетных величин теплоперепада, расхода газов и к. п. д. [c.196]

Определение геометрических размеров соплового аппарата и рабочего колеса газовой турбины. Расчет длинных лопаток. Теория Уварова. Степень реактивности по высоте лопатки. Построение лопаток соплового аппарата и рабочего колеса. Материал лопаток и их охлаждение. Цикл газовых турбин постоянного давления. Конструктивные примеры газовых турбин. Регулирование газовых турбин. Турбокомпрессоры. Работы Стечкина и Дмитриевского по созданию авиационных турбокомпрессоров. [c.175]

Это выражение очень часто используется в расчетах, так как огромное количество процессов подвода теплоты в теплоэнергетике (в паровых котлах, камерах сгорания газовых турбин и реактивных двигателей, теплообменных аппаратах), а также целый ряд процессов химической технологии и многих других осуществляется при постоянном давлении. Кстати, по этой причине в таблицах термодинамических свойств обычно приводятся значения энтальпии, а не внутренней энергии. [c.18]

Из уравнения (197) следует, что для обеспечения за ступенью постоянного давления по радиусу необходимо, чтобы окружная составляющая скорости в абсолютном движении в сечении 2—2 равнялась нулю (сг = 0). Хотя бы приближенное выполнение этого условия на расчетном режиме работы турбины является весьма желательным, что вносит значительную определенность в расчет многоступенчатой проточной части. Если выражения для определения изменения параметров в контрольном сечении [c.189]

Одновременный расчет модуля ГТУ-КУ и ПТУ проводится с учетом использования одного, двух или трех потоков пара с различными параметрами. При этом расчет зависит от структуры проточной части паровой турбины — систем парораспределения на входе в турбину и на входе в рабочие отсеки после камер смешения. Последнее обстоятельство играет немаловажную роль. При использовании в ПТ соплового парораспределения не только в части высокого, но и в части низкого давления давление пара КУ может поддерживаться на заданном уровне. При полностью открытых регулирующих элементах (режим скользящего давления) в расчетах необходима постоянная корректировка давления пара, генерируемого КУ, по всем существующим контурам, т.е. число итерационных шагов значительно увеличивается. Необходима постоянная корректировка и температуры питательной воды (или конденсата) КУ, так как ее значение зависит от работы конденсатора и подогревателей сетевой воды. [c.401]

Произвести расчет четырехтактного дизеля, предназначенного для грузового автомобиля. Дизель восьмицилиндровый (I = 8) с неразделенными камерами сгорания, объемным смесеобразованием, частотой вращения коленчатого вала при максимальной мощности л = 2600 об/мин и степенью сжатия е = 17. Расчет выполнить для двух вариантов двигателя а) дизель без наддува с эффективной мощностью = 170 кВт б) дизель с турбонаддувом =0,17 МПа (центробежный компрессор с охлаждаемым корпусом и лопаточным диффузором и радиальная турбина с постоянным давлением перед турбиной). [c.95]

Расчетные исследования термодинамического цикла с дополнительным подводом тепла (при постоянном давлении) перед турбиной, а таклсе методика расчета температуры газов после поршневого двигателя даны в главе П. [c.192]

В 1949 — 1950 гг. два ОКБ — А. Д. Швецова и В. А. Добрынина — приступили к созданию так называемых комбинированных двигателей, у которых энергия выхлопных газов использовалась не только для привода ТК, но и в турбинах, мощность которых передается на вал мотора. По этой схеме в 1950 г. был создан уже упоминавшийся двигатель AUI-2K с мощностью на взлете 4500 л. с., который имел комбинированный наддув от одного турбокомпрессора ТК-2 и семь турбин, передававших энергию непосредственно на вал мотора. Создание таких турбин было сопряжено с определенными трудностями. Поскольку выхлоп по времени составляет небольшую долю всего цикла (примерно одну треть), то газы попадают на рабочее колесо турбины не при постоянном давлении, а при переменном, пульсационно. Турбины, работающие в таких условиях, получили название — импульсные. Работа таких турбин была мало исследована, их расчет и оптимизация освоены не были и потребовалась усиленная работа научных центров, в частности ЦИАМ, чтобы обеспечить их создание в кратчайшие сроки. [c.191]

В отличие от дроссельного регулирования экономичность турбинной установки, снабженной сопловым парораспределением, может быть при скользящем давлении как выше, так и ниже, чем при постоянном давлении, и, как показывают расчеты, при G/Gq > 0,8 экономичность несколько выше, а при G/Gq = 0,53. .. 0,58 она одинакова как при скользящем, так и при постоянном давлении. При остальных режимах экономичность установки выше при постоянном давлении (рис. 6.26). [c.192]

Время прохождения газа через турбину во много раз меньше времени полного цикла изменения давления (одного импульса). Период одной пульсации параметров газового потока перед турбиной в 50—100 раз превышает время пребывания частицы газа в пределах проточной части турбины. Таким образом, пока выделенная для рассмотрения частица газа проходит по проточной части турбины, параметры газа перед турбиной изменяются на величину, составляющую 0,01—0,02 доли амплитуды изменения параметров газового потока. Поэтому поток газа в каждый данный момент можно рассматривать как стационарный и основные формулы для расчета турбиной ступени можно составить для каждого значения давления перед соплами как для турбины, работающей при постоянном давлении газа перед турбиной. [c.69]

При упрощенном расчете двигателей, оборудованных выпускной системой с постоянным давлением газов перед турбиной, зависимость Л т = f (Од, ts) может быть найдена следующим образом [c.230]

Здесь максимальное повышение оборотов будет таким же, что и при турбинном разгоне. Однако вопрос о возможном повышении давления по некоторому заданному закону (особенно при закрывающемся направляющем аппарате) требует особого рассмотрения. Расчет как процесса разгона, так и процесса потери привода может быть выполнен по методике, аналогичной разработанной в ЛПИ для гидротурбин [11 ] при наличии полной статической характеристики агрегата. На рис. 5 дана такая характеристика для агрегата ОРО-16. На ней линии постоянных значений открытия направляющего аппарата а являются линиями переходных процессов при неизменном открытии. Положительные значения и Qi соответствуют насосному режиму работы, а отрицательные — турбинному. [c.288]

Рассмотрим последовательность расчета тепловой схемы с использованием указанного метода применительно к выбранным типам АЭС. Предварительно заметим, что при постоянной тепловой мощности реактора расчет тепловой схемы удобно вести последовательно, начиная с первого отсека турбины и верхнего по давлению регенеративного подогревателя. [c.81]

Определение термического к.п.д. цикла реальной ПГТУ при заданных температурах и Гц производится из (1.1) сначала по одному из параметров (например, степени повышения давления е) при прочих постоянных параметрах (адиабатных к.п.д. турбины и компрессора т]т, т) и т. д.). Аналогичные расчеты могут быть выполнены по другому какому-либо параметру, например начальной т ,мпературе адиабатного к.п.д. компрессора или турбины при постоянных значениях других параметров. Таким образом, термический к.п.д. реальной установки = Д Т , е, т)к, т)т,. . . ). Из (1.9) может быть найдена зависимость удельного весового расхода воды от соответствуюш,их параметров d = Д (Tq, е, т) , [c.18]

Применительно к лопаткам 29-й ступеней турбины К-300-240 был произведен расчет гидродинамических сил, действующих на лопатку. Минимальный МЭЗ был принят 0,8 мм, а зазоры между лопаткой и ложементом 1—3 мм. Расчеты показывают, что гидравлические силы, действующие на лопатку при постоянном расходе электролита, протекающего через оба зазора, зависят от площади минимального проходного сечения канала, по которому протекает электролит, и от степени неравномерности МЭЗ между лопаткой и ложементом. Сила, направлена в сторону канала с меньшей неравномерностью зазора, с увеличением минимального проходного сечения канала давление на лопатку уменьшается. [c.220]

Простейший и в то же время практически очень важный случай турбулентного пограничного слоя мы имеем при продольном обтекании плоской пластины. С этим случаем мы встречаемся при вычислении сопротивления трения корабля, сопротивления крыла и фюзеляжа самолета, а также лопаток турбины или воздуходувки. Продольное обтекание плоской пластины характерно тем, что для него градиент давления вдоль стенки равен нулю, и поэтому скорость вне пограничного слоя остается постоянной. Правда, при обтекании только что перечисленных тел градиент давления не всегда равен нулю. Однако до тех пор, пока не возникает отрыва пограничного слоя, сопротивление трения во всех этих случаях, так же как и при ламинарном течении, мало отличается от сопротивления плоской пластины. Следовательно, закономерности пограничного слоя на плоской пластине являются основой для расчета сопротивления всех тел, у которых при обтекании не возникает резко выраженного отрыва. Распространение выводов, которые мы получим при изучении пограничного слоя без градиента давления, на пограничный [c.571]

Для ориентировочных расчетов мощность импульсной турбины можно вычислять как мощность турбины постоянного давления и вводить поправку с помон),ью коэффициента kf [c.214]

При расчете турбины двухтактных двигателей определение Нрасч по %. max следует проводить, так как импульс давления в этом случае имеет два резко выраженных участка кратковременный выпуск с высокими давлениями и выпуск во время продувки. Количества располагаемой энергии для этих двух периодов примерно одинаковы, а величина располагаемого перепада отличается в 2—3 раза поэтому даже небольшое отклонение режима работы турбины от оптимального может привести к существенному снижению к. п. д. турбины по полученным из формул (51) и (52) значениям Яу расч и Gt. расч ведется дальнейший расчет турбины, как турбины постоянного давления. [c.376]

Все газы всегда пропускаются через турбину, дроссель перепуска отсутствует, и постоянство ра поддерживает регулятор постоянного давления мотора, воздействуя или на дроссель, стояш,ий перед ПЦП, или на поворотные лопатки, находящиеся перед ПЦН. Охлаждение воздуха, поступающего в мотор, производится радиатором (см. рис. 1) с таким расчетом, чтобы Та было не более 120-125° С. Желательно иметь Та = 80-90° С. Теоретически радиатор выгоднее ставить до ПЦН, особенно при большой степени сжатия воздуха в ТК, однако конструктивно удобнее водо-воздушный радиатор ставить после ПЦН. [c.78]

При испытаниях СПГГ без тазовой турбины определяется значение мощ ности генератора по газу в соответствии с уравнением (3). Мощность по газу является расчетной величлной и непосредственно при эксперименте измерена быть не может. Для определения этой мощности по уравнению (3) необходимо измерить давление, температуру и расход газа, а также определить расчетом или по таблицам показатель адиабаты расширения к й теплоемкость гава при постоянном давлении С , . [c.46]

М. Маковский опубликовал работу Опыт исследования турбин внутреннего сгорания с постоянным давлением сгорания (1925). В. В. Уваров опубликовал статью К расчету газовых турбин (Известия Теплотехнического института, 1933, № 2). В 1935 г. им было опубликовано учебное пособие Газовые турбины . В книге изложена термодинамическая и общая теория газовых турбин и дан тепловой нх расчет в Т—s диаграмме. В. В. Уваровым была спроектирована и построена опытная газовая турбина. Г. И. Зотиков опубликовал статью К решению проблемы турбин внутреннего сгорания (журнал ВКТО, 1933, № 4). В ней дается сравнение турбин с горением топлива при /О = onst и у = onst. Схема турбины, предложенная Зотиковым, через несколько лет была повторена фирмой Броун-Бовери. Во всех этих работах преимущество отдается турбинам с горением топлива при постоянном давлении. [c.460]

Упомянутые выше расчеты выполнены при постоянном относительном сопротивлении системы трубопроводов и цилиндра двита-теля, не зависящем от давления в потоках. В расчете принималось, что давление газа перед турбиной равно рт = V Ркк, где V = 0,8. [c.284]

В данном случае поэтому было Bbifipano я = 30 ООО об/мин. На основании известного метода расчета одноступенчатых турбин с постоянным давлением для = 0,46 при обычных допущениях получаем >т = ЮО мм, длину рабочих лопаток / = 20 лл и внутренний к. п. д. турбины т -= 0,780. [c.648]

Сильно изогнутые сопловые лопатки паровых турбин низкого давления часто имеют угол скольжения в области периферийного сечения около 45°. Хотя и в этом случае для оценки влияния торцевой стенки можно использовать принцип зеркального отображения, все же требуется более сложная методика расчета, чем теория тонкого профиля. В работе [9.56] численный метод Мартенсена распространен на случай пространственного течения через сопловую решетку со скольжением лопаток. При этом попеременно используются допущения о постоянной и переменной по высоте лопатки скорости вихревого течения на ее поверхности. После проверки теоретических расчетов экспериментальными данными для угла скольжения 40 % были проведены расчеты влияния скольжения лопатки для модели лопатки с переменной по высоте нагрузкой. Результаты расчетов показали значительное влияние скольжения на распределение давлений при углах скольжения выше 35°. С увеличением углов скольжения узкое сечение межлопаточного канала решетки смещается в сторону входного фронта, в результате чего значительно возрастает нагрузка на передние части лопаток. [c.283]

Достаточно 1пирокое применение особенно в заводской практике нашел квазистадионарннй метод расчета (см. 5 гл. III). В этом случае не учитываются газодинамические явления в трубопроводах, поэтому приемлемое совпадение с опытными данными можно получить для двигателей с очень большим объемом трубопроводов (в системах с постоянным давлением перед турбиной). [c.370]

Приведенная методика может быть использована для расчета газовой турбины на режимах, отличающихся от номинального. Анализ опытных данных [201 показывает, что на этих режимах при системе наддува с постоянным давлением в выпускном коллекторе в основном диапазоне режимов тепловозной характеристики сохраняется примерно постоянным отношение и/ср — onst, а следовательно, и к. п. д. турбины = onst. Поэтому практически соблюдается соотношение [c.76]

Зависимости гц f (а, Пд) приведены на рис. 140. Индикаторная мощность на заданном режиме приближенно может быть принята постоянной Ni = Ne - Л мс так как Ng = onst, а Л мс мало изменяется в пределах варьирования Ps и Tg. При приближенном расчете двигателей с постоянным давлением перед турбиной нет необходимости использовать зависимости (277) и (278)j [c.229]

Длительное наблюдение за случайными процессами позволяет выявить приблизительную частоту колебаний исследуемых параметров, а затем установить длительность опыта из расчета охвата достаточного числа периодов колебаний. При малом периоде собственных колебаний (наиболее распространный случай) частота замеров выбирается меньшей собственной частоты объекта. Так, например, давление и разрежение по газовоздушному тракту пульсируют с периодом около 1 сек, а интервал между замерами всегда больше. Для давления пара, которое при постоянном поступлении топлива определяется парораспределением турбины, периоды собственных колебаний и замеров одного порядка. [c.132]

Распределение статических давлений по радиусу в диффузор-ном канале с начальным цилиндрическим участком показывает характерное для закрученных потоков возрастание pjpa от корня к периферии. Радиальные градиенты давления максимальны вблизи входного сечения канала и уменьшаются к выходному сечению практически до нуля, что определяется заданным граничным условием Рг= onst. Изменение степени влажности от 20 до 50 % слабо сказывается на распределении давлений по радиусу, в особенности вблизи выходного сечения при z = 0,018 влияние влажности прослеживается с увеличением г/к, давление несущей фазы возрастает. Расчеты выполнены для сильно закрученного потока с начальным углом ai = 75°, что характерно для потока за сопловым аппаратом турбины. При малой начальной закрутке (ai=25°), т. е. с приближением к осевому течению, влияние степени влажности увеличивается, однако радиальные градиенты давления резко снижаются, в особенности для крупных капель. Подчеркнем, что дисперсность влияет на радиальное распределение давлений значительно сильнее, чем степень в ажности. Вдоль периферийного и корневого обводов при постоянной степени влажности давления падают для крупных капель. Мелкие капли слабее влияют на изменение р[ро вдоль корневого обвода. [c.173]

Увеличение реактивности в ступенях, повышающих к. п. д. проточной части ступени, связано с большими утечками пара через корневое уплотнение лопаток, с повышением давления р4 перед диском ступени. Применяя проточную часть ступени, подчиняющуюся уравнению гса = onst, и имея высокую среднюю реактивность ступени, в корневом ее сечении можем получить желательную реактивность порядка 2—4%. Поэтому в турбинах больших мощностей соответственно с большими расходами пара, в которых в первых после регулирующей ступенях высоты лопаток более 50 мм при сравнительно небольшом d p, желательно применять проточную часть, выполненную по уравнению гСа = onst. Понижение реакции в корневых сечениях лопаток можно получить также, применяя закон закрутки только для направляющих лопаток. Сравнительные данные получены из приведенных примерных расчетов для второй ступени в двух вариантах в первом варианте (незакрученная проточная часть) реактивность, равная 24,7%, постоянна по высоте, во втором варианте проточная часть выполнена по уравнению гси = onst. Реактивность в среднем сечении 24,7%. Из этих примеров следует, что упорное давление на полотно диска значительно упало, особенно при переменном режиме с расходом пара, превышающим расчетный на 15%. В этом случае упорное давление имеет отрицательное значение, направленное против потока пара. В конденсационных турбинах, где средний диаметр проточной части составляет 900 мм, составляющая упорного давления на диски имеет значительную величину и применение закрутки приводит к сильному понижению упорного давления. [c.296]

Будем также считать, что на входе в рассматриваемую ступень полное теплосодержание постоянно вдоль радиуса (г о = onst). Следует отметить, что это допущение является наиболее грубым, так как даже для первой ступени турбины и при отсутствии возмущений потока на входе в двигатель поле полных давлений, и в особенности поле температур перед сопловым аппаратом, может иметь существенную и часто преднамеренно созданную радиальную неравномерность. Тем не менее указанное допущение часто используется для расчета треугольников скоростей в ступени турбины на различных радиусах. В этом случае в сечении перед рабочим колесом, пренебрегая возможным различием интенсивности охлаждения лопаток на различных радиусах, будем иметь di ldr=0, и тогда из [c.192]

Из приведенных выше тепловых нагрузок ТЭЦ (табл. 5-1) видно, что в III режиме суммарный расход пара внеишимп потребителями составляет примерно 310 г/ч (нагрузка теплофикации, заданная в Гкал1ч, ориентировочно пересчитана на пар из расчета 1,8 т пара на 1 Гкал тепла). Столь большая потребность в паре низких параметров предопределяет установку на ТЭЦ крупных турбогенераторов с промышленными и теплофикационными отборами пара. Из этой же таблицы тепловых нагрузок видно, что основной потребитель тепла забирает его в виде пара с давлением 10 ат, расход которого сохраняется постоянным в течение всего года. В этих условиях для получения пара с давлением 10 ат наиболее эффективной будет установка турбин типа ПР с регулируемым отбором 10 ат и противодавлением 1,2 ат. [c.115]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...