книги из ГПНТБ / Митрохин В.Т. Выбор параметров и расчет центростремительной турбины на стационарных и переходных режимах

Рассмотрим влияние критерия Рейнольдса на характеристики турбины (рис. 4.1). Если это влияние известно, то при моделиро­ вании можно не соблюдать равенства Re в модели и натуре, а результаты следует пересчитывать на натуру с учетом влияния числа Re.

При расчете коэффициентов потерь в отдельных элементах ступени указывалось, что учитывать влияние числа Re будем для

числа Рейнольдса. Данные исследований влияния числа Рей­ нольдса необходимо накапливать, чтобы получить более досто­ верную зависимость параметров ступени от числа Re.

Из рис. 4.1 также видно, что область автомодельное™ (т. е. независимости от числа Re) расположена выше значений Re =

=4-106 .

4.2.СТЕНДЫ ДЛЯ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНЫХ ТУРБИН И ИЗМЕРЯЕМЫЕ ПАРАМЕТРЫ

Как уже отмечалось, экспериментальное исследование центро­ стремительных турбин проводится в подавляющем большинстве случаев на воздухе, параметры которого обычно следующие:

то безразмерные величины мощности, расхода и числа оборо­ тов:

!70

чин температуру, давление, число оборотов, расход и мощность модельной турбины. Из соотношений (4.1) видно прежде всего, что чем меньше температура и давление, тем меньше мощность, расход и число оборотов. Поэтому эксперимент на модели су­ щественно дешевле, чем натурное испытание турбины с высоки­

полагаемой производительности источника сжатого воздуха и ха­ рактеристике тормозного устройства. Наиболее часто при испы­ таниях центростремительных турбин используются гидравличе­

удовлетворять условию, чтобы диапазон развиваемых ею мощ­ ностей и чисел оборотов лежал внутри области возможных ре­ жимов работы тормоза.

Однако при выборе возможных значений pi и 7* следует руководствоваться не только этими соображениями. Как уже отмечалось, приведенная на рис. 4.1 зависимость к. п. д. турбины от числа Re требует уточнения. Поэтому желательно при испы­ тании модельной турбины не слишком удаляться от зоны авто­ модельное™, что зависит от выбранных значений температуры и давления.

Кроме того, выбранное значение Тц не должно быть слишком низким, во избежание обледенения на выходе из ступени. Поэто­ му температура на входе в модельную турбину определится из следующего условия:

Г о > 2 7 3 ^ ^ ,•

где hT — удельная работа ступени.

Мощность измеряется через статор гидравлического тормоза, связанного с весовым устройством. Встречаются и другие схемы весовых устройств или устройств для непосредственного измере­ ния момента [20] по углу скручивания вала, передающего мо­ мент.

171

Измеренная на валу турбины мощность, представляющая со­ бой мощность на окружности колеса за вычетом потерь на утеч­ ки, на трение диска, на вентиляцию (при парциальном подводе рабочего тела) и на трение в опорных подшипниках вала, моде­ лируется: зная мощность на валу модельной турбины, можно по формуле (4.1) рассчитать мощность на валу натурной турбины. Однако мощность, поглощаемая в результате трения подшипни­ ков, при исследовании не моделируется и ее необходимо измерять в процессе эксперимента.

Существует несколько способов оценки мощности трения под­ шипников вала:

1) с помощью весового устройства, к которому подсоединя­ ются наружные обоймы подшипников качения ротора турбины;

2)по выбегу ротора;

3)расчетом, по измеренным в процессе эксперимента перепа­ ду температур и расходу прокачиваемого через подшипники масла.

Наиболее надежен способ непосредственного измерения тор­ мозного усилия подшипников качения с помощью весового уст­ ройства. На рис. 4.2 показано такое устройство, подключенное к подшипникам. Наружные обоймы подшипников подобно ста­ тору в гидравлических тормозах могут покачиваться и переда­ вать тормозное усилие через тягу на весы. В такой конструкции трудно уплотнить зазоры между качающимися тягами и непод­ вижными деталями турбины, однако этот способ пока считается наилучшим.

Сущность метода измерения мощности трения по выбегу ро­ тора состоит в определении момента трения по известному соот­ ношению

на максимальное для данного исследования число оборотов или несколько большее, после чего ротор вращается по инерции до остановки; при этом через определенные промежутки времени записываются числа оборотов, откуда и вычисляется dQ/dt. Иног­ да вместо испытания рабочего колеса в вакууме, что достаточно сложно, определяют dQ/dt гладкого раскрученного диска, имею­ щего тот же момент инерции, что и испытуемое колесо турбины. Тогда М т р (4.3) складывается из момента трения подшипников и момента трения диска о воздух, определяемого по известным формулам (см., например, [54]).

Иногда мощность трения приближенно рассчитывают по из­ меренным в процессе испытания перепаду температур и расходу масла, прокачиваемого через подшипники. Однако истинный пе­ репад температур измерить трудно, вследствие неконтролируе-

172

мого отвода тепла, выделяющегося при испытаниях, поэтому этот способ применяют в тех случаях, когда мощность на валу турбины больше 150 кВт и ошибка в определении мощности тре­ ния подшипников мало сказывается на результатах испы­ таний.

На рис. 4.3 показана типичная схема стенда для исследования центростремительных турбин. Сжатый воздух от компрессора под давлением р* =0,4-=-0,6 мПа поступает в камеру сгорания 1, где подогревается на 100—200° С. Далее воздушная линия раз­ деляется на основную, проходящую через испытуемую турбину 4,

и перепускную 7, служащую для регулирования отношения дав­ лений, срабатываемых в турбине, и расхода воздуха.

Поскольку при запуске в бензо-воздушной камере возникают температуры свыше 500° С, на что детали испытуемой турбины не рассчитаны, перепускная линия обеспечивает также безопас­ ность запуска.

Давление на входе в турбину и на выходе из нее регулируют­ ся электрозадвижками 2 и 6 типа Лудло. Для измерения расхода воздуха в основной воздушной линии перед турбиной устанавли­ вают мерное сопло 3. Турбина 4 связана с тормозным устройст­ вом через рессору. При запуске задвижки 2 и 6 закрыты и от­ крыта задвижка 8; гидравлический тормоз заполнен водой. Пос­ ле запуска камеры сгорания подачей топлива регулируется за­ данная температура Т% на входе в турбину. Затем, открывая за­ движки 2 и 6 к закрывая задвижку 8, устанавливают заданное отношение давлений в турбине Пг , а уменьшая подачу воды в гидравлический тормоз, устанавливают заданное число оборотов в минуту. Этим однозначно определяется режим работы модель­ ной турбины, поскольку установлены определяющие критерии, подобия П х и Wi.

. Для определения параметров центростремительной турбины

174

в) полные и статические давления, температуры торможения и углы потока на выходе из турбины.

Полные давления измеряют, как правило, обычными насад­ ками, в приемной цилиндрической части которых выполнены три отверстия. Боковые отверстия служат для точной установки центрального отверстия против набегающего потока. При соот­ ветствующей тарировке в специальном продувочном устройстве по показаниям боковых отверстий можно определить статичес­ кое давление. Угол вектора скорости на входе в сопловой аппа­ рат определяется по лимбу насадка после того, как показания боковых отверстий уравнены между собой. Устанавливают обыч­

ческие давления р с т .

Для измерения температуры ^'обычно устанавливают 4—б

одноили двухспайных термопар. Иногда установка термопар и насадков непосредственно перед входом в сопловой аппарат за­ труднительна. Тогда термопары устанавливают в начальном се­ чении входного устройства (улитки) и, пренебрегая тенлоотводом (практика показала, что он незначителен), за температуру перед турбиной принимают температуру, измеренную в этом сечении. Если нельзя разместить насадки на входе в сопловой аппарат, трубки полного давления вставляют во входные кромки сопло вых лопаток и выводят через тело лопаток и корпус на пульт. По измеренным величинам рС т, расхода воздуха, определяемого

и рабочим колесом измеряют в 6—8 точках, равномерно распо­ ложенных по окружности по обе стороны лопаток.

Для определения коэффициента потерь в сопловом аппарате необходимо в зазоре между сопловым аппаратом и рабочим ко­ лесом перемещать приемники полного давления по шагу и вы­ соте сопловой лопатки. Так как это затруднительно, то при ис­ пытании ступени турбины, как правило, такие измерения не про­ изводятся. Поэтому коэффициент потерь в сопловом аппарате -определяют либо по продувкам отдельно испытанного соплового аппарата, либо по данным продувок решеток (см. гл. I I ) .

Поля полных и статических давлений, температуры торможе­ ния и углы потока на выходе из турбины измеряют дистанционно управляемыми насадками и гребенками термопар (5—10 спа­ ев), приемная часть которых, как правило, цилиндрическая. Не­ обходимость таких измерений вызывается существенной нерав­ номерностью распределения этих параметров по высоте проточ­ ной части.

175

4.3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНЫХ ТУРБИН

Рассмотрим на примере экспериментально исследованной сту­ пени, как изменяются параметры центростремительной турбины при изменении режима ее работы. Характерные значения некото­

зависимости большинства безразмерных параметров от й\ прак­ тически не сказывается.

Начнем рассмотрение с закономерностей изменения степени

шаются потери в рабочем колесе. Величина р зависит от сопро­ тивления колеса, т. е. от абсолютных потерь в нем и от поля центробежных сил ( а ? - й ! ) / 2 .

Абсолютные потери в колесе монотонно падают при уменьше­ нии мь а это должно приводить к уменьшению р. Увеличение действия поля центробежных сил при увеличении и\ приводит к увеличению р, но при малых значениях й\, когда влияние поля центробежных сил мало, определяющим является уменьшение абсолютных потерь в рабочем колесе

ДА р.к"

и тогда р уменьшается с увеличением й\. Однако при дальней­ шем увеличении и\ (в данном примере Й1>0,35) определяющим становится влияние поля центробежных сил, и все большая часть теплоперепада, срабатываемого в турбине, перераспределяется на рабочее колесо, т. е. степень реактивности растет.

176

Поскольку при малых значениях й\ закономерность измене­ ния степени реактивности определяется потерями в рабочем ко­ лесе, существенно зависящими от коэффициента потерь £Вх, в ступенях турбин с различными углами щ и числом лопаток коле­ са, т. е. с различными £в х , значения р в зависимости от й\ будут

стям параметров центростремительной турбины от й\, рассмот­

177

Отметим небольшой рост с\ при изменении Hi от 0,5 до 0 по сравнению с аналогичной зависимостью для ступени осевой тур­ бины. Это объясняется тем, что потери энергии в рабочем колесе центростремительной турбины при малых и\ очень велики, во всяком случае, гораздо больше, чем в осевой турбине.

Хотя исследование проводилось на ступени, параметры кото­ рой в рассмотренной точке не были оптимальными (при проекти­ ровании этой ступени не использовалась методика, приведенная

устройства гидравлического тормоза и счетчика числа оборотов.

испытаниях потери на трение в подшипниках отдельно не изме­

т. е. когда с\ минимально, велика. При рассмотрении оптималь­ ных параметров ступени центростремительной турбины в гл. I мы видели, что ци при Й1 = й ю п т и в точке ct2 = 90° различаются меньше, чем экспериментально полученные значения (см. рис. 4.7).

т. е. при отсутствии потерь на удар в рабочем колесе. Прибавляя к т)и потери на выходе, получим адиабатический

к. п. д. ступени. Как уже отмечалось, потери на выходе в центро­ стремительной турбине изменяются при изменении параметра йх

178

в сопловом аппарате отдельно не измерялись. Сравнительно низ­ кие экспериментальные значения максимума ци(ии~0,85) объяс­ няются в данном случае большими потерями во входном устрой­

на удар, связанные с отрывом потока в рабочем колесе, равны нулю или очень малы. По мере уменьшения ui(ui<0,7) угол Pi все больше отличается от расчетного, в силу чего возникает и все сильнее развивается отрыв потока в рабочем колесе. На пус­ ковом режиме потери в рабочем колесе Лг|р .к~0,84. Существен­ ное увеличение Аг|Р .к при уменьшении й\ связано не только с уве­ личением коэффициента потерь в рабочем колесе, но также и с тем, что по мере уменьшения «[уменьшается доля теплоперепада

идущего на преодоление поля центробежных сил.

веденного расхода через центростремительную турбину при по­

выше закономерностью изменения степени реактивности р. На­ чиная со значений й]~0,7 и больших, при постоянном П т наблю­ дается резкое падение величины приведенного расхода. В рас­ смотренном диапазоне значений П т область изменения G n p рас­ полагается ниже зон сверхкритического истечения из соплового аппарата и критического истечения из рабочего колеса.

17Э