Турбины (1051847), страница 9

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

Текст из файла (страница 9)

Осевые турбины могут быть активными и реактивными. В сопловом аппарате реактивных турбин часть общего перепада давления газа преобразуется в скоростной напор, а оставшаяся часть перепада срабатывается на лопатках турбины. Один ряд лопаток колеса совместно с сопловым аппаратом является ступенью турбины. Турбины бывают одно- и многоступенчатыми, при этом два ряда лопаток колеса от двух ступеней могут располагаться на одном диске. В настоящее время широко распространены одно- и двухступенчатые осевые турбины и одноступенчатые радиальные турбины. Совокупность подвижных вращающихся элементов турбины называют ротором, а неподвижных статором турбины.

Вопрос № 42.

Механические потери.

К механическим потерям относят потери в уплотнениях вала и подшипниках турбины. В турбонасосных агрегатах потери в уплотнениях вала и подшипниках турбины относят к механическим потерям насосов. Поэтому для турбин ТНА механический КПД _мех принимается равным единице.

Вопрос №43.

Эффективный (полный) КПД.

М
ощность турбины, передаваемая на вал, т.е. эффективная мощность турбины N_т, определяется разностью окружной мощности и потерь ступени. Так как механический КПД турбины ТНА можно принимать равным единице, то будем полагать, что эффективная и внутренняя мощность будут тождественны. Для осевой турбины, имеющей лопатки с бандажом, выражение для N_т запишется в виде

И
з формулы (1) найдем эффективную работу турбины L_т=N_т/G:

соответственно работа трения диска, работа трения бандажа и работа потерь, связанных с парциальностью.

Р
азделив L_т на L_ад^*, определим эффективный (полный) КПД турбины:

коэффициенты потерь ступени.

С помощью определенных соотношений получим выражения для коэффициентов потерь _тр.д, _тр.б, _. Для этого расход (при отсутствии перекрыш лопаток колеса) выразим через площадь, ометаемую лопатками колеса (_т=0):

G=₁D_срh_1лс_адsin₁. (5)

Т
огда получим

Вопрос № 52.

Определение окружного КПД для одноступенчатой активной турбины

и для двухступенчатой активной турбины со ступенями скорости.

О
кружной КПД таких турбин определяется соотношением:

Для одноступенчатой активной турбины члена L_uII в выражении (1) не будет.

П
роведя вывод, и принимая _I=_н.а=_II= для симметричных лопаток, получим

Взяв первую производную от выражения (2) и приравняв ее нулю, при =1 получим

Э
то же соотношение можно получить наглядно из рассмотрения треугольников скоростей, построенных без учета потерь в лопатках и симметричных профилях.

При выбранных условиях: _1I=_2I; c_1II=c_2I; _1II=_2II; c_2uII=0,

из треугольников скоростей получим

с_1Icos₁=4u,

или

Д

ля z ступеней соответственно получим

Оптимум КПД по u/c₁ с увеличением числа ступеней сдвигается влево.

Чем больше число ступеней, тем большим можно выбирать угол ₁. Это объясняется тем, что доля потерь с выходной скоростью (определяемой осевой составляющей скорости, зависящий от угла ₁) снижается с увеличением числа ступеней, а изгиб профилей уменьшается с увеличением угла ₁, следовательно, значение  лопаток увеличивается, что особенно заметно в многоступенчатых турбинах.

Вопрос №45.

Потери в турбине, номенклатура КПД. Изображение процесса расширения в активной и реактивной ступени на i-S диаграмме.

П
отери в сопловом аппарате: Суммарные потери в сопловом аппарате можно представить как сумму профильных и концевых потерь, которые учитывают одним обобщенным коэффициентом . У сопловой решетки  можно определить по экспериментальным графикам или эмпирическим зависимостям, например для дозвукового соплового аппарата

где h_cвысота соплового аппарата на выходе, мм.

Д
ля сопловой решетки в зависимости от относительной высоты лопаток h_c/b_л коэффициент

где b_лширина лопатки. Обычно =0,970,92.

П
отери энергии в соплах

Относительные потери

_с=Z_c/L_t0 (1)

Потери на лопатках рабочего колеса. Эти потери аналогичны потерям в сопловом аппарате. Кроме того, на рабочих лопатках имеют место потери перетекания газа через торцовые зазоры между рабочим колесом и корпусом, потери из-за неравномерности поступления газа на лопатку у парциальных турбин и волновые потери у сверхзвуковых турбин. Потери на лопатках оцениваются обобщенным коэффициентом .

Потери на лопатках дозвуковых турбин во многом зависят от кривизны каналов, связанных с суммой углов _1л + _2л. Поэтому на практике турбостроения пользуются опытной зависимостью коэффициента  от суммы _1л + _2л, при этом учитывается поправка k_w изменения коэффициента  в зависимости от величины w₁.

У сверхзвуковых турбин обычно =0,880,86.

Потери энергии на лопатках рабочего колеса

д
ля активных турбин

д
ля реактивных осевых турбин

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 (4)

Потери на вентиляцию, трение диска, выталкивание и утечку газа. Вентиляционные потери присущи парциальным турбинам и вызываются вентиляторным действием рабочих лопаток в моменты непоступления на них газа, засасывание газа из зазоров на участках, где нет сопл, прерывистостью поступления газа на колесо. Уменьшение парциальности турбины до _л=0,30 относительно мало влияет на экономичность турбины. При дальнейшем уменьшении _л экономичность турбины значительно падает. У турбины с парциальностью _л=1 вентиляторные потери отсутствуют. Ниже приводятся эмпирические формулы для возможной оценки различных видов потерь.

О
тносительные потери на вентиляцию

О
тносительные потери на трение диска

Иногда потери на трение и на вентиляцию определяют обобщенной формулой

г
де _о.зосевой зазор между соплами и колесом турбины.

Потери на выталкивание (“выколачивание”) газаэто потери энергии выходящего из сопла потока на ускорение застойной массы газа, заполняющей межлопаточные каналы рабочего колеса парциальной турбины на участках, где нет сопл.

Относительные потери на выталкивание

_выт=0,11(b_лh_л/F_а)_лn_c(u/c_1t),

где b_лширина лопатки; F_aплощадь выходных окон сопл; _ллопаточный КПД турбины; n_cчисло групп сопл.

Общие потери энергии

L_общ=(_вент+_тр+_выт)L_t0 (7)

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, (8)

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. (9)

Механические потери: Механические потери учитывают потери на трение в подшипниках и узлах уплотнения. Они обычно составляют 13%.

Коэффициент полезного действия.: Располагаемая работа турбины L_t0 эквивалентна адиабатическому перепаду теплоты от начальных (заторможенных) параметров газа р_вх.о и Т_вх.о до конечных параметров р₂ и Т₂.

В практике турбостроения принято несколько КПД.

Работа турбины с гидравлическими потерями выражается величиной L_г=L_t0(Z_cZ_л). Отношение L_г/L_t0=_ад называют адиабатическим коэффициентом, характеризующим степень совершенства проточной части турбины.

Работа на лопатках или окружная работа турбины

L_л=L_t0(Z_c+L_л+Z_в).

Для активной турбиныточно, а для реактивнойприблизительно эта величина совпадает с вычисленной по формуле Эйлера:

L_т=с_1uu₁c_2uu₂. (10)

Уравнение (10) не совсем точно для реактивной турбины из-за того, что в рабочем колесе используется часть теплоты, выделенной в сопловом аппарате за счет потерь. Необходимо учитывать, что (10) получено при условии ₂>90, если же ₂90, как это имеет место у большинства турбин, то с_2u должен иметь знак плюс.

Таким образом, общим для всех случаев ₂ будет

L_т=с_1uu₁c_2uu₂. (11)

Отношение L_л/L_t0=_л называют окружным или лопаточным КПД:

_л=1_с_л_в.

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.

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)