Ответы на экз. вопросы 2 - Турбины (1051844), страница 10

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 10)

В турбостроении часто применяют коэффициент окружной работы L_л=L_л/u²=(c_1uc_2u)/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

L_i=L_л(Z_вент+Z_тр+Z_выт+Z_заз).

Внутренним КПД турбины называют отношение _i=L_i/L_t0. С учетом механических потерь эффективная (полезная) работа турбины L_e=L_iL_мех.

Полный КПД турбины

_e=L_e/L_t0=_i_мех.

В общем случае

_e=N_e/(L_t0m_т), (12)

где N_eэффективная 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 потерьвентиляционные 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+(0,30,5)]/h_л,

где _р.зрадиальный зазор. мм; h_лвысота лопатки, мм.

В реактивной турбине без бандажа

_р.з=(0,750,85)[D_н_р.з/(D_срh_лsin_2л)].

Относительные потери в осевом зазоре для рабочего колеса без бандажа (n_c число групп сопл)

_о.з=0,01[1+(1_л)/n_c]_о.з.

Применение бандажа уменьшает потери на утечку в 23 раза.

Суммарные потери энергии в зазорах

Z_заз=(_р.з+_о.з)L_t0, (3)

где L_t0адиабатная 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 F₃кольцевая площадь зазора в выходной части рабочего колеса; F₂площадь выхода из рабочего колеса.

Потери энергии

Z_б.з=_б.зL_t0. (4)

Относительные потери на трение диска

Д
ля осевых турбин с большим отношением D_ср/h_1л 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:

г
де

b_бандширина бандажа;

D_банд=D_ср+h_1лнаружный диаметр колеса с бандажом;

С_бандкоэффициент трения бандажа.

При 2r/D_банд=0,0170,21 (где rрадиальный зазор между колесом и корпусом) С_банд 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+(0,30,5)]/h_л,

где _р.зрадиальный зазор. мм; h_лвысота лопатки, мм.

В реактивной турбине без бандажа

_р.з=(0,750,85)[D_н_р.з/(D_срh_лsin_2л)].

Относительные потери в осевом зазоре для рабочего колеса без бандажа (n_c число групп сопл)

_о.з=0,01[1+(1_л)/n_c]_о.з.

Применение бандажа уменьшает потери на утечку в 23 раза.

Суммарные потери энергии в зазорах

Z_заз=(_р.з+_о.з)L_t0, (3)

где L_t0адиабатная 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 F₃кольцевая площадь зазора в выходной части рабочего колеса; F₂площадь выхода из рабочего колеса.

Потери энергии

Z_б.з=_б.зL_t0. (4)

Потери с выходной скоростью. Наименьшее значение с₂ получается при осевом выходе скорости ₂=90. Потери энергии

Z_в=с₂²/2.

Относительные потери

_в=Z_в/L_t0 (5)

48

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)