Турбомашины, мощность

Мощность турбомашины. Для подачи определенного количества газа с учетом потерь в самой машине и передаточных механизмах необходимо затратить мощность [c.115]

Рабочий орган любой турбомашины — рабочее колесо, в котором непосредственно осуществляется процесс преобразования энергии гидравлической в механическую— в турбинах и механической в гидравлическую — в насосах, имеет вращательное движение. В связи с этим реализуемая рабочим колесом мощность определяется величиной крутящего момента М и угловой скоростью вращения ад, 1/сек или скоростью вращения п, об мин (2-6) и (2-7)]. Очевидно, что оба эти показателя силовой М и энергетический а>М теснейшим образом связаны со структурой потока в проточном тракте турбомашины. Установление этих связей и является основной задачей данного параграфа. [c.52]

Уравнение Эйлер а. Уже отмечалось, что мощность, развиваемая рабочим колесом (его механическая энергия), определяется произведением А1р.к<й, где со — угловая скорость вращения. Какой должна быть величина (й, неизвестно, но зато согласно (1-Ш) и (1-22) мощность, используемая (турбина) или передаваемая жидкости (насос) рабочим колесом турбомашины, определяется величиной расхода О и напора Яр.к. Следовательно, всегда должно соблюдаться равенство [c.58]

Коэффициент быстроходности 8 является очень важным удельным показателем, который широко используется в качестве характеристики типа турбомашины (особенно насосов). Универсальность этого показателя состоит в том, что он одновременно учитывает три наиболее существенных параметра любой турбомашины скорость вращения, расход (или мощность) и напор. Благодаря этому коэффициент быстроходности 68 [c.68]

В зависимости от мощности установки газоразделения компрессия осуществляется поршневыми или турбомашинами. На более новых крупных отечественных й зарубежных установках преобладает последний тип машин. Так, на этиленовом заводе в Лейк-Чарльзе (США) мощностью 90—100 тыс. т в год хладагенты и газы пиролиза сжимаются тремя параллельными турбокомпрессорами. Один из них производительностью 18 тыс. м ч сжимает в четыре ступени газы пиролиза и нефтезаводские газы от избыточного давления 0,7 до 36 ат другой сжимает хладагент (этилен) до 28 ат] третий — пропилен до 18,5 ат. Все турбокомпрессоры приводятся в движение одной газовой турбиной мощностью [c.109]

Устойчивость колебаний зависит от нагрузки машины по ее мощности. Производственники не любят недогруженных турбомашин, считая их недостаточно устойчивыми. Действительно, увеличение нагрузки во многих случаях стабилизирует колебания роторов, что объясняется положительным влиянием возросшей статической нагрузки подшипников. Вместе с тем повышение нагрузки турбомашины сопровождается увеличением возмущающих гидромеханических сил в проточной рабочей части машины, что даже может вызывать автоколебания роторов, сходные с теми, которые возбуждаются под действием смазочного слоя подшипников скольжения. Неоднократно наблюдалась вполне устойчивая работа турбодетандеров без нагрузки или же с нагрузкой в пределах 20—40% номинальной мощности. При повышении нагрузки этих машин возникали интенсивные автоколебания роторов, приводившие к поломкам уплотнений, подшипников и даже рабочих колес. При снижении нагрузки устойчивость движения роторов восстанавливалась. [c.279]

После пуска машины вхолостую проверяют поступление глас-лй и состояние подшипников, особенно упорных прослушивают цилиндр и концевые уплотнения. При полной исправности машины открывают задвижку на всасывающем трубопроводе и поднимают давление до нормального путем прикрытия задвижки на пусковом трубопроводе. Затем проверяют работу турбомашины под нагрузкой и переводят ее для работы в систему, одновременно открывая нагнетательную задвижку и прикрывая задвижку на пусковом или сбросном трубопроводах. Работать машины должны на режиме, которому соответствует наибольший к.п.д., наименьшее потребление мощности, и в устойчивой зоне. [c.225]

Уравнение теоретического давления турбомашины характеризует процесс передачи мощности от вала турбомашины через лопатки рабочего колеса потоку текучего. Примем, что рабочий процесс в турбомашине происходит без потерь, и мощность, получаемая турбомашиной от двигателя, целиком передается рабочим колесом (или колесами) машины потоку. [c.19]

Все рассуждения о механизме передачи мощности в турбомашинах основаны на законах теоретической механики. [c.19]

С другой стороны, величина теоретической мощности, потребляемой турбомашиной, может быть определена из выражения [c.21]

К механическим потерям, или потерям холостого хода турбомашины, относятся потери на трение дисков колеса о жидкость и потери трения в подшипниках и сальниках. Следовательно, механические потери почти не влияют на характеристику турбомашины, а влияют только на потребляемую мощность, поэтому мы их здесь не рассматриваем. [c.59]

Мощность, потребляемая турбомашиной, т. е. мощность на валу Л/ в, всегда больше полезной мощности благодаря гидравлическим, объемным и механическим потерям в турбомашине. [c.65]

Отношение полезной мощности к мощности на валу Ыд характеризует качество турбомашины и называется полным коэффициентом полезного действия [c.65]

А д — полная мощность, подведенная к валу турбомашины. Таким образом, полный к. п. д. равен [c.66]

Потери мощности на трение в подшипниках и сальниках для хорошо изготовленных турбомашин составляют 1,5—2% гидравлической мощности. [c.167]

Вместо терминов общий или полный для к. п. д. компрессора, учитывающих все потери энергии, мы рекомендуем термин эффективный, что удобно для системы индексации к. п. д., часто применяется в практике турбомашин и точно отражает существо понятия. Аналогично рекомендуем термин эффективная мощность — мощность на валу компрессора. [c.14]

Динамические нагрузки возникают либо вследствие наличия кривошипно-шатунного механизма с неуравновешенными массами и неравномерного потребления мощности, либо в результате несовпадения в турбомашинах (из-за неточности изготовления) центра тяжести вращающихся масс с центром вращения. [c.89]

Мощность турбомашины равна N==LG [c.128]

Схема турбомашины и соответствующий граф потоков пред ставлены на рис. 14-2, г, а параметры связей —в табл. 1У-6. Если турбомашина — нагнетатель,, то мощность подводится, если турбина — отводится. [c.129]

Однако при высоком давлении компрессор и детандер могут быть выполнены эффективными лишь в виде поршневых машин. Это накладывает определенные ограничения на мощность кислородной установки. Между тем промышленность предъявляет спрос на большие количества кислорода, измеряемые десятками и сотнями тысяч кубометров в час. Поэтому, естественно, изыскиваются пути для повышения экономичности холодильного цикла при умеренных и низких давлениях, так как в этом случае сжатие и расширение можно производить в турбомашинах, а теплообмен в регенераторах, т. е. в машинах и аппаратах, которые могут быть осуществлены для больших расходов. Для повышения экономичности холодильного цикла низкого давления в первую очередь нужно повысить к. п. д. турбодетандеров. Путь для этого был указан академиком П. Л. Капицей, предложившим конструировать турбодетандеры по типу радиальных гидротурбин [2]. Им же был построен первый образец такого турбодетандера и осуществлено сжижение воздуха при давлении цикла всего в 6 ата [7]. [c.3]

Мощность Р, потребляемая турбомашиной (в кВт) определяется по формуле [c.247]

Определим потребляемую мощность при регулировании расхода задвижкой для случая, когда привод турбомашины нерегулируемый. [c.247]

ПОТЕРИ ЗВУКОВОЙ МОЩНОСТИ НА КОРПУСЕ ТУРБОМАШИНЫ [c.178]

Мощность на валу. Рассмотренные схемы показывают, что рабочий орган гидравлической турбомашины (рабочее колесо) всегда вращается. В связи с этим часто бывает удобно выразить мощность на валу такой машины N через момент на валу Мв и скорость вращения п, об1мин или угловую скорость т, 1/сек. Из общих определений имеем [c.39]

Режим работы турбомашины определяется формой потока в пределах всего его проточного тракта, но ре-ишющее значение имеют условия течения в пределах рабочего колеса. Последние, как это было показано выше, определяются формой траекторий абсолютного движения или треугольников скоростей, что по существу равнозначно. Каждой форме потока в рабочем колесе соответствует свой режим, характеризующийся индивидуальными особенностями и показателями, такими, например, как мощность, расход, скорость вращения, величина к. п. д. В связи с этим понятие реж Им работы имеет исключительно большое значение в практике проектирования и использования турбин и насосов. [c.49]

Быше было показано, что турбомашины любого вида могут выполняться различного размера и работать в очень широком диапазоне скорости вращения, расхода (подачи), напора и мощности. Следовательно, для того чтобы характеризовать машину данного типа, нужны какие-то показатели, приведенные к единым, стандартным условиям, например по напору, диаметру или мощности. Имеется несколько видов приведенных показателей турбомашин. Рассмотрим наиболее широко используемые. [c.67]

Коэффициент быстроходности — скорость вращения турбомашины данного типа и такого размера (диаметра), что в условиях того же режима при напоре Н=1 м она развивает мощность 1 л. с. или дает подачу 75 л1сек (подъем 75 л1сек воды на 1 ж и соответствует мощности I л. с. ). [c.67]

Газовые турбомашины обычно работают при окружных скоростях вращения ротора, предельно допустимых (с запасом на надежность) по прочности материала колес и лопаток и составляющих 200—400 м1сек, в среднем около 270 м1сек. Быстроходность турбомашины — это собирательное понятие, охватывающее угловую скорость вращения ротора, его гибкость в виде отношения частоты вращения к наименьшей частоте собственных колебаний и, в меньшей степени, окружные скорости рабочих колес и цапф. Последние величины при неизменной угловой скорости тем более велики, чем больше вес ротора и мощность машины. Чем более гибок ротор, чем больше его угловая и окружная скорости, тем быстроходнее турбомашина. [c.10]

Частота вращения роторов различных турбомашин криогенной промышленности составляет от 6000 до 600 ООО об1мин, а иногда и выходит за эти пределы. Гибкость роторов выражается величиной от 0,5 до 3. Веса роторов бывают от нескольких десятков граммов до нескольких сот килограммов, мощность на одном роторе — от нескольких десятков ватт до 3000 кет. Окружная скорость на цапфах подшипников скольжения малых турбомашин нередко составляет 30—80 м1сек, а иногда и превосходит 150 м1сек. [c.10]

Установим понятия о мощности и коэффициенте полезного действия турбомащины. Полное давление, создаваемое турбомашиной, определяет ее полезную мощность [c.63]

Соотношения (91), (92) и (93) экспериментально получены акад. А. Рато и теоретически обоснованы акад. А. П. Германом. Они называются законами пропорциональности или законами. эксплуатацни турбомашин и формулируются следующим образом с измененг ем скорости вращения рабочих колес турбомашины при эксплуатации ее во внешней сети с постоянной (на данный период) характеристикой расход ее изменяется пропорционально первой степени, давление — пропорционально квадрату, а потребляемая мощность — пропорционально кубу изменения скорости вращения. [c.91]

Б16 Для заливки подшипников, со спокойной нагрузкой при qv < 6000 квт1м , нерабочих вкладышей опорных подшипников турбомашин, электровозов, электродвигателей мощностью 250—750 кет, компрессоров мощностью до 370 кет, центробежных насосов мощностью до 1450 кет, вакуум-насосов, зубчатых редукторов подъемных машин мощностью до 1300 кет, дробилок [c.16]

Характеристика турбомашины. В турбогазодувках и турбокомпрессорах подача не является постоянной величиной, а зависит от сопротивления системы, в которую подается газ. Как и для центробежных насосов, с увеличением подачи напор уменьшается, при этом возрастают потребляемая мощность и к.п.д. Типичная характеристика представлена на рис. П-23 Работа машины в области левее точки Р становится неустой чивой, так как одному и тому же напору соответствуют раз ные расходы, и газ подается неравномерно (явление помпажа) Устойчивая область работы машины соответствует участку ха рактеристик правее точки Р. [c.114]

Однако реализовать турбомашину как детандер долго не удавалось. В принципе, она должна была походить по конструкции на паровую турбину, уже хорошо освоенную в то время. Необходимость обеспечить низкие температуры в рабочей зоне и вывести вал для. отвода мощности наружу в теплую зону создавала большие трудности. Только в начале 30-х годов немецкой фирме Сюрт удалось по заказу Линде сделать надежно работающий турбодетандер. Однако КПД его был относительно невысок и не превышал 0,52-0,58. Тем не менее это было серьёзным достижением. [c.276]

О том, как решаются задачи с макрокриогеникой , уже рассказывалось как в предыдущих главах, так ив 8.1 гл. 8. Крупные системы на турбомашинах и другом оборудовании, в частности теплообменном, специально приспособленном для больших расходов, дают возможность наращивать мощности до любых нужных значений хранилища ожиженных газов тоже могут быть доведены до требуемой вместимости. Что касается миниатюризации, необходимой для создания микрокриоген-ных установок, то при этом понадобились качественно новые, во многом оригинальные решения. Одни из них основывались на процессах, вообще не применявшихся ни в криогенике, ни в других областях техники, другие - на хорошо известных процессах, но в совершенно новых модификациях. Это направле-ние криогеники оказалось более подвижным и восприимчивым к новым идеям, потому что их экспериментальная проверка и доводка, как говорят, до ума может быть проведена быстрее и с меньшими затратами, чем те же операции в мак-рокриогенике, где нужды годы и миллионные затраты. [c.293]

ГТУ с промежуточным охлаждением (ПО) и реге-нерацией теплоты способна обеспечить высокий КПД при относительно умеренных параметрах цикла в более простых конструкциях турбомашин и при существенно большем ресурсе Учитывая перспективность этого направле ния, ОАО Газпром поручило выполнить ОАО Невский завод комплекс НИОКР с целью из-готовления головного агрегата Надежда>> мощностью 16 3 МВт со следующими параме трами (условия 150) [c.28]

Существующие в настоящее время системы нерегу.лируе-мого электропривода турбомашин с регулированием расхода дросселированием (задвижкой) не обеспечивают заметного снижения потребляемой мощности при уменьшении расхода. [c.247]

При работе в номинальном режиме (точка А рис. 7.3), т.е. при номинальных значениях расхода 0 и напора Я , мощность, потребляемая из сети, будет пропорциональна площади прямоугольника АВОС. Точка А номинального режима получается в результате пересечения характеристики турбомашины (кривая 1) с характеристикой гидравлической сети (кривая 3). Если требуется уменьшить расход до значения 0,6 Он, то с помощью задвижки нужно увеличить гидравлическое сопротивление сети, которой теперь будет соответствовать характеристика 4. Мощность, потребляемая из электричес- [c.247]

Исследования [34] касались выяснения относительно малого поперечного размера тела лопасти на характер излучения вихревого шума. Было установлено, что при обтекании крылового профиля при углах атаки меньше критического регулярная вихревая дорожка Кармана не образуется, но колебания в следе есть. Поэтому в спектре шума остается небольшая дискретная составляющая. Эту частоту можно определить по формуле Струхаля. Эксперименты, проведенные по исследованию шума, производимого осевыми компрессорами, показали, что широкополосный шум связан, главным образом, с вихреоб-разованием на лопатках, для которого справедливо соотношение 1 и". Причем была установлена зависимость показателя п от частоты вихревого звука. Такая закономерность наблюдалась у большого числа турбомашин разнообразных типов и мощностей. [c.180]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология