книги из ГПНТБ / Абрамов, В. И. Тепловой расчет турбин

восстановления при малой его осевой длине (рис. 26). Однако лопаточные диффузоры малоэффективны при переменном режиме, что соответственно ограничивает зону их работы.

К. п. д. ступени с диффузором

НоI

1 - ( 1 - £ д) U

где г)0(- — внутренний относительный к. п. д. ступени, за рабочим колесом которой то же статическое давление, что и за диффузором;

потерь в лопаточном диф­ фузоре при расчетном угле входа можно оценить по аналогич­ ной формуле

> а 2р. При а 2 = а 2р + 10° коэффициент полных потерь в лопа­ точном диффузоре увеличивается в 2 раза, т. е. применение диф­ фузора уже мало эффективно.

Потери в лопаточном диффузоре при переменных углах входа можно ориентировочно оценить с помощью поправочного коэффи­ циента ka (рис. 28):

(£д)л ~ (£д)л. о 1 + &а-

Высота диффузора на входе должна превышать высоту рабочих лопаток на 2—3 мм. Геометрический угол входа в диффузор (по средней линии профиля) должен быть близок к углу выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении:

50

Г л а в а III

ОСЕВЫЕ СТУПЕНИ ТУРБИН ПРИ ПАРЦИАЛЬНОМ ПОДВОДЕ РАБОЧЕГО ТЕЛА

Вторичные течения в решетках и перетекания пара в зазорах вы­ зывают существеннее снижение к. п. д. ступеней турбин при малых

относительных высотах I = 1/Ь. Так относительный лопаточный к. п. д. осевой активной ступени при изменении высоты сопл (и соответственно рабочих лопаток) с 14 до 10 мм снижается прибли­ зительно на 5%. Поэтому, за редким исключением, ступени с вы­ сотой сопл 1г -< 10ч-12 мм в паровых и тем более газовых турби­ нах не применяют.

Если объемный пропуск рабочего тела мал и высота лопаток ступени при подводе по всей окружности рабочего колеса оказы­ вается меньше -< 12 мм, экономически выгодно применить в сту­ пени парциальный, т. е. по части окружности, впуск газа, увели­ чив благодаря этому высоту лопаток. При правильном выборе степени парциальности можно, несмотря на дополнительные по­ тери энергии (потери от парциальности), получить к. п. д. ступени большим, нежели при полном подводе и малой высоте лопаток.

В области исследования процессов течения газа в ступенях с парциальным выпуском накопился в настоящее время обширный экспериментальный и теоретический материал, что позволяет дать достаточно обоснованные и надежные рекомендации по вы­ бору степени парциальности и расчету соответствующих потерь.

Потери, возникающие в ступени турбины при парциальном подводе, разделяют на потери от вентиляции и потери на концах дуги подвода.

Несмотря на очевидную условность, такое разделение оказы­ вается полезным при оценке величины потерь парциального подвода.

Потери от вентиляции

Потери от вентиляции возникают на дуге окружности колеса, свободной от подвода рабочего тела. Мощность, затрачиваемая на вентиляцию, считается пропорциональной величине дуги, сво­ бодной от подвода рабочего тела.

52

о

Оценить величину мощности, затрачиваемой на вентиляцию,

*Первое значение k соответствует одновенечным колесам, второе—двухвенечным.

**В зависимости от размеров камеры.

Формулы ЦКТИ, В. Траупеля и П. Зутера включают допол­ нительные коэффициенты и С. Коэффициент р характеризует влияние осевых размеров камеры, коэффициент С — влияние боль­ шого числа геометрических параметров, в том числе IJd, b2, расположения решеток и т. д.

На рис. 29 представлены различные виды решеток в однове­ нечной ступени. Сочетания имеют двухбуквенное обозначение сле­ дующего содержания:

буква О означает, что венцу лопаток рабочего колеса пред­ шествует сопловая решетка, открытая со всех сторон;

буква С означает свободно. Это относится к случаю, когда со стороны рабочего колеса имеется только емкая камера или неогра­ ниченное свободное пространство;

буква 3 означает закрыто. Это относится к случаю, когда венцу рабочих лопаток предшествует сопловая решетка, : акрытая со стороны входа, что качественно соответствует режиму работы тур­ бины с закрытым регулирующим клапаном;

буква П означает прикрыто. Например, сочетание П— С озна­ чает, что со стороны входа на лопатки рабочего колеса имеется при­ крывающий щиток, а со стороны выхода — емкая свободная ка­ мера.

Как следует из табл. 5 для одной и той же ступени с фиксиро­ ванными геометрическими и режимными параметрами формула (30) дает величины Рв, отличающиеся в 2—8 раз и более. Такое рас-

53

хождение количественных результатов объясняется двумя фак­ торами:

1) влиянием неучтенных в процессе эксперимента параметров, особенно геометрических;

2) несоответствием структуры некоторых формул требованиям теории размерностей.

Но так как формулы Шубовича и Стодолы не учитывают влияния относительного размера лопаточного венца l2/d и относительного

могут быть представлены в безразмерном виде

е _ £в_ __ у h_' I —е . ___________

т. е. они не противоречат требованиям теории размерностей.

54

Структура формул Стодола, Керра, GEC, ВВС неправильна, так как размерности вентиляционной и располагаемой мощности неоднородны.

Анализ показывает, что данные В. Траупеля и П. Зутера яв­ ляются наиболее общими, в то время как зависимости других исследователей представляют некоторые частные случаи.

Затрата мощности на вентиляцию по В. Траупелю и П. Зутеру

Ръ= Cndl2 ~ (1 - ё ) - ^

или в безразмерном виде

Значения коэффициента расхода р,х и ]/1 — р обычно мало отличаются от единицы, т. е. выражение (31) можно без существен­ ной погрешности записать в виде

Коэффициент С, по данным В. Траупеля и П. Зутера, зависит от группы режимных и геометрических факторов: числа Re, кон­ струкции и сочетания решеток, способов закрытия каналов ра­ бочего колеса и соплового аппарата, осевых зазоров и хорд ре­ шеток

Зависимость коэффициента С одновенечных ступеней от со­ четания решеток и отношения l2/d при разных значениях относи­ тельной ширины b2/d представлена на рис. 30.

Конструктивные оформления решеток по окружности рабочего колеса могут быть различными. В этом случае в качестве коэффи­ циента С вычисляется средняя величина:

П

где т(. — доля окружности неактивной части рабочего колеса, за­ нятая данным конструктивным сочетанием решеток:1

1

Потери на вентиляцию в двухвенечной ступени

55

где коэффициенты Сг и Си определяют по рис. 3Q; Cj — по IJd и конструктивному сочетанию решеток: сопловой, первой рабочей и направляющего аппарата; Сп — по Щй и конструктивному со-

0 0,1 1,/cf 0 0,1 6г/с0

Рис. 30. Зависимость коэффициента С вентиляционных

четанию решеток направляющего аппарата, второй рабочей ре­ шетки и камеры за колесом (или защитного щитка).

При малых значениях IJd (0,01 ==£ l 2/d < 0,03), характерных для двухвенечных ступеней и частоте вращения п < 1 0 000 об/мин, без большой погрешности можно принять Сх — Си .

56

В итоге потери на вентиляцию в двухвенечной ступени

где С определяют по конструктивному сочетанию решеток одного из венцов (см. рис. 30).

а — при прямом вращении колеса; 6 — при обратном вращении колеса

Эффективным средством уменьшения потерь на вентиляцию служит установка плоских защитных стенок (щитков) с обеих сторон рабочего лопаточного венца с малым осевым зазором (кон­ структивное сочетание П-—П). Для этого конструктивного соче­ тания В. Траупель и П. Зутер дают следующие зависимости:

57

для прямого вращения

(33)

для обратного вращения

(34)

где k6 и k[ определяют по кривым рис. 31.

Изменение потерь на вентиляцию в зависимости от числа Reu

следует степенной зависимости

14

Впрактических расчетах потерь на вентиляцию в регулирую­ щих и промежуточных ступенях цилиндра высокого давления (ЦВД) поправку на число Re ввиду ее малости можно не учитывать

ипользоваться значениями С, определенными непосредственно по рис. 30 и 31.

Вряде расчетов необходимо знать не Ев, а мощность, затрачи­ ваемую на вентиляцию,

Вентиляционная мощность одновенечной ступени

инаиболее сложную по физическому содержанию группу потерь

впарциальной ступени. Это объясняется тем, что они зависят от большого числа режимных и геометрических параметров и основ­ ная часть составляющих не может быть моделирована в статических условиях, наиболее удобных для детальных исследований.

58

Наиболее употребительные в практике тепловых расчетов формулы:

фирмы GEC

где тс — число сегментов сопл; Невского машиностроительного завода им. В. И. Ленина (НЗЛ)

18]

1к — S1 + s2 d/ ,

где

si = / (*ф); s2 = / (хф)

учитывают малое количество факторов и предельно упрощены. Пренебрежение влиянием ряда факторов и несоответствие структуры формул физическому содержанию процессов на концах дуги подвода приводит к большой погрешности в определении | к. Достаточно отметить, что по опытным данным Центрального кот­ лотурбинного института им. Ползунова (ЦКТИ) коэффициент k в'формуле фирмы GEC в 3 раза больше рекомендованного фирмой. Предлагаемая методика основана на разделении интегральной величины потерь на краях сегмента на отдельные составляющие и на их индивидуальной оценке в зависимости от различных фак­

торов.

Составляющими являются:

потери от уноса газа в каналах рабочей решетки (динамическая утечка);

потери от протечек газа в меридиональные зазоры между ре­ шетками;

дополнительные потери в сопловой решетке, обусловленные краевыми эффектами;

потери от нестационарности течения газа через рабочую ре­

шетку; дополнительные протечки через осевой зазор в корневом се­

чении решеток.

Динамическая утечка возникает у выходного конца сегмента, так как канал, входящий в «пассивную» зону, не может полностью освободиться от газа (т. е. достигнуть абсолютного вакуума).

Количество рабочего тела, выносимого каналами рабочей решетки, можно записать в вие

GyH— фун/р-®2^2^ >

где фун — коэффициент уноса, физический смысл которого за­ ключается в том, что вследствие эжекционного подсоса и инерции струи, давление в каналах рабочей решетки за выходным концом сегмента оказывается ниже, чем статическое давление за ступенью;

59