Cтраница 3
Дж - кг; с 2 - неиспользованная в данной ступени удельная кинетическая энергия отработавшего пара при выходе с рабочей лопатки, называемая выходной потерей, Дж / кг. [31]
Потеря энергии на выходе из колеса ( в колесах закрытого типа поворот потока при входе в воронку колеса) и на протекание по отводящему диффузору определяются как одна выходная потеря. При этом предполагается, что теряется полный скоростной напор абсолютной скорости на выходе из колеса. [32]
Это количество энергии называют выходной потерей. Особенностью выходной потери является возможность ее полного или частичного использования при работе пара в последующих ступенях турбины. [33]
Поэтому определяется суммарная выходная потеря. При этом предполагается, что теряется полный скоростной напор абсолютной скорости на выходе из колеса. [34]
В 2 5 мм, то при высоте сопла 25 мм получается / t 30 мм, 1Н - 35 мм и / 2 40 мм. Так как р2 определяет выходную потерю и поэтому не может быть сильно изменено, то требуемое соотношение между высотами лопаток может быть достигнуто путем значительного уменьшения выходных углов сопла, а также первой и направляющей лопаток Например, в серийных машинах Невского завода им. Малая величина угла jj способствует также увеличению высоты сопла или увеличению степени парциаль-ности, что особенно благоприятно отражается на к. [35]
С уменьшением угла выхода из сопел ах снижается выходная потеря и увеличивается относительная ширина bJD направляющего аппарата. Уменьшение угла рг тоже благоприятно сказывается на уменьшении выходной потери. Однако с уменьшением угла аг увеличивается кривизна сопел и каналов колеса, а также окружная ширина выходных кромок сопловых лопаток. Малые углы с требуют также увеличения числа рабочих лопаток колеса ( 1Х - 22) для предотвращения отрыва. Все это приводит к увеличению потерь кинетической энергии в соплах. Уменьшение угла выхода из каналов колеса J32 дает те же результаты в каналах колеса; кроме того, с уменьшением угла р2 увеличивается диаметр колеса и угол его раскрытия в меридиональной плоскости. [36]
С уменьшением угла выхода из сопел at снижается выходная потеря и увеличивается относительная ширина bc / Di направляющего аппарата. Уменьшение угла ра тоже благоприятно сказывается на уменьшении выходной потери. Однако с уменьшением угла о увеличивается кривизна сопел и каналов колеса, а также окружная ширина выходных кромок сопловых лопаток. Малые углы аг требуют также увеличения числа рабочих лопаток колеса ( IX-22) для предотвращения отрыва. Все это приводит к увеличению потерь кинетической энергии в соплах. Уменьшение угла выхода из каналов колеса р2 дает те же результаты в каналах колеса; кроме того, с уменьшением угла р2 увеличивается диаметр колеса и угол его раскрытия в меридиональной плоскости. [37]
При значительном располагаемом перепаде тепла величина окружной скорости может получиться настолько большой, что окажется невозможным выполнить прочное рабочее колесо. Кроме того, при большом тепловом перепаде в ступени получается значительная выходная потеря кинетической энергии. [38]
Величина скоростного коэффициента р зависит от совершенства профилирования, чистоты поверхности и размеров сопел. Длина лопаток оценивается по углу выхода из сопел а, и относительному значению выходной потери. [39]
Потери от разгона тесно связаны с потерями торможения. Кроме того, затрата энергии на разгон капель оказывает косвенное влияние на аэродинамические потери в рабочем колесе и на выходную потерю кинетической энергии. Изолированная оценка потерь от разгона не может служить критерием потерь энергии в ступени от несомых потоком крупных капель. [40]
При рассмотрении теории активных турбин ( в том числе и турбины Фурнейрона в качестве предельной) А. И. Нератов, пользуясь правилами дифференциального исчисления, находит условия для наивыгоднейшей их работы, определяет соответствующие углы лопаток и выгоднейшую окружную скорость. При этом за полезную работу он принимает сумму кинетической энергии при входе на колесо и силы тяжести на высоте колеса за вычетом выходной потери. [41]
Следовательно, в одноступенчатом центростремительном турбодетандере уменьшением реактивности и в особенности увеличением степени радиальности можно значительно уменьшить одну из основных потерь проточной части - потерю с выходной скоростью. В проточной части реального центростремительного турбодетандара существуют, однако, гидравлические потери, обусловленные вязкостью и сжимаемостью расширяемой среды. Следовательно, минимум выходной потери не может служить единственным критерием для выбора оптимальных значений р и р, поскольку это может привести к недопустимому увеличению гидравлических потерь. Поэтому для рационального выбора величин р и ц необходимо исследовать, как эти величины могут отразиться на гидравлических потерях в проточной части. [42]
В расширяющейся трубе ( диффузоре) средняя скорость падает; она не в состоянии бороться с нарастанием такого слоя, и толщина его вдоль пути увеличивается. Часть вихрей срывается; их энергия гасится внутри потока, увеличивая потери. Большая неравномерность скоростей в выходном сечении ведет к увеличению выходной потери. [43]
Первый график показывает слабое падение с ростом расхода относительной потери в направителе и слабый рост потери на лопастях. На втором графике видны: естественное постоянство потери в направителе, огромный рост выходной потери с уклонением оборотности от оптимальной и сравнительно малое изменение потери на лопастях. [44]
Здесь необходимо сделать две оговорки. Во-первых, мы предположили, что выходящая из колеса вода сплошь занимает его выходное сечение f2 nD2b2, что действительно имеет место в реактивных турбинах ( гл. Тогда отклонение а2 от 90 ведет при том же расходе к росту 2 и выходной потери. [45]