Коэффициент окружной работы ступени

Коэффициент окружной работы ступени [c.258]

При равенстве работ каждой ступени, имея в виду, что коэффициент окружной работы для активной ступени = 2 (при Сй-г = 0). получим, что коэффициент окружной работы активной турбины со ступенями давления на режиме осевого выхода из каждой ступени равен удвоенному числу ступеней [c.272]

Коэффициент окружной работы для активных турбин со ступенями давления растет пропорционально числу ступеней в первой степени и в два раза превышает коэффициент окружной работы для турбины с реактивными ступенями (на режиме Сац = 0), см. формулы (4.112) и (4.115). В области малых отношений и/сад активная турбина со ступенями давления позволяет получить большие значения коэффициента работы, чем многоступенчатая реактивная турбина с тем же числом ступеней. [c.272]

Работа второй ступени находится как разность энтальпий в точке 2о и в точке 5. По существу, установка второй ступени является способом использования энергии выходной скорости первой ступени. Если скорость на выходе из второй ступени достаточно велика, то можно установить еще ряд направляющих и ряд рабочих лопаток. Такая турбина будет трехступенчатой, с тремя ступенями скорости. В ЖРД трехступенчатые турбины обычно не применяются из-за заметного усложнения конструкции и увеличения массы турбины, хотя коэффициент окружной работы такой турбины, как будет показано в дальнейшем, велик. [c.274]

Коэффициент окружной работы. На рис. 4.59 приведены зависимости коэффициента окружной работы от и/сад для активных турбин с одной, двумя и тремя ступенями скорости, рассчитанные по данным, приведенным на рис. 4.58 (ац = 25°). [c.277]

В области малых значений м/Сад, т. е. в области рабочих режимов автономных турбин ТНА ЖРД, значения коэффициентов окружной работы для многоступенчатых турбин со ступенями скорости значительно превышают значения коэффициентов работы для одноступенчатой активной турбины. Это превышение возрастает с увеличением числа ступеней. Однако из соображений минимального усложнения конструкции и минимального увеличения массы число ступеней не, делают больше двух. [c.277]

По зависимостям, приведенным на рис. 4.60, можно сравнить коэффициенты окружной работы двухступенчатых турбин. При малых значениях и/сад, свойственных автономным турбинам, преимущество имеет турбина со ступенями скорости, поэтому этот тип двухступенчатой турбины нашел применение в ТНА ЖРД- [c.277]

Рис. 4.59. Зависимости коэффициента окружной работы от и/сдд для турбин с различным числом ступеней скорости

Задаваясь величинами осевой скорости, коэффициента расхода, относительного шага и коэффициента затраченной работы, можно определить коэффициент теоретического напора г , окружную скорость и = с /ф, теоретический напор ht = внутреннюю работу ступени /i r = kht- [c.233]

Оценивая качество работы ступени в предлагаемой методике ее расчетов, возьмем любое из указанных определений к. п. д. ступени, но сначала включим в число потерь течения через направляющий (сопловой) и рабочий венцы только профильные и концевые потери, с учетом коэффициентов скоростей ф и a j в сопловых и рабочих каналах соответственно. Значения этих коэффициентов берутся с газодинамических характеристик выбранных решеток. Поскольку в рассмотрение входят только решетки в комбинации, то полученный окружный к. п. д. ступени назовем коэффициентом полезного действия комбинации решеток ступени. Этот к. п. д. легко определяется на треугольников скоростей или с диаграммы i—s процесса расширения в ступени. [c.256]

Коэффициент затраченного напора ступени Н . Этот коэффициент часто называется и коэффициентом затраченной работы под ним понимают отношение затраченной на валу и переданной 1 кг воздуха работы к квадрату окружной скорости колеса [c.41]

Коэффициент адиабатического напора Яад. Под коэффициентом адиабатического напора понимают отношение адиабатической работы ступени в параметрах заторможенного потока к квадрату окружной скорости [c.41]

Кроме коэффициентов и Яад в теории осевых компрессоров используют так называемый коэффициент нагрузки ступени, под которым понимают отношение работы ступени к квадрату средней окружной скорости [c.41]

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 3.53. Конденсационная турбина работает с начальны-ми параметрами пара ро = 9 МПа, /о = 500 С и давлением пара в конденсаторе />, = 4 10 Па. Определить характеристический коэффициент турбины, если коэффициент возврата теплоты а = 0,05 и средняя окружная скорость на середине лопатки Мер = 220 м/с. Турбина имеет десять ступеней. [c.135]

Задача 4.6. Определить работу 1 кг газа на лопатках в реактивной ступени, если располагаемый теплоперепад Ao=110 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла ф = 0,965, скоростной коэффициент лопаток ф = 0, 6, угол наклона сопла к плоскости диска ai = 16°, отношение окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения газа из сопл u/ i = 0,44, угол" выхода газа из рабочей лопатки равен углу входа газа на рабочую лопатку 2 = 1 = 22° и степень реактивности ступени р = 0,5. [c.150]

Помимо параметра У для оценки правильности выбора числа ступеней используют коэффициент нагрузки р,, который представляет собой отношение работы на окружности ступени к квадрату окружной скорости на соответствующем радиусе (аналог коэффициента напора в компрессорах) [17] [c.247]

В цилиндрических колесах с прямыми зубьями соприкасание двух сопряженных профилей происходит по прямой, параллельной осям колес. Рассечем зубчатое колесо с прямыми зубьями на равные части плоскостями, перпендикулярными к оси колеса (рис. 232, а). Каждый из полученных дисков сдвинем один относительно другого на один и тот же угол. Если увеличить число ступеней до бесконечности, то получим колесо с винтовыми, или косыми, зубьями (рис. 232,6). Два сопряженных колеса должны иметь равные углы наклона р линии зуба. При внешнем зацеплении винтовая линия на одном колесе должна быть правой, а на другом - левой. Если два таких колеса привести в соприкасание, то одновременно в зацеплении будут находиться различные участки профилей, дуга зацепления возрастет на величину смещения зубьев по начальной окружности, т. е. увеличится коэффициент перекрытия ф , а это приведет к распределению нагрузки на несколько зубьев. В результате повысится нагрузочная способность, увеличится плавность работы передачи и уменьшится шум. Эти обстоятельства определили преимущественное распространение в современных передачах косозубых колес. [c.253]

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]

Работа, которая может быть получена на валу одноступенчатой газовой турбины, зависит от окружной скорости лопаток рабочего колеса и коэффициента нагрузки ступени = [см. формулу [c.215]

Сохранение коэффициента ф постоянным вдоль проточной части и равным обеспечивает достаточно высокий КПД в диапазоне (0,8—1,0)и . Для случая снижения ф от первой к последней ступени при ф = фц в средних ступенях характерно существенное расширение области устойчивой работы при окружных скоростях меньше расчетных. [c.469]

Определить работу газа на лопатках, диаметр рабочего колеса и скорость газа на входе и выходе с колеса. Принять коэффициент скорости для сопла 0,96 и для лопаток 0,95, отношение окружной скорости лопаток к абсолютной скорости газа на входе 0,49, угол наклона сопла 22° и выходной угол лопаток на 10° меньше входного. Степень реактивности ступени принять равной 0,35. Рабочий газ считать обладающим свойствами воздуха. [c.193]

Пользуясь выведенными здесь соотношениями, можно получить полный расчет ступени осевого компрессора, задаваясь 77 и 0 или г/ и //. Основное отличие в расчете ступени осевого компрессора от центробежного состоит в том, что здесь мощность, затрачиваемая на сжатие воздуха, зависит от коэффициента ц, который может быть различен в центробежном же компрессоре при постоянной окружной скорости есть величина вполне определенная, характеризующая работу, переданную воздуху колесом. Коэффициенты г] и. ф или г и /i, которыми надо задаться для расчета ступени осевого компрессора, должны выбираться в строгом соответствии с опытными данными. [c.121]

Особенностью вентиляторов является широкий и непрерывно расширяющийся диапазон схем и расчетных параметров ступени коэффициенты осевой скорости Са = Са и И теоретического давления Ят = = Нт 1 ри ) и — окружная скорость вентилятора, р — плотность среды) изменяются в пределах 0,15—0,6 и 0,02—0,6, соответственно, а относительный диаметр втулки в, = Л/О — в пределах 0,3—0,8. Это связано с условиями работы вентилятора и его назначением, которые могут быть весьма разнообразны. Часто значительная доля динамического давления [c.835]

Следует отметить, что коэффициенты скоростей газа в характерных сечениях ступени турбины в отличие от ступени компрессора определяются безразмерной работой колеса, т. е. не зависят от потерь в венцах. Согласно (95) с ростом окружной скорости необходимая закрутка потока на входе в рабочее колесо падает и, следовательно, потери в сопловом аппарате уменьшаются это связано с уменьшением коэффициента относительной скорости и угла поворота потока в рабочем колесе. [c.586]

ВХОДИТЬ в зацепление с парным ему колесом не сразу всеми ступенями, а в заданной последовательности. Это приводит к увеличению дуги зацепления на величину смещения зубьев по начальной окружности, что, в свою очередь, вызывает повышение коэффициента перекрытия и плавности работы передачи. [c.106]

При рассмотрении окружных коэффициентов полезного действия видна пониженная экономичность работы ступени из-за дросселируемого потока пара частично открытым четвертым клапаном (к. п. д. ri u падает на 3,44%). Работа самих сопел частично открытого клапана протекает с более высоким к. п. д. чем работа сопел при полностью открытых клапанах. [c.158]

Достижение оптималшых значений коэффициентов расхода одновременно во всех ступенях компрессора возможно только на одном режиме его работы, ибо, как следует из формулы (4.20), при оптимальном значении ai оптимальным значениям ai соответствуют вполне определенные значения pjpi, т. е. определенные значения степени повышения давления в каждой ступени. В то же время данное значениеЛст на оптимальном режиме работы ступени может быть получено только при одном значении приведенной окружной скорости. Таким образом, оптимальные значения коэффициентов расхода одновременно во всех ступенях можно иметь только при единственном для данного компрессора сочетании приведенной частоты вращения и степени повышения давления. [c.140]

Число ступеней обратно пропорционально коэффициенту обогащения или квадрату окружной скорости. Но так как коэффициент обогащения центрифуг может быть в несколько десятков раз выше коэффициента обогащения диффузионной ступени, то необходимое число ступеней при центрифужном методе соответственно будет меньше. Однако расход газа через одиночную центрифугу очень мал (миллиграммы в секунду). Внутренний циркуляционный поток также невелик. Поэтому в условиях вращения роторов в вакууме с очень малыми потерями на трение затраты мощности на прокачку газа в центрифугах в 20—30 раз меньше, чем в газодиффузионных установках при той же разделительной работе, йовышение окружной скорости как главного фактора увеличения коэффицирта обогащения и разделительной работы центрифуги очень сильно влияет на все технико-экономические параметры центрифужного метода. Поэтому стремятся увеличить скорости вращения роторов, не снижая надежности и ресурса их работы. [c.294]

При некотором сочетании параметров потока в характерных сечениях суммарные потери минимальны, т. е. коэффициент изо-эитропичности ступени т т и адиабатический коэффициент полезного действия достигают максимального значения, соответствующая схема ступени является оптимальной. Располагая зависимостью потерь от уг.ла поворота в решетке, можно найти зависимость адиабатического коэффициента полезного действия от закрутки потока на выходе и таким образом определить оптимальные параметры ступени для заданных безразмерных значений работы и окружной скорости. [c.580]

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]

Задача 3.26. Определить работу 1 кг пара на лопатках в реактивной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени Ао=240 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла ф = 0,96, скоростной коэффициент лопаток ф = 0,9, угол наклона сопла к плоскости диска 1 = 16°, отношение окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл uj i —0,44, относительная скорость входа пара на лопатки Wi=260 м/с, угол выхода пара из рабочей лопатки 2 = 1 —2° и степень реактивности ступени р = 0,48. [c.116]

Обобщенные данные результатов исследования сопротивления вращающихся дисков приведены в работе [89]. Для обобщения использованы экспериментальные данные И. К- Терентьева, Л. А. Дорфмана, Дикмана, Р. Ники, Е. Брокера, К- Пантелла. Данные показывают, что в области ламинарного течения (до Re = = 1-10 ) См зависит от числа Re и величины зазора sir. В области развитой щероховатости зависит от относительной щерохова-тости sir, ah (о — радиальный зазор между диском и корпусом) и относительной толщины диска В1г. В радиальных ступенях турбин обычно sir < 0,03 air < 0,03 BIr < 0,05 шероховатость Air < < 10 (что соответствует 6—7 классу шероховатости поверхности). Число Re = uriv изменяется в диапазоне от 3-10 до 4 10 (при этом принято % = 200 н-400 м/с, г = 0,05- -0,25 м, Тр = = 700- -800 К, Pi = 1,0н-1,5 кг/м ). При этом течение возле диска всегда турбулентное. Предполагая, что ступень турбины высоко-нагружена и окружные скорости близки к максимальным, можно считать, что практически всегда режим течения будет находиться в области развитой щероховатости. При малых величинах sir, air, BIr коэффициент сопротивления от них зависит слабо [89],и этим влиянием можно пренебречь. В этом случае можно воспользоваться рекомендацией работы [53] для определения с [c.33]

При выборе конструкции ДРОС наиболее сущ,ественным является вопрос обеспечения прочности ее элементов. Высокая экономичность радиально-осевой ступени обеспечивается при малых значениях коэффициента радиальности ц. При работе РОС в составе многоступенчатой турбины выходной диаметр РК в общем случае определяется диаметром ротора и размерами проточной части последующих осевых ступеней, т. е. является заданной величиной. Поэтому приемлемых значений можно достигнуть соответствующим выбором только периферийного диаметра РК- Как правило, это приводит к увеличению диаметра РК, следствием чего является высокая периферийная окружная скорость, составляющая для разных типов турбин 400—550 м/с. Ниже рассматриваются представляющие наибольший интерес вопросы оценки прочности РК. Основным элементом конструкции РК является диск, оребрепный или несущий наборные лопатки. Задача расчета напряжений в оребренном диске представляется наиболее сложной. [c.102]

В целом трансзвуковые ступени благодаря повышенным значениям коэффициента нагрузки и высоким окружным скоростям при использовании их в качестве первых ступеней компрессора могут обеспечить адиабатическую работу сжатия воздуха Н —30. .. 60 кДж/кг, что соответствует Лр. = 1,41.. 1,8 при равных илп более высоких значениях осевой скорости воздуха, чем у дозвуковых ступеней. Кроме того, применение высоких окружных скоростей uk > 400. .. 450 м/с) в ступенях вентилятора ДТРД облегчает задачу согласования параметров вентилятора и приводящей его во вращение турбины. Экспериментальные исследования не показали никаких особенностей в работе трансзвуковых ступеней при плавном увеличении (при увеличении частоты вращения) от дозвуковых до сверх- [c.97]

Отметим также особенности распределения работы сжатия между ступенями в осецентробежных и в многоступенчатых центробежных компрессорах. В осецентробежном компрессоре (см. рис. 3.2) последняя (центробежная) ступень вследствие более высокого значения окружной скорости и существенного большего коэффициента нагрузки ц имеет обычно в несколько раз более высокое значение эффективной и соответственно адиабатической работы, чем стоящие впереди нее осевые ступени. Характер распределения работы между ступенями для этого случая показан на рис. 3.11. [c.112]

При неизменно.м значении Pi и Рг, как следует из треугольника скоростей, закрутка воздуха в колесе должна быть примерно пропорциональна и. Следовательно, эффективная и соответственно адиабатическая работа должны изменяться при этом опорцио-нально квадрату окружной скорости, т. е. коэффициент Н должен быть примерно постоянным. Таким образом, безразмерные характеристики ступеней должны гораздо меньше зависеть от окружной скорости колеса, чем характеристики, представленные в обычных координатах. Это подтверждается данными рис. 4.9, где для иллюстрации приведена безразмерная характеристика той же ступени, что и на рис. 4.8. Слабая зависимость безразмерных характеристик от Ык.пр облегчает анализ их протекания. [c.127]

Влияние коэффициента нагрузки цт. Коэффициент нагрузки ступени по определению равен = Пренебрегая отличием работы на валу ступени от работы на окружности колеса на среднем радиусе, йолагая на этом радиусе = и используя формулу [c.213]

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]

Проектирование вентиляторов и компрессоров низкого и высокого давления современных ГТД сопровождается трудностями, присущими созданию авиационного осевого компрессора с высокой степенью повышения давления в ступени при высоком КПД и необходимом запасе устойчивости при работе в напорной системе двигателя. При этом одним из основных путей снижения массы и габаритных размеров авиационного компрессора является уменьшение его внешнего диаметра и числа ступеней. Применение трансзвуковых и сверхзвуковых ступеней позволяет при увеличенных значениях осевой скорости и относительной скорости потока (Мш1 = набегающего на рабочие лопатки, существенно увеличить удельную производительность, т. е. расход воздуха через площадь проходного сечения колеса, или увеличить степень повышения давления в ступени, т. е. уменьшить число ступеней. Специальным профилированием лопаток и рациональной организацией течения в межлопаточных каналах, а также применением повышенных по сравнению с дозвуковыми ступенями коэффициентов нагрузки можно достигнуть высоких значений КПД таких ступеней. В целом трансзвуковые и сверхзвуковые компрессорные ступени благодаря повышенным значениям коэффициентов нагрузки, специально спроектированным профилям и высоким окружным скоростям при использовании их в качестве первых ступеней вентилятора ДТРД или компрессора низкого давления ТРД могут обеспечить степень повышения давления = 1,4-ь1,8. [c.45]

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]

Работа струи на лопатках турбины. Коэффициент скорости для сопел и рабочих лопаток. К.п.д. на окружности колеса активной турбины. Оптимальное отношение и/с. Потеря в сопловом аппарате, рабочем колесе. Потери с выходной скоростью. Влияние безбандажности на к.п.д. турбины. Трение диска о газ. Многоступенчатые активные турбины а/ турбина со ступенями скорости б/ турбина со ступенями давления. [c.175]

Параметры потока в характерных сечениях элементарной ступени при заданной величине коэффициента работы К зависят от закрутки потока при входе в рабочее колесо, окружной скорости и степени радиальности. В качестве примера определим параметры потока в элементарной ступенп осевой турбины при [c.578]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...