книги из ГПНТБ / Ипатов Е.А. Теория и тепловые расчеты корабельных паровых и газовых турбин учебник

Процесс расширения в регулировочной ступени в нормальных условиях и при снятых рабочих лопатках показан на рис. III-16 соответственно сплошными и пунктирными линиями.

Повышение температуры, которое возникает в камере регули­ ровочного колеса при снятых рабочих лопатках в большинстве слу­ чаев является недопустимым, особенно при высоких параметрах рабочего тела перед турбиной, так как может вызвать чрезмерные температурные напряжения в ряде деталей турбины. Для обеспе­ чения нормальных условий в камере регулировочного колеса необ-

Рис. Ш-16. К определению начальной температуры в регулировочной ступени с удаленными рабочими ло­ патками

ходимо снизить температуру на входе в турбину. Определение не­ обходимой начальной температуры можно произвести [58] с по­ мощью диаграммы i—s, как показано на рис. III-16. Новая темпе­ ратура на входе в регулировочную ступень определится в точке D на пересечении изобары начального давления р0 и линии постоян­ ной энтальпии, проходящей через точку В конца расширения в ре­ гулировочной ступени при нормальных условиях.

При таком изменении параметров на входе в регулировочную ступень, как видно из рис. III-16, условия работы последующих не­ регулируемых ступеней остаются такими же, как на нормальном режиме. Однако необходимо иметь в виду, что снижение началь­ ной температуры при неизменном количестве работающих сопел и неизменном положении регулирующих клапанов приведет к уве­

221

Увеличение расхода приведет к повышению давлений по ступе­ ням и росту теплоперепадов. Наиболее заметным этот рост теплоперепада будет в последней ступени, вызывая ненормальную пере­ грузку ее. Поэтому для обеспечения надежности работы аварий­ ной турбины максимальный расход через нее должен быть огра­ ничен. Ограничение расхода можно установить, измеряя давление в контрольной ступени, которое при максимальной мощности ава­ рийной турбины не должно превышать давления при максималь­ ной мощности в турбине с исправной проточной частью. Мощность турбины при разлопачивании регулировочного колеса уменьшает­ ся на величину, равную мощности регулировочной ступени, то есть

N ^ = { N - N ^ . ст.) ^

О Ъ

№

Г л а в а IV

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ РАСЧЕТЫ ТУРБИН

Приступая к тепловым расчетам турбин, проектировщик дол­ жен прежде всего выбрать тип агрегата: число корпусов турбин, тип/передачи мощности на гребной вал, тип облопачивания, тип регулирования мощности, способ реверса и т. д. Этот выбор про­ изводится на основе накопленного опыта проектирования, а также путем исследовательского проектирования, то есть путем вариант­ ных расчетов проектируемого турбо-зубчатого агрегата или всей установки в целом.

Заданными величинами при начале тепловых расчетов турбин являются:

производится при вариантных расчетах цикла ГТУ и рассматри­ вается в специальных курсах по газовым турбинам [25; 26]. Тепло­ вой расчет турбин выполняется обычно в два этапа: первый этап — так называемый предварительный расчет и второй этап — детальный тепловой расчет.

В процессе предварительного расчета производится определе­ ние числа ступеней, разбивка общего перепада тепла в ТЗА меж­ ду отдельными корпусами, характерными группами ступеней и от­ дельными ступенями, а также производится ориентировочное (предварительное) определение геометрических размеров проточ-

ной части турбины. Предварительные расчеты выполняются обыч­ но в стадии так называемого предэскизного или эскизного проек­

показатели работы турбоагрегата, то есть его к. п.д. и развивае­ мая им мощность.

В технической литературе по паровым и газовым турбинам можно найти большое многообразие путей и способов предвари­ тельного теплового расчета проектируемой турбины. Это объяс­ няется тем, что предварительный расчет турбины заключается в решении задачи со многими неизвестными, для определения ко­ торых в процессе расчета приходится принимать ряд конструктив­ ных и режимных параметров турбины или отдельных ее ступеней. Принятые параметры позволяют определить все другие неизвест­ ные интересующие нас величины, характеризующие качество про­ ектируемой турбины. В зависимости от того, какие параметры в процессе расчета принимаются за исходные, определяется порядок и метод расчета. Подход к решению задачи предварительного расчета, принятие за исходные тех или иных параметров турбины в значительной мере определяется характером наличного вспомо­ гательного материала, накопленным .опытом и привычками кон­ структора. Ввиду того, что принимаемые в процессе расчета вели­ чины могут выбираться в определенных пределах, то есть могут приниматься различных значений, конструктор, проделав предва­ рительный расчет турбины, не имеет гарантии в том, что он до­ бился оптимального решения задачи. Поэтому предварительные расчеты турбин в большинстве случаев выполняются в нескольких вариантах. Вариант расчета, дающий наилучшие результаты с точки зрения экономичности, размеров проточной части турбины и сочетания с другими элементами турбоагрегата, принимается как основной, исходный для окончательного детального теплового расчета турбины.

Настоящая глава не ставит перед собой цель показать все многообразие существующих способов предварительного расчета турбин, а рассматривает лишь один из путей решения задачи, ко­ торый на наш взгляд приводит к удовлетворительным результат там, не вызывая необходимости расчета большего количества ва­ риантов.

§ 1. РАСЧЕТ ОДНОСТУПЕНЧАТОЙ ТУРБИНЫ С ПОЛНЫМ ВПУСКОМ РАБОЧЕГО ТЕЛА ПО ОКРУЖНОСТИ

Одноступенчатая турбина с полным впуском рабочего тела по окружности применяется в газотурбинной установке в качестве осевой и центростремительной главной турбины, а также в паро­ турбинной установке в качестве центростремительной паровой тур­

226

бины сравнительно небольшой мощности. Исходными данными для расчета такой турбины обычно являются:

1)мощность на валу турбины Ne, л. с.;

2)секундный расход рабочего тела G, кг/сек;

3)давление и температура рабочего тела перед турбиной ро,

кг!см2 и Го0;

4)давление за турбиной р2, кг/см2.

Предварительный расчет одноступенчатой турбины заключает­ ся в выборе таких значений основных параметров ступени, кото­ рые при благоприятных конструктивных соотношениях и приемле­ мых геометрических размерах проектируемой турбины обеспечи­ ли бы заданную мощность на валу при данном расходе рабочего тела. Заданной мощности турбины соответствует определенное зна­ чение к.п.д. на окружности, которое можно найти следующим об­ разом.

Как известно, внутренняя работа турбин, отнесенная к 1 кг ра­ бочего тела, найдется из выражения

где 7)т — механический к.п.д. турбины может быть оценен по гра­ фику на рис. IV-1, а внутренний к.п.д. турбины.

AL,

''llзад К

22?

Величина /га находится по заданным начальным и конечным параметрам рабочего тела из диаграммы i — s или по формуле

К-п. д. на окружности, который необходимо иметь турбине для обеспечения заданной мощности, будет равен

^ зад = % ад + Д^

руемой одноступенчатой турбины, можно приступать к выбору основных геометрических и режимных параметров ступени. По­ скольку эта операция в центростремительной ступени имеет неко­ торые особенности по сравнению с осевой ступенью, в дальнейшем

Из различных путей и способов решения задачи предваритель­ ного расчета осевой турбинной ступени с полным впуском рабо­ чего тела по окружности можно предложить, например, следую­ щий порядок расчета.

По уравнению неразрывности определяется высота рабочих лопаток

При этом средний диаметр облопачивания D выбирается по кон­ структивным соображениям (если он не является заданной вели­ чиной), исходя из требований, предъявленных к проектируемому агрегату, в состав которого входит данная турбинная ступень.

‘Величина скорости до2 назначается в соответствии с принятым значением числа М2 на выходе из рабочих лопаток

w2 = M2Vr kgp2v 2 .

Из гл. I следует, что наилучшие условия обтекания лопаток и наиболее устойчивые значения коэффициентов скоростей можно получить в решетках, у которых числа М на выходе не превышают критических величин, равных 0,8 0,9. Поэтому целесообразно принимать числа М2< 0,8 0,9. Однако при больших объемных расходах или при больших теплоперепадах в ступенях для получе­ ния приемлемых размеров проточной части приходится применять

228

числа М, доходящие до 1, а в случае применения специальных про­ филей лопаток — и больших значений.

Удельный объем рабочего тела при выходе с рабочих лопаток v2 в данном расчете можно приближенно принимать равным удельному объему при выходе из ступени, который определится по заданному значению к. п.д. на окружности ■»)„ . В паровой тур­

Угол Рг выбирается в пределах 20—30°. Выбор угла Рг целесо­ образно производить одновременно с выбором угла ai, с тем что­ бы иметь рациональное соотношение этих углов, рекомендуемое графиком на рис. II-7. Угол щ можно принимать в пределах 14—

20°.

С определением высоты лопатки находится и отношение

При неблагоприятных значениях %выбор величины D, углов и Му должен быть пересмотрен. По найденному значению % с по­ мощью графика (рис. П-20) или формул (П-81) — (Н-83) выби­ рается степень реактивности в ступени р, а по кривым рис. П-6

на среднем диаметре

и = — - 9 1 ,5 ] / А а .

с0

Допустимость полученного значения окружной скорости долж­ на быть проверена. Для этого вычисляется величина напряжения на разрыв в рабочих лопатках, возникающего от действия центро­ бежных сил, по известной приближенной формуле

229

Минимальное значение р, достигает величины 0,25—0,30. В ци­ линдрических лопатках постоянного профиля ц = 1.

Полученная величина сравнивается с разрушающим напряже­ нием для принятого материала с учетом запаса прочности и темпе­ ратуры лопаток. Температура рабочих ло'паток, как показывают

уравнение (IV-190) можно переписать следующим образом:

на рис. IV-2.

Из формулы (IV-191) видно, что при постоянной температуре на входе в турбину температура лопаток зависит, главным обра­ зом, от величины теплоперепада и степени реактивности в ступе­ ни. Чем больше теплоперепад и меньше степень реактивности в

ступени, тем меньше температура лопаток. Величина к j

230

Полученное значение т)ц должно быть больше или равняться

^ изад'

Если напряжение о при данной температуре Тл превышает до­ пускаемые пределы, необходимо пересмотреть выбор параметров ступени таким образом, чтобы уменьшить величину а или Тл.

* Однако необходимо иметь в виду, что с увеличением р из-за уменьше­

ленной степени компенсирует увеличение Тл, вызванное уменьшением перепада тепла в направляющем аппарате.

231