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

тическое истечение из соплового аппарата возникает раньше, чем критическое течение в рабочем колесе. Это видно из того, что при

мент М/М0 не зависит от П т . Расчетное значение й\ исследован­

В [32] приведена методика расчета характеристик цент­ ростремительной турбины. Для надежности необходимо сравнить экспериментальные данные с расчетными. Произведем это срав­ нение только по степени реактивности р, так как совпадение рас­

тальных значений р в зависимости от KUi и П т показывает вполне

180

точна. Это сравнение показывает, что методика расчета характе­ ристик центростремительной турбины [32] вполне может быть использована для расчетного определения параметров ступени на переменном режиме работы, включая и пусковой.

Указанная методика в качестве одного из основных элементов содержит расчетное определение потерь в рабочем колесе на ос­ нове предложенной в разд. 2.9 схемы течения через рабочее ко­ лесо на нерасчетном режиме работы ступени. Из сравнения дан­ ных рис. 4.11 видно, что указанная схема верно отражает законо­

срывного течения в колесе при расчетном входе потока. В разд. 2.9 мы видели, что срыв потока в рабочем колесе при расчетном входе потока (Pi = Pm) возникает вследствие недостаточного чис­ ла лопаток рабочего колеса. Чем меньше аь тем интенсивнее срывное течение и тем значительней снижение к. п. д. При cti<15° к этому добавляется еще существенное увеличение кро­ мочных потерь, связанное с изменением коэффициента скорости Ф в сопловом аппарате.

При значениях угла щ ниже оптимального увеличение кро­ мочных потерь возрастает еще и потому, что с уменьшением ai уменьшается р, т. е. увеличивается доля теплсперепада, сраба-

181

На оптимальное значение угла ai огромное влияние оказывает число лопаток рабочего колеса. Очевидно, что если бы число ло­ паток колеса было больше 19, срывное течение в рабочем колесе не возникало и максимум к. п. д. сместился бы в область мень­ ших углов сц.

Уменьшение г)т при ai>20° связано с увеличением потерь тре­ ния в колесе и на выходе.

реактивности, что усугубляет отрицательное влияние увеличения

но в еще большей степени увеличиваются потери в рабочем ко­ лесе Аг|р.к-

4.4. ВЛИЯНИЕ ФОРМЫ ПРОФИЛЯ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ

НА ПАРАМЕТРЫ СТУПЕНИ

В гл. I I приведена методика профилирования рабочих колес центростремительных турбин. Согласно этой методике для обес­ печения заданных из расчета турбины параметров необходимо не допускать отрицательных значений скоростей по обводам ме­ ридианного профиля и по профилю лопатки. При возникновении диффузорных участков качество профилирования следует прове-

182

рять по критерию, определяющему устойчивость пограничного слоя. Эти выводы были сделаны на основе теоретическчх расче­

четырех центростремительных турбин. В двух из них проверялось влияние отрыва потока, связанное с появлением отрицательных скоростей, а в двух других.— влияние отрыва пограничного слоя.

Остановимся сначала на серии испытаний, где проверялось

ны. Профиль спирального подвода (см. рис. 4.2) выбирался так, чтобы обеспечить примерно постоянный угол входа потока на соп­ ловой аппарат.

Поперечные размеры спирального подвода связаны с углом

ВI n — —

ше габарит спирального подвода. Поэтому величину угла ао при­ ходится задавать не слишком большой (ао<90°), но в то же вре­ мя такой, чтобы обеспечить разгон потока в сопловом аппарате. Угол выхода потока из соплового аппарата а, = 15 и 27°. Угол входа потока ао принят равным 48° и максимальный габарит у спирального подвода (при ф=Ю) г и = 130 мм. При постоянном угле ао величины гп рассчитывались при разных ф [0°—360° по формуле (4.4)].

Испытывалось две турбины. Профиль рабочего колеса первой турбины показан на рис. 2.31. В этом рабочем колесе на расчет­ ном режиме при расчете осесимметричного течения возникал от­ рыв потока от внутреннего обвода профиля (см. гл. I I , разд. 2.7).

Меридианный профиль второго рабочего колеса приведен на рис. 4.15. На этом же рисунке показаны профили решетки пери­ ферийной, средней и корневой струек в плоскости конформного

183

отображения. Угол на входе в рабочее колесо в относительном движении pi = 90°, на выходе отгиб профиля выполнялся так, чтобы обеспечить значение угла Р2 = 32°, постоянное во всех сече­ ниях.

0,5 У

Рис. 4.15. Меридианный профиль рабочего колеса и профили лопаток в плоскости х, у эквивалентного течения

184

этого момента наружные обоймы подшипников турбины имеют возможность покачиваться и передавать тормозное усилие через тяги «а весы.

В дальнейшем будем для упрощения называть турбину с от­ рывом потока — турбина 1, а турбину, рабоче колесо которой выполнено с учетом рекомендаций гл. I I I —турбиной 2.

Основные параметры испытанных турбин на расчетном режи­ ме (по одномерной теории) приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1

Сравнительно низкое значение к. п. д. в турбине 2 объясняется в основном большим принятым углом cci = 27°, что в свою очередь диктовалось необходимостью иметь угол Pi потока возможно бо­ лее близким к величине Pi = 90°. Дальнейшее повышение окруж­ ной скорости по сравнению с принятым значением для увеличе­ ния значения Pi не представлялось возможным при заданном чис­ ле оборотов, так как высота лопатки соплового аппарата в при­ нятом варианте уже достигала величины /г = 4 мм.

Проведенный расчет не позволяет в достаточно корректной форме определить изменение к. п. д. ступени турбины 1 по срав­ нению со значением, определенным без учета появления отрыва потока. Основная трудность при этом заключается в том, что не известна фактическая граница зоны отрыва потока. Поэтому бы­ ло принято, что более целесообразно определить это изменение к. п. д. путем экспериментального исследования турбины и сопос­ тавления полученного значения с расчетным.

.186

При испытаниях турбины с малой срабатываемой мощностью и небольшим отношением давлений, срабатываемым в турбине, необходимо было тщательно измерять тормозные усилия гидро­ тормоза и подшипников и значения давлений по тракту турбины. Тормозные усилия передавались на золотниково-сильфонную систему, давление в которой измерялось водяными пьезомет­ рами.

мозного устройства 0,4 м давало максимальную ошибку момента не более 2%. Максимальный разброс показаний сильфона, свя­ занного с тормозным устройством, измеряющим показания уси­ лий подшипников, составлял 5 мм Н 2 0 , что приводило к макси­ мальной ошибке измерения момента не более 3%'. Как уже от­ мечалось, испытания проводились при значениях П т = 2,81 ——= 1,32. Измеренные мощности приведены на рис. 4.18. При значении параметра 5i/ca R , близком к расчетному, измеренные мощности отличаются между собой почти в 10 раз. На рис. 4.19 приведены зависимости мощностей трения в подшипниках от «i/сад и Пт ~ Наблюдается вполне определенная закономерность: с ростом П т мощность трения подшипников увеличивается. Это связано с тем, что при увеличении П т увеличивается осевое усилие в турбине и, следовательно, увеличивается NTV.noam.

1ST

О доле мощности трения подшипников по отношению к мощно­ сти, определяемой весовым устройством гидротормоза, можно су­

При траверсировании поля на выходе из турбины при ряде значений «i/сад (см. ниже) были обнаружены зоны отрыва пототока. Зона отрыва опре­ делялась следующим об­ разом: на ее границе пол­ ное давление, измеряемое дистанционно управляе­ мым насадком, сравнива­ лось с измеряемым стати­ ческим давлением, а угол выхода потока был бли­ зок к 0 или 180°. По изло­ женной методике нельзя точно измерить располо­ жение зоны отрыва пото­

ка. Особую трудность при этом составляло определение утла потока, поскольку вблизи зоны отрыва поворот насадка по углу в пределах ±10° не приводил к заметному изменению показаний насадка, по которым он устанавливался под заданный угол по­ тока. Поэтому окончательное суждение о появлении зоны отрыва регистрировалось тогда, когда сравнивались полные и статиче­ ские давления. Вблизи зоны отрыва, когда производились отме­ ченные выше повороты насадка в пределах ±10°, измеряемые полное и статическое давления практически не изменялись. Угол выхода потока при этом определялся до некоторой степени ус­ ловно.

Распределения полных, статических давлений и углов выхода потока в зависимости от радиуса при различных Wi/сад для тур­ бины 1 приведены на рис. 4.21. На рис. 4.22 приведены для срав­ нения эпюры параметров на выходе из рабочего колеса турбины с безотрывным на расчетном режиме течением в рабочем колесе (турбина 2). При малых значениях ujcan (0,1—0,95), когда за­ крутка потока на выходе существенна, а 2 не более 60°, у втулоч­ ного сечения возникает отрывное течение. Граница зоны отрыва определялась по равенству полных и статических давлений. Для наглядности зоны, в которых полное давление равно статическо­ му, а угол выхода потока а 2 принимает значения 0 или 180°, при­ ведены отдельно для турбины 1 в зависимости от ujc^ на рис. 4.23. При этом угол выхода потока принимал значения 0 или 180°. Такая же зона отрыва существовала и на выходе из рабоче­ го колеса турбины 2. При значениях Ы 1 / с а д ~ 0 , 1 начало зоны от-

188

рыва по радиусу располагается примерно в том месте, где начи­ нается втулка рабочего колеса.

189