* Данный текст распознан в автоматическом режиме, поэтому может содержать ошибки

257 ТУРБИНЫ 258 дой турбины. Формулы, выведенные с этой целью, могут конечно рассматриваться только . как эмпирические. Термодинамич. кпд Т. с единым потоком пара может быть определен по Форнеру следующим приближенным ур-ием: Пе = Пт " Чх • П'у • V'a- У' г • П'у (42) Значения от ц' до ц' являются факторами, учитывающими влияние различных условий работы, и при идеальных условиях в пределе м. б. равны 1; r\ —предельный кпд, при всех остальных влияющих факторах, равных 1. Однако в действительности ц никогда не м. б. равно г ) , т. к. единице м. б. равны только tj'x и rj' в то время как остальные факторы всегда меньше 1. Указанные факторы м. б. получены из нижеследующих ур-ий при обо­ значениях согласно фиг. 39: А х £a < 0,5% (при Т. с противодавлением); J№ > 80 Ро kW (при конденсационных Т.); N >60 р kW (при Т. с противодавлением) при усло­ вии, что режим работы не слишком отличается от того, для которого построена Т. На фиг. 40 нанесено rj' в зависимости от v согласно" ур-ию (44). При неполных нагрузках к подсчитан­ ному т. о. расходу пара следует добавок &D% . Если К—отношение неполной нагрузки к пол­ ной, то приближенно e € 0 v m АН я /о- (51) е ) п vt При конденсационных Т. < = 3-^-6% при коли 5 чественном регулировании; < = 6 4-9% при ре¬ 5 гулировании торможением. В Т. с противода- 1х = 1- , н'„ Н' 1-х, (43) (44) (45) Ф и г . 4 2. 3352[1,058 + 0,3(0,65 - v) * J „2 0,133 91,53 УН' где )ии —сумма квадратов окружных скоростей всех насаженных последовательно друг за дру­ гом рабочих колес в м /ск . 2 2 г ' а 8 380Я' (46) м/ск, где v' —соответствующий р и х' —уд. м /кг, й. —средний диаметр и L —длина ток последнего рабочего колеса в м. A Л А 3 п n объем лопа­ ^ V =VV^V м*/ск, где V —начальный секундный объем в V —конечный объем в м /ск: m A 0 3 A V V V m + 0 (47) м /ск, 3 влением д значительно больше, и тем более, чем меньше перепад в Т. При регулировании торможением расход пара в Т. с единым пото­ ком пара меняется в зависимости от нагруз­ ки по некоторой плавной кривой, в то время как при количественном регулировании кривая расхода имеет волнообразную форму. Это раз­ личие не следует упускать из виду при опре­ делении расхода пара. Кпд многопоточных Т. не может быть выра­ жен таким же образом, как для Т. с единым потоком пара, т. к. отдельные участки Т. рабо­ тают при различных расходах. На фиг. 41 и 43 схематически представлена Т. с одним отъе­ мом пара и Т. двойного давления; соответст­ вующие диаграммы изображены на фиг. 42 и 44. (N —мощность на муфте Т. в kW). При этом расход энергии на конденсацию еще не учтен в мощности Т. На основании многочисленных измерений расхода пара в различных условиях работы м. б. принято (49) Ч« = 0 , 9 0 ± 1 % при конденсационных Т., (50) Пш = 0,886 ± 2 , 2 5 % при Т. с противодавлением при полной на­ грузке и при пользовании энтропийной диа­ граммой Стодола; при пользовании же други­ ми энтропийными диа­ граммами получаются несколько иные ре­ зультаты. Ур-ия м. б. применимы с достаточ­ Ts ts tT ной точностью при сле­ дующих предельных значениях: р = 10-Ь Ф и г . 40. 33 atm а б с , f ^230-f400°, р = 0,02 -i- 0,1 atm а б с (при конденса­ ционных турбинах), р = 1,5-^6,5 atm абс. (при Т. с противодавлением); v = 0,3^-0,6; С = = 0,5-^-4% (при конденсационных турбинах); e 0 0 А л а Фиг. 44. Полный расход пара составляет вкг/ч. Частич­ ное количество пара G работает во всех сту­ пенях Т. с использованием перепада Н', в то время как количество пара G (количество отъ­ емного пара или подвод мятого пара)—только в части ступеней с использованием перепада Н' . При этом имеем для мощности Т., работаю­ щей без потерь, 0 a а N' = 860 860 и общий термодинамический кпд 9 G - H'+G„ -Но GH'-Gg(H'-Ha) (kW) 860iV GH' — G (H' a e — Н) а Если имеется несколько мест отбора пара или подвода мятого пара, то 860JV Пс = e GH'-mH'-H )G ] a a (52а) 9 Г . Э. т. XXIV.