Внешние потери в турбинах, эффективный КПД и мощность.
К внешним потерям турбоагрегата относятся механические потери энергии в подшипниках турбин и зубчатой передачи, потери на трение в зубчатом зацеплении редуктора, потери на вентиляцию в ступенях турбины заднего хода, вращающихся при работе турбоагрегата на передний ход в холостую, а также потери от утечки рабочей среды в концевых уплотнениях.
Потери энергии от трения в подшипниках турбин и потери на вентнляцию в ступенях ТЗХ учитываются механическим к. п. д. турбины, представляющим собой отношение суммарной мощности N’eт на выходных фланцах роторов турбин к суммарной внутренней мощности Niт турбин, т. е. ηм = = N’eт!Niт. Аналогично потери на трение в подшипниках и в зубчатом зацеплении редуктора учитываются механическим к.п.д. зубчатой передачи (редуктора), равным отношению эффективной мощности Nет (мощности на выходном фланце редуктора) турбоагрегата к суммарной мощности на фланцах турбин, т. е. ηp = Nет/N’eт.
Скорость истечения потока из уравнения энергии и количества движения.12-13
5.2Теоретические и действительные напоры компрессорных ступеней (осевых и центробежных ). Изоэнтропийный КПД.
Последняя формула показывает, что теоретический напор центробежной компрессорной ступени с радиальными рабочими лопатками при осевом входе в отличие от теоретического напора ступени осевого компрессора не зависит от расхода воздуха.
Полные переметры рабочей среды39
|
|
|
Расход рабочей среда в соплах 55
Форма канала до и сверх звукового сечения
Скорость и режим течения рабочей среды принято оценивать безразмерRым
числом М (число Маха), под которым понимается отношение местной
скорости потока к скорости звука, вычисленной по статическим параметрам
в потоке в рассматриваемом сечении, т. е. М=с/а где а - скорость звука, определяемая по формуле (4.43). Поток при М < 1,0 называется дозвуковым, так как его скорость меньше скорости звука, а при М > 1,0 - сверхзвуковым. При: М = 1,0 течение рабочей среды называется критическим. На рис. 4.7 по формулам (4.35) и (4.32) и уравнению изоэнтропы построены кривые, показывающие характер изменения расхода Gt, скорости истечения с1t и удельного объема v1t в выходном сечении сопла в зависимости от отношений давлений E 1 = р 1/р'о при неизменных начальных параметрах
(Р°о = coпst, v'o = const). Из рис. 4.7 ясно что в области дозвукового истечения (E 1 > Eкр) при уменьшении Е 1 (в рассматриваемом случае - снижении давления р1 за соплом) расход возрастает. При критическом течении (Е 1 = Екр) расход становится максимальным. В области сверхзвукового истечения (Е1 < < Екр) расход через сопло при уменьшении Е1 согласно формуле (4.35) уеньшается и при Е 1 = О становится равным нулю. Опыты подтверждают увеличение расхода через сопло при уменьшении 8 1 в дозвуковой области истечения, но не подтверждают снижение расхода в области сверхзвукового истечения. В действительности, достигнув наибольшего значения при критическом отношении давлений, расход через сопло в дальнейшем при всех значениях Е1 < Екр остается неизменным и равным максимальному (линия mn).
|
|
|
8.2 Зависемость теоретического напора центробежного компрессора и степени реактивности от b2л.
Выясним, как влияет на теоретический напор центробежной ступени угол β2 выхода потока из рабочего колеса. Будем полагать, что вход потока в рабочее колесо - осевой, поэтому теоретический напор ступени согласно формуле 
Из рис. 9.5, а имеем 
где C2r - проекция абсолютной скорости с2 выхода из рабочего колеса на радиальное направление. Формула (9.11) показывает, что наибольший напор будет развивать компрессор, у которого угол В 2 выхода потока из рабочего колеса наименьший. Таким является компрессор с лопатками рабочего колеса, загнутыми вперед. С увеличением угла В 2 напор уменьшается, поэтому наименьший
напор имеет компрессор, лопатки которого загнуты назад. Компрессор с радиальными лопатками рабочего колеса занимает промежуточное положение между компрессорами с лопатками рабочего колеса, загнутыми вперед и назад. Физический смысл зависимости напора от угла В2 усматривается из выходных треугольников скоростей компрессоров с различным типом рабочего колеса, приведенных на рис. 9.5. Из треугольников скоростей ясно, что с увеличением угла В2 выхода уменьшается проекция с2u абсолютной скорости с2 на окружное направление, а следовательно, уменьшается и изменение момента количества движения потока от входного сечения к выходному сечению, обусловливающее согласно уравнению Эйлера значение теоретического напора ступени.
|
|
|
Дата добавления: 2020-04-25; просмотров: 270; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!