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

Рис. IV-3. Отношения высот направляю,- щих (сопел) и рабочих лопаток в ступе­ нях с различной степенью реактивности

Рис. IV-4. Кривые для определения длины ступени

Рис. IV-5. Кривые для определения длины ступени

232

Предварительный расчет можно закончить приближенным оп­ ределением основных размеров проточной части турбины. Для этого по графику (рис. IV-3) определяется отношение высоты на­

правляющей (сопловой) лопатки к высоте рабочей лопатки - f - и

части ступени может быть определена по обобщенным данным вы­ полненных турбин, представленным на рис. IV-4, IV-5 и IV-6.

Рис. IV-6. Поправочные коэф­ фициенты к определению дли­ ны ступени

Б. Радиальная центростремительная ступень

Определение основных параметров центростремительной сту­ пени целесообразно начинать с выбора величины угла си, который следует назначать в соответствии с имеющимися в распоряжении проектировщика профилями лопаток направляющего аппарата и их гидродинамическими характеристиками. Обычно угол си выби­ рается в пределах 14—20° (при больших объемных расходах мо­ жет появиться необходимость увеличить си по сравнению с ука­

в § 4(Б) гл. II, следует принимать в пределах-^- = 0,65ч- 0,70.

со

щ

Выбранному отношению скоростей —L соответствует окружная

со

скорость «1=91,5 UJ ~ Y К • Допустимость этого значения долж­

на быть проверена расчетом на прочность рабочего колеса, кото­ рый производится после определения всех основных размеров тур­

233

бины. Однако для ориентировочной проверки допустимости при­

со

На этом графике представлены обобщенные данные [56], выра­ жающие зависимость наибольших напряжений в рабочем колесе от окружной скорости щ. Сравнивая полученную с этого графика величину напряжения с пределом длительной прочности для дан­ ного материала, можно ориентировочно судить о допустимости по­ лученной величины и\. При этом приближенно можно считать, что температура диска равна температуре рабочих лопаток, которая в данном случае определится из выражения

— T„ = T0 — f ( 1 — р) -^-(1 — ^sin2^).

ср

В этом выражении степень реактив­ ности р является неизвестной величиной, которая будет определена лишь при даль­ нейшем расчете. Поэтому, учитывая при­ ближенность проверки прочности диска, можно величину <р2(1 — р) принимать в пределах 0,45 — 0,50. Указанные пределы охватывают наиболее вероятные значения указанной величины. Остановившись на значении скорости щ, можно подсчитать чи­

Рис. 1V-7. Зависимость метР Рабочего колеса А назначается по напряжений в рабочем конструктивным соображениям, исходя из

колесе центростреми- заданных габаритов, а также из условий тельной ^турбины от компоновки агрегата, в состав которого окружной скорости ыа ВХОдИТ рассчитываемая турбина.

Имеющееся значение числа оборотов

турбины позволяет перейти к вычислению параметра р = 5 . - по

формуле (II-51)

Р = 0,016

234

коэффициент быстроходности при этом определяется из выраже­ ния

При производстве расчета с помощью диаграммы i — s v2 оп­ ределяется по диаграмме в точке пересечения изобары р2 с при­ ближенной линией процесса в турбине, построенной по заданному

мощность турбины при данной быстроходности ее (гасек, об/сек) чрезмерно велика и в одной центростремительной ступени обес­ печить заданную мощность при заданных параметрах рабочего тела на входе и на выходе невозможно.

После подсчета величины р выбирается степень реактивности

р. При радиальном входе потока на рабочее колесо Pi = 90°, — =

быть не меньше минимальной величины, которая, как показано в

и,

§ 4 гл. II, равна pmin = -£г О — Н-2)

235

чину к. п. д. на окружности центростремительной турбины, так как согласно формуле (11-49) к. п.д. на окружности равен

В этом выражении все величины являются известными за ис­ ключением коэффициентов скоростей ср и ф. Согласно полученным опытным путем рекомендациям (см. § 4 гл. II) коэффициенты ско­ ростей следует принимать в следующих пределах:

<Р = 0,94 -ч- 0,95; Ф= 0,75 4-0,80.

Для того, чтобы при выбранных параметрах была обеспечена заданная мощность, величина ?]U) подсчитанная по формуле, долж­ на равняться заданному значению к. п.д. на окружности или быть

либо задание не отвечает техническим возможностям.

В конце расчета определяются основные размеры рабочего ко­ леса турбины. Средний диаметр рабочих лопаток при выходе из турбины D3 = \iD\. Высота выходных кромок рабочих лопаток

Н^г)0*-

Вследствие того, что определение ц производилось по прибли­ женной формуле (11-51)', при выводе которой было принято, что

V W-, cos 1/ и2. найденное значение /Ра может несколько от­ личаться от необходимой величины, определяемой уравнением не­

дует, прежде чем определять /Рз, уточнить действительное значе­ ние отношения JJ.- . Такое уточнение можно произвести следую-

236

1дирд образом: по формуле (11-48) вычислить отношение скоростей

w2

—-— и, используя выражение (II-51), определить

Если изменить последовательность выбора основных парамет­ ров радиальной ступени, можно избежать необходимости уточне­

раметров ступени будет следующий. Как и в предыдущем случае,

и, _

принимается значение отношения скоростей —- и угла сц. Затем,

со

исходя из условия радиального входа потока на рабочие лопатки,

необходимо убедиться, что при данных значениях указанных пара-

ная потеря и уменьшается к. п. д. на окружности.

Длина входных кромок рабочих лопаток, равная длине выход­ ных кромок сопел, определится из уравнения неразрывности

237

где

ср2(1—р) ha

RT0

Ро

СрТ0

ci = <р - 91,5 V (1 — р) /га .

Рассмотренный предварительный расчет осевой и центростре­ мительной одноступенчатой турбины позволяет в определенной степени гарантировать получение заданной мощности и наметить основные размеры, которые будет иметь проектируемая турбина.

В заключение следует отметить, что, как уже было сказано в гл. II, часто выходная энергия одноступенчатой турбины исполь­ зуется в диффузоре, в результате чего изоэнтропийный перепад тепла в турбине может быть увеличен на /гД1,ф до величины

== ^ а "Ь ^днф ■

Это обстоятельство необходимо учитывать при сравнении в • процессе расчета коэффициентов т(и и rJu .

Согласно формулам (П-92)и (П-93), полученным в гл. II,

для центростремительной турбины.

В случае увеличения теплоперепада в турбине за счет исполь­ зования диффузора к. п.д. Tju, подсчитанный по формулам (11-25)

238

данный к. п. д. на окружности соответствует равенству

AL

К

Следовательно, при производстве предварительного расчета не­ обходимо иметь в виду, что в данном случае должно выполняться следующее соотношение

где tju— величина, определенная по формулам. (II-25) и (11-49).

§ 2. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ГРУППЫ СТУПЕНЕЙ, РАБОТАЮЩЕЙ В ОБЛАСТИ БЫСТРОГО РОСТА УДЕЛЬНОГО ОБЪЕМА РАБОЧЕГО ТЕЛА

К таким группам можно отнести ступени ТНД двухкорпусной турбины и ступени однокорпусной турбины парового ТЗА. Быстрый рост удельного объема, особенно в последних ступенях заставляет значительно изменять основные геометрические и режимные пара­ метры от ступени к ступени, что накладывает некоторые особен­ ности на предварительный расчет такой группы.

Проектирование рассматриваемой группы ступеней целесооб­ разно начинать с последней ступени, так как ее размеры опреде­ ляют максимальную мощность и поперечные габариты турбины. Из уравнения неразрывности определяем средний диаметр послед­ ней ступени

Чтобы не получать диаметр последней ступени чрезмерно боль­ шим, величины, входящие в формулу (IV-192), приходится прини­ мать предельных значений. Имея в виду, что лопатки последних ступеней будут выполняться закрученными, величину отношения

\ г — ~ можно уменьшать до значений Xz = 3—4. Относительная

скорость выхода пара с лопаток w2z принимается близкой по вели­ чине (несколько больше или меньше) критическому значению, рав­ ному (®>2z)Kp = ^ kgpzvz м/сек. При этом следует иметь в виду,

что если необходимо обеспечить возможность форсировки проектируем.ого ТЗА, скорость w2z должна выбираться меньше вели-

чины (®2г)кр.

239

Наибольшая величина угла P2z Для современных стандартизи­ рованных профилей равна приблизительно 35°. Однако для умень­ шения Dz и 4 иногда приходится применять специальные профи­ ли с углом выхода Рз, равным 40—45°.

Величина удельного объема пара при выходе с лопаток послед­ ней ступени может быть определена по диаграмме i — s, если из точки С (рис. IV-8) конца приближенной линии процесса расши­ рения в турбине отложить вниз величину выходной потери в по-

с%г либо путем построения выходного треугольника скоростей, либо

потери в последней ступени ТЗА составляет от 1,5 до 3% от изоэнтропийного перепада тепла в агрегате и не превышает величины

<7az = 6 -5- 10 ккал/кг.

240