Вентиляционные потери в турбине

Классификация потерь в турбине. Общая классификация тепловых двигателей. Обзор развития паровых турбин

Страницы работы

Содержание работы

Классификация потерь в турбине.

Все потери, возникающие в турбине можно разделить на 2 группы: внутренние и внешние.

Внутренние непосредственно влияют на состояние рабочего тела при его расширении в турбине. Это потери в клапанах, в сопловых и рабочих решетках, с выходной скоростью, на трение дисков, на вентиляцию и выколачивание, от утечек через внутренние зазоры, от влажности пара, в выхлопном патрубке.

Внешние потери не влияют на изменение состояния пара. К ним относятся механические и от утечек пара через концевые уплотнения пара.

Потери в соплах.

Потери кинетической энергии в соплах возникают за счет трения потока о стенки сопел, поворота струи, нарастания погранслоя, образования вихрей и т.д. Они учитываются скоростным коэффициентом φ, который зависит от размеров соплового канала, состояния поверхности стенок сопла, скорости пара, размеров канала. φ=0,93÷0,98.

Потери энергии в соплах определяются как: .

Потери на рабочих лопатках.

Суммарные потери на рабочих лопатках учитываются коэффициентом скорости ψ. Для реактивных лопаток (ρ≈0,5) ψ=0,96÷0,98, для лопаток с умеренной реактивностью и для активных лопаток он н иже.

Потери энергии в рабочих лопатках определяются:

Потери с выходной скоростью.

На выходе с рабочих лопаток пар обладает определенной скоростью. В многоступенчатых турбинах кинетическая энергия отработанного пара может быть частично использована в соплах последней ступени. Для этого зазор между рабочими лопатками и соплами следующей ступени должен быть минимальным. При большом зазоре энергия выходной скорости полностью превращается в тепло с повышением энтропии.

Эти потери для данной ступени равны: .

Потери в клапанах.

При прохождении пара через стопорный и регулирующий клапаны его давление снижается до Р, т.е. происходит дросселирование пара. При этом энтальпия не изменяется. Вследствие начального дросселирования располагаемый теплоперепад уменьшается на ΔНК.

Потери давления от дросселирования при полностью открытых клапанах составляют 3-5% от Р.

Потери в выпускном патрубке.

Пару, выходящему из последней ступени, надо преодолеть аэродинамическое сопротивление выпускного патрубка. В правильно выполненном патрубке это сопротивление можно преодолеть за счет кинетической энергии потока пара , выходящего из последней ступени. В этом случае давление на входе в конденсатор РК будет совпадать с давлением Р2 за последней ступенью, но чаще всего кинетической энергии не хватает на преодоление сопротивления патрубка и поэтому за последней ступенью устанавливается давление РК>P2.

Располагаемый теплоперепад турбины уменьшается на величину .

Величина потерь в выходном патрубке составляет:

.

где сп – скорость пара в выпускном патрубке; λ=0,07÷0,1 – опытный коэффициент.

Потери на трение дисков.

Между вращающимся диском и окружающим его паром возникает трение, вращающийся диск захватывает находящиеся вблизи частицы рабочего тела и сообщает им ускорение. На трение и ускорение затрачивается определенное количество энергии, которое повышает энтальпию пара. Потери энергии на трение диска в ступени определяются:

Nтр – мощность, затрачиваемая на трение диска; G – расход пара через ступени.

Ктр – коэффициент трения; dд – диаметр диска; uд – окружная скорость вращения на периферии диска; υ – удельный средний объем пара в средней ступени.

Потери на вентиляцию и выколачивание.

В ступенях с парциальным подводом пара на рабочие лопатки пар поступает не по всей ее окружности, а только по некоторой ее части. Парциальный подвод пара применяется, когда объемный расход пара небольшой.

На длине дуги не занятой соплами происходит вихревое движение в каналах лопаток, при этом на перемещение, вентиляцию пара затрачивается часть энергии системы. При парциальном впуске потока пара, только та часть лопаточных каналов диска заполнена рабочим паром, которая в данный момент находится напротив сопел. Все остальные каналы заполнены не рабочим паром, на выталкивание которого пар затрачивает часть своей энергии. Потери энергии на выталкивание называют потерями на выколачивание. На преодоление указанных сопротивлений требуется затрата механической работы, которая увеличивает энтальпию пара.

Читайте также:  Универсальный эксцентрик для вытяжки

Тепловые потери, связанные с парциальным подводом пара обозначим hп:

Потери через внутренние зазоры в активной и реактивной ступенях.

Вследствие разности давлений Р1 – через зазор между ступицей и диафрагмой протекает некоторое количество пара – Gут, минуя сопловой агрегат и не совершая полезной работы.

Источник

Внутренние потери. Потери трения и вентиляции.

Вращающийся диск увлекает близлежащие частицы в круговое движение со скоростью-u. Скорость частиц, прилегающих к стенке корпуса турбины, равна нулю, а средняя скорость Cср в промежуточных точках камеры зависит от шероховатости поверхности диска и корпуса.

Если шероховатость диска больше, чем шероховатость корпуса, то Сср ближе к u и наоборот. Распределение скоростей может быть представлено на рисунке.

За счет центробежных сил, которые испытывают частицы пара, прилегающие к диску, возникает вихревое движение в меридиональном сечении: у диска частицы движутся от центра к периферии, а у стенки наоборот от периферии к центру.

Вентиляционные потери возникают за счет вращения лопаток к среде, заполненной паром. Потеря на вентиляцию тем больше, чем меньше степень парциальности. Вентиляционный эффект заключается в подсасывании жидкости в корневой области лопатки и выхода ее из рабочих каналов к периферии. Кроме того, поскольку на периферии за счет вращения диска возникает повышенное давление, то возможно образование течения на периферии из пространства перед лопатками в пространство за лопатками, а у корня наоборот.

С целью уменьшения вентиляционных потерь стараются между корпусом и дисками оставлять наименьший зазор. С этой целью в парциальных турбинах, в зонах где нет сопел, делают специальные желоба. У турбин, которые имеют ε = 1, потерями на вентиляцию пренебрегают.

Потери на трение и вентиляцию зависят:

1. от удельного веса среды – чем больше вес, тем больше потери.

2. от размера диска и высоты лопаток.

3. от величины окружной скорости u.

Для определения величины этих потерь существует целый ряд эмпирических формул.

Пренебрегая влиянием вихревого потока и полагая, что сила трения пропорциональна

квадрату разности скоростей, можно написать равенство между силой трения на поверхности корпуса и на поверхности диска.

Выделим элементарную кольцевую поверхность радиусом r и шириной dr и

найдем элементарную силу трения о корпус, равную силе трения о диск.

Полагаем, что трение пропорционально площади трения, плотности и квадрату разности скоростей

(1)

где и — коэффициент трения пара о стенку и диск.

Если эти коэффициенты в уравнении (1) известны, то отношение — средней окружной скорости вращения пара к окружной скорости элементарной кольцевой поверхности диска из уравнения (1) выразится так

при = → ν = 0,5

Элементарная мощность трения равна произведению силы трения на скорость и на коэффициент 2, учитывающий обе поверхности вращающегося диска.

и

пренебрегая и заменяя r2 через d2, получим

Обычно это выражение записывают так

, Вт

Эта формула дает только качественную картину. Обычно пользуются полуэмпирическими формулами.

Картина течения жидкости в корпусе при вращении диска несколько сложна, что точной теории не разработано до настоящего времени.

Согласно опытам Шульца – Грунова (Четтинген) мощность трения может быть подсчитана по уравнениям:

при Re 4

при 3·10 4 5

при Re > 6·10 5

Здесь d – диаметр диска; u — окружная скорость; s — зазор между стенкой и диском.

Как видно из уравнения для Nтр сила трения зависит от числа Рейнольдса , где μ — динамическая вязкость, коэффициента трения . Кроме того на величину мощности трения оказывает значение величина относительного зазора.

Б.М.Трояновский в дисковой конструкции ступени рекомендует учитывать потери от трения диска о пар по формуле

где ; F1 – площадь всех сопел.

Потери от парциальности М.Е. Дейг и Б.М. Трояновский рекомендуют применять по формуле

где i – количество дуг подвода пара и

Для определения мощности, расходуемой на трение и вентиляцию профессор А.В. Щегляев рекомендует пользоваться формулой Стодола:

, кВт.

λ = 1,0 для перегретого пара

λ = 1,2 – 1,3 для насыщенного пара

ε — степень парциальности

ek — относительная дуга облакачивания, защищенная кожухом.

u, м/сек — окружная скорость на среднем диаметре.

ρ, кг/м 3 — плотность пара в камере диска.

l2 — длина лопатки в см.

d — диаметр диска в м.

Для определения мощности, расходуемой на трение и вентиляции, может быть использована формула, приводимая Абрамовичем.

Читайте также:  Как регулировать обороты бытового вентилятора

, л.с.

n — число оборотов, об/м.

D — средний диаметр облакачивания

γ — удельный вес среды

ls — высота рабочих лопаток, в м.

к1 – коэффициент, учитывающий потери на вентиляцию

к2 — коэффициент, учитывающий потери на трение.

При определении потерь только на вентиляцию следует к2 приравнять к нулю. При определении потерь только на трение следует к1 приравнять к нулю.

По опытным данным для облакаченного венца, вращающегося полностью в паровой среде (ε = 0) коэффициент имеет значение:

к1 = 24 для одновенечного колеса

к1 = 28 для двухвенечного колеса

к1 = 38 для трехвенечного колеса

Если лопатки движутся кромками вперед, то к1 следует увеличивать в 1,3 – 1,5 раза, а при прикрытии лопаточного венца кожухом к1 может быть снижен на 30%. к2 = 0,6.

Фирма «Дженерал Электрик» предлагает свою формулу расчета:

, кВт

а1— доля нерабочей дуги колеса, прикрытой паровым щитком.

а2 – доля неприкрытой дуги колеса.

n =755 для одновенечных колес.

к = 76·В – 260 (где В – ширина лопатки в см.) — для двухвенечных колес.

Формулы для подсчета потерь на трение и вентиляцию, предлагаемые различными авторами, дают результаты, различающиеся между собой в 5 – 10 раз. Инженер А.Д. Межерицкий экспериментально установил, что эти потери зависят в значительной мере от геометрических параметров решетки профилей и от величины осевого и радиального зазоров между корпусом и лопатками.

На основании своих экспериментов он рекомендует следующую формулу для определения вентиляционных потерь

, л.с.

Здесь и принимаются по графикам в зависимости от геометрического угла профиля и шага t.

Коэффициенты, характеризующие влияние зазоров на вентиляционные потери, берутся из графика.

Если располагаемую мощность ступени выразить как

, то коэффициент потерь на трение и вентиляцию можно найти как

, где Nт.в. в Вт.

В тепловых единицах потеря на трение и вентиляцию будет

, Дж/кг или

Мощность, затраченная на трение и вентиляцию, идет на повышение теплосодержания пара в ступени. В is-диаграмме эта потеря откладывается на линии постоянного давления.

В реактивных турбинах потерями на трение и вентиляцию обычно пренебрегают из-за ее малости.

Дата добавления: 2015-07-22 ; просмотров: 2461 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Источник

Внутренние потери. Потери трения и вентиляции.

Вращающийся диск увлекает близлежащие частицы в круговое движение со скоростью-u. Скорость частиц, прилегающих к стенке корпуса турбины, равна нулю, а средняя скорость Cср в промежуточных точках камеры зависит от шероховатости поверхности диска и корпуса.

Если шероховатость диска больше, чем шероховатость корпуса, то Сср ближе к u и наоборот. Распределение скоростей может быть представлено на рисунке.

За счет центробежных сил, которые испытывают частицы пара, прилегающие к диску, возникает вихревое движение в меридиональном сечении: у диска частицы движутся от центра к периферии, а у стенки наоборот от периферии к центру.

Вентиляционные потери возникают за счет вращения лопаток к среде, заполненной паром. Потеря на вентиляцию тем больше, чем меньше степень парциальности. Вентиляционный эффект заключается в подсасывании жидкости в корневой области лопатки и выхода ее из рабочих каналов к периферии. Кроме того, поскольку на периферии за счет вращения диска возникает повышенное давление, то возможно образование течения на периферии из пространства перед лопатками в пространство за лопатками, а у корня наоборот.

С целью уменьшения вентиляционных потерь стараются между корпусом и дисками оставлять наименьший зазор. С этой целью в парциальных турбинах, в зонах где нет сопел, делают специальные желоба. У турбин, которые имеют ε = 1, потерями на вентиляцию пренебрегают.

Потери на трение и вентиляцию зависят:

1. от удельного веса среды – чем больше вес, тем больше потери.

2. от размера диска и высоты лопаток.

3. от величины окружной скорости u.

Для определения величины этих потерь существует целый ряд эмпирических формул.

Пренебрегая влиянием вихревого потока и полагая, что сила трения пропорциональна

квадрату разности скоростей, можно написать равенство между силой трения на поверхности корпуса и на поверхности диска.

Выделим элементарную кольцевую поверхность радиусом r и шириной dr и

найдем элементарную силу трения о корпус, равную силе трения о диск.

Читайте также:  Схемы вентиляторов орбита 5р

Полагаем, что трение пропорционально площади трения, плотности и квадрату разности скоростей

(1)

где и — коэффициент трения пара о стенку и диск.

Если эти коэффициенты в уравнении (1) известны, то отношение — средней окружной скорости вращения пара к окружной скорости элементарной кольцевой поверхности диска из уравнения (1) выразится так

при = → ν = 0,5

Элементарная мощность трения равна произведению силы трения на скорость и на коэффициент 2, учитывающий обе поверхности вращающегося диска.

и

пренебрегая и заменяя r2 через d2, получим

Обычно это выражение записывают так

, Вт

Эта формула дает только качественную картину. Обычно пользуются полуэмпирическими формулами.

Картина течения жидкости в корпусе при вращении диска несколько сложна, что точной теории не разработано до настоящего времени.

Согласно опытам Шульца – Грунова (Четтинген) мощность трения может быть подсчитана по уравнениям:

при Re 4

при 3·10 4 5

при Re > 6·10 5

Здесь d – диаметр диска; u — окружная скорость; s — зазор между стенкой и диском.

Как видно из уравнения для Nтр сила трения зависит от числа Рейнольдса , где μ — динамическая вязкость, коэффициента трения . Кроме того на величину мощности трения оказывает значение величина относительного зазора.

Б.М.Трояновский в дисковой конструкции ступени рекомендует учитывать потери от трения диска о пар по формуле

где ; F1 – площадь всех сопел.

Потери от парциальности М.Е. Дейг и Б.М. Трояновский рекомендуют применять по формуле

где i – количество дуг подвода пара и

Для определения мощности, расходуемой на трение и вентиляцию профессор А.В. Щегляев рекомендует пользоваться формулой Стодола:

, кВт.

λ = 1,0 для перегретого пара

λ = 1,2 – 1,3 для насыщенного пара

ε — степень парциальности

ek — относительная дуга облакачивания, защищенная кожухом.

u, м/сек — окружная скорость на среднем диаметре.

ρ, кг/м 3 — плотность пара в камере диска.

l2 — длина лопатки в см.

d — диаметр диска в м.

Для определения мощности, расходуемой на трение и вентиляции, может быть использована формула, приводимая Абрамовичем.

, л.с.

n — число оборотов, об/м.

D — средний диаметр облакачивания

γ — удельный вес среды

ls — высота рабочих лопаток, в м.

к1 – коэффициент, учитывающий потери на вентиляцию

к2 — коэффициент, учитывающий потери на трение.

При определении потерь только на вентиляцию следует к2 приравнять к нулю. При определении потерь только на трение следует к1 приравнять к нулю.

По опытным данным для облакаченного венца, вращающегося полностью в паровой среде (ε = 0) коэффициент имеет значение:

к1 = 24 для одновенечного колеса

к1 = 28 для двухвенечного колеса

к1 = 38 для трехвенечного колеса

Если лопатки движутся кромками вперед, то к1 следует увеличивать в 1,3 – 1,5 раза, а при прикрытии лопаточного венца кожухом к1 может быть снижен на 30%. к2 = 0,6.

Фирма «Дженерал Электрик» предлагает свою формулу расчета:

, кВт

а1— доля нерабочей дуги колеса, прикрытой паровым щитком.

а2 – доля неприкрытой дуги колеса.

n =755 для одновенечных колес.

к = 76·В – 260 (где В – ширина лопатки в см.) — для двухвенечных колес.

Формулы для подсчета потерь на трение и вентиляцию, предлагаемые различными авторами, дают результаты, различающиеся между собой в 5 – 10 раз. Инженер А.Д. Межерицкий экспериментально установил, что эти потери зависят в значительной мере от геометрических параметров решетки профилей и от величины осевого и радиального зазоров между корпусом и лопатками.

На основании своих экспериментов он рекомендует следующую формулу для определения вентиляционных потерь

, л.с.

Здесь и принимаются по графикам в зависимости от геометрического угла профиля и шага t.

Коэффициенты, характеризующие влияние зазоров на вентиляционные потери, берутся из графика.

Если располагаемую мощность ступени выразить как

, то коэффициент потерь на трение и вентиляцию можно найти как

, где Nт.в. в Вт.

В тепловых единицах потеря на трение и вентиляцию будет

, Дж/кг или

Мощность, затраченная на трение и вентиляцию, идет на повышение теплосодержания пара в ступени. В is-диаграмме эта потеря откладывается на линии постоянного давления.

В реактивных турбинах потерями на трение и вентиляцию обычно пренебрегают из-за ее малости.

Дата добавления: 2016-06-29 ; просмотров: 2146 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Источник

Поделиться с друзьями
Вентилиция и кондиционирование
Adblock
detector