Ответы на экз. вопросы 2 - Турбины (Шпаргалки и ответы к экзамену), страница 10
Описание файла
Файл "Ответы на экз. вопросы 2 - Турбины" внутри архива находится в папке "Шпаргалки и ответы к экзамену". Документ из архива "Шпаргалки и ответы к экзамену", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "основы теории и проектирования турбонасосных агрегатов" из 7 семестр, которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "к экзамену/зачёту", в предмете "основы теории и проектирования турбонасосных агрегатов" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "Ответы на экз. вопросы 2 - Турбины"
Текст 10 страницы из документа "Ответы на экз. вопросы 2 - Турбины"
В турбостроении часто применяют коэффициент окружной работы Lл=Lл/u2=(c1uc2u)/u, определяемый на режиме дmax и характеризующий степень использования допустимой окружной скорости.
Если учесть потери на вентиляцию, трение диска, выталкивание и утечку газа через зазоры, то внутренняя работа турбины
Li=Lл(Zвент+Zтр+Zвыт+Zзаз).
Внутренним КПД турбины называют отношение i=Li/Lt0. С учетом механических потерь эффективная (полезная) работа турбины Le=LiLмех.
Полный КПД турбины
e=Le/Lt0=iмех.
В общем случае
e=Ne/(Lt0mт), (12)
где Neэффективная мощность (мощность на валу) турбины.
Изображение действительных процессов турбины в тепловых диаграммах:
Вопрос №41.
Потери в турбине из-за парциальности, утечек,
трения диска и бандажа о газ.
Исходя из физической картины течения в парциальной ступени условно потери, связанные с парциальностью, можно разделить на четыре группы:
1) вентиляционные потери (т.е. потери, связанные с возникновением тормозящего колеса момента от обратных перетеканий, перемешивания и завихрения газа и трения кромок лопаток при движении колеса вдоль глухой стенки); относительные потери на вентиляцию:
2) потери на “выталкивание” (т.е. потери, связанные с затратой энергии на ускорение заторможенного газового потока в межлопаточных каналах, пришедших из нерабочей зоны);
3) потери от внезапного расширения на границах дуги впуска;
4) потери, связанные с перетеканием газа в окружном направлении.
Оценить влияние каждой из потерь опытным путем весьма затруднительно, поскольку они взаимосвязаны. Но в ряде исследований предложены формулы для оценки отдельных видов потерь, связанных с парциальностью.
П
отери, связанные с перетеканием газа в окружном направлении, учитываются уменьшением скоростного коэффициента рабочих лопаток:
Первые три группы потерьвентиляционные потери, потери на “выталкивание” и потери от внезапного расширения рекомендуется оценивать суммарно по формуле
О
тносительные потери утечек через радиальный зазор активной турбины ориентировочно можно определить по эмпирической формуле
р.з=1,5[р.з+(0,30,5)]/hл,
где р.зрадиальный зазор. мм; hлвысота лопатки, мм.
В реактивной турбине без бандажа
р.з=(0,750,85)[Dнр.з/(Dсрhлsin2л)].
Относительные потери в осевом зазоре для рабочего колеса без бандажа (nc число групп сопл)
о.з=0,01[1+(1л)/nc]о.з.
Применение бандажа уменьшает потери на утечку в 23 раза.
Суммарные потери энергии в зазорах
Zзаз=(р.з+о.з)Lt0, (3)
где Lt0адиабатная работа газа в ступени турбины.
В центростремительных турбинах имеют место утечки через боковой зазор между корпусом и колесом. Величина утечек прямо пропорциональна относительной площади зазора:
б.з=F3/F2,
где F3кольцевая площадь зазора в выходной части рабочего колеса; F2площадь выхода из рабочего колеса.
Потери энергии
Zб.з=б.зLt0. (4)
Относительные потери на трение диска
Д
ля осевых турбин с большим отношением Dср/h1л заметную величину может составлять мощность трения на наружной поверхности бандажа. Эта мощность является мощностью сопротивления вращению цилиндра в цилиндре.
Выражение для мощности трения бандажа запишем так:
bбандширина бандажа;
Dбанд=Dср+h1лнаружный диаметр колеса с бандажом;
Сбандкоэффициент трения бандажа.
При 2r/Dбанд=0,0170,21 (где rрадиальный зазор между колесом и корпусом) Сбанд можно представить в виде
Вопрос №50.
Потери в проточной части турбины (в сопловом аппарате, рабочем колесе,
с выходной скоростью).
Относительные потери утечек через радиальный зазор активной турбины ориентировочно можно определить по эмпирической формуле
р.з=1,5[р.з+(0,30,5)]/hл,
где р.зрадиальный зазор. мм; hлвысота лопатки, мм.
В реактивной турбине без бандажа
р.з=(0,750,85)[Dнр.з/(Dсрhлsin2л)].
Относительные потери в осевом зазоре для рабочего колеса без бандажа (nc число групп сопл)
о.з=0,01[1+(1л)/nc]о.з.
Применение бандажа уменьшает потери на утечку в 23 раза.
Суммарные потери энергии в зазорах
Zзаз=(р.з+о.з)Lt0, (3)
где Lt0адиабатная работа газа в ступени турбины.
В центростремительных турбинах имеют место утечки через боковой зазор между корпусом и колесом. Величина утечек прямо пропорциональна относительной площади зазора:
б.з=F3/F2,
где F3кольцевая площадь зазора в выходной части рабочего колеса; F2площадь выхода из рабочего колеса.
Потери энергии
Zб.з=б.зLt0. (4)
Потери с выходной скоростью. Наименьшее значение с2 получается при осевом выходе скорости 2=90. Потери энергии
Zв=с22/2.
Относительные потери
в=Zв/Lt0 (5)
48