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

* Если окружная скорость лопаток больше пределов, указанных на графике, то длину ступени можно прибли­ женно определить из равенства £cт = £cт»o• тщ "' где ^ст»о— длина ступени, снятая с графика при ц = 200 м/сек.

ю

СЛ

ступени 1)и'

* По найденному значению 1Ни — с графика на рис. IV-19 определяется величина ист, и при расхождении ее с при-

Si нятой величиной в п. 11 расчет с п. 12 по 18 повторяется при новом значении [аст

Часто при проектировании турбинных ступеней с парциальным впуском по тем или инымпричинам приходится отклоняться от оптимальной величины степени впуска. Влияние этого отклонения

«)

С^ТОмм

рис. IV-27, построенных по результатам исследований, выполнен­ ных в МЭИ.

27&

Г л а в а V

ДЕТАЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ТУРБИН

§ 1. ДЕТАЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ПАРОВОЙ И ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ НА РАСЧЕТНОМ РЕЖИМЕ

Детальный расчет турбин выполняется на основе результатов предварительного расчета, в процессе которого в основном уста­ новлены конструктивные формы и размеры проточной части тур­ бины, определено число ступеней и приняты в них величины тепло-

перепадов и значения безразмерных параметров — и р. Наличие

со

перечисленных исходных данных, полностью определяющих при выбранных профилях и геометрических параметрах решеток ос­ новные качества проточной части турбины, делает путь детально­ го расчета вполне четким, приводящим к одному оптимальному решению. Поэтому детальный тепловой расчет выполняется в стро­ го определенном порядке и для получения результата не требует рассмотрения различных вариантов.

Во всех случаях в турбинах различного типа основной целью детального расчета на расчетном режиме является выбор профи­ лей и основных геометрических параметров сопловых направляю­ щих и рабочих решеток, обеспечивающих развитие турбиной за­ данной. мощности при заданном расходе рабочего тела в принятых конструктивных размерах и формах проточной части. Поэтому по­ рядок детального расчета, то есть последовательность расчетных операций, в различных турбинных ступенях применяется пример­ но одинаковой. То отличие в детальных расчетах, которое все же имеет место в турбинах различных типов и конструкций, не носит принципиального характера и не отражается на порядке расчета. Это отличие обусловливается, главным образом, различием рас­ четных формул для учета потерь в зазорах турбинных ступеней разной конструкции, количеством учитываемых внутренних потерь, а также способами, которыми производится определение в про­ цессе расчета основных расчетных величин. Например, порядок расчета турбинной ступени так называемого активного типа с со­ плами, установленными в диафрагме, и рабочими лопатками, за­

277

крепленными на диске, как в паровой турбине, так и в газовой турбине одинаков. Однако, если при расчете паровой турбины оп­ ределение параметров пара и теплоперепадов по венцам, как пра­ вило, выполняется с помощью диаграммы i—s, а определение ве­ личины и направления скоростей пара при входе на лопатки путем построения треугольников скоростей, то при расчете газовой тур­ бины эти величины в большинстве случаев определяются анали­ тически *.

Различие в способах определения в процессе детального рас­ чета основных расчетных величин обусловливается также тем, ка­ кие вспомогательные материалы используются для расчета. В од­ ном случае для определения к. п. д. ступени применяются обобщен­ ные графики, полученные при исследовании определенного типа ступеней в экспериментальных турбинах, в другом — используют­ ся гидродинамические характеристики для решеток, из которых формируется рассчитываемая ступень. В первом случае расчет уп­ рощается, так как количество расчетных операций уменьшается (отпадает необходимость в определении величин и направлений скоростей, потерь энергии на венцах и т. д.) и увеличивается на­ дежность результатов расчета. Однако в настоящее время накоп­ лено еще недостаточно опытных данных по исследованию ступе­ ней корабельных турбин с современным облопачиванием. Поэто­ му пока невозможно построить обобщенные графики, которые можно бы было применить для расчета этих турбин.

Во втором случае расчет ведется по треугольникам скоростей, что делает его более трудоемким, чем в первом случае. Однако в этом случае наглядно видны величины потерь энергии в отдельных элементах проточной части турбины, что позволяет намечать пути повышения экономичности ступеней. Кроме того, наглядность та­ кого способа расчета делает его наиболее целесообразным в учеб1 ном процессе. Поэтому в настоящей главе главное внимание уде­ ляется расчету по треугольникам скоростей. Надежность резуль­ татов расчета в этом случае зависит от.того, насколько правильно принимаются величины коэффициентов скоростей в решетках рас­ считываемой ступени. Эти величины принимаются по гидродина­ мическим характеристикам решеток, полученным в статических ус­ ловиях при испытании неподвижных решеток. Однако в реальных условиях появляется ряд факторов, влияющих на величину потерь в ступени и понижающих значения коэффициентов скоростей по сравнению с их значениями, полученными в статических условиях. К этим факторам относится неравномерность и турбулентность по­ тока, поступающего на лопатки, наличие перекрышей, действие центробежных сил в потоке и др.

* Кроме того, если расчет паровых турбин всегда выполняется по статиче­ ским параметрам, то расчет газовых турбин часто производится по параметрам торможения.

278

.В результате исследований, проделанных в МЭИ, было пока­

^и(!Т

виду, что уменьшение к. п. д. реальной ступени по сравнению с к. п. д., соответствующим статическим условиям, при отсутствии технологических отклонений в ступени происходит, главным обра­ зом, за счет увеличения потерь на рабочих лопатках и перед ними, то есть за счет снижения коэффициента скорости ф, то его значение для реальной ступени можно определить из следующего равен­ ства:

Ф=*Фо,

где ф0 = фст — значение коэффициента, скорости, снятое с гидро­ динамической характеристики, полученной в ста­ тических опытах;

S — поправочный коэффициент, который определяется с графика (рис. V-1) и соответствует указанному различию в значениях к. п. д. ■»]„ и 7]„CT.

Рие. V-1. К определению коэффициента ско­ рости &

Условия работы сопловой направляющей решетки близки к ус­ ловиям статических испытаний, и значения коэффициентов скоро­ стей ф, снятые с гидродинамических характеристик неподвижных решеток, можно считать соответствующими реальным условиям. Однако, назначая в процессе расчета величины коэффициентов ско­ ростей в соплах промежуточных ступеней, необходимо к величине, снятой с гидродинамической характеристики решетки, вводить по­ правку на неполное использование выходной энергии предыдущей ступени.

Как было показано в § 8 гл. II, исправленное значение коэффи­

279

где <р0 — значение коэффициента скорости из гидродинамической характеристики решетки;

стей, с гидродинамических характеристик решеток снимаются зна­ чения углов выхода потока со и р2 и коэффициентов расхода р„

ирр.

Впредварительных расчетах, имеющих приближенный харак­ тер, при определении размеров лопаток турбины использовалось уравнение расхода в следующем виде:

межлопаточного канала. Однако, как известно, в реальных усло­ виях в турбинной решетке имеет место неравномерность распреде­ ления скоростей, которая заставляет обращать внимание на то, как производится осреднение скорости в сечении межлопаточного ка­ нала. Если осреднение скорости произвести по кинетической энер­ гии, то есть за среднюю скорость принять в сечении канала такую постоянную скорость при которой кинетическая энергия в рас­ сматриваемом сечении канала равнялась бы истинному интеграль­ ному значению ее, то такая средняя скорость не будет равна сред­ ней скорости, полученной путем осреднения по весовому расходу, а будет несколько больше [51, 52].

В расчетах турбин величины скоростей С\ и w2 определяются из уравнения энергии и являются средними скоростями в выход­ ных течениях сопловой направляющей и рабочей решетках, полу­ ченными осреднением по кинетической энергии. Следовател'ьно, подстановка этих величин в уравнение расхода (*) будет давать определенную ошибку, если в это уравнение не вводить соответст­ вующие поправочные коэффициенты.

Поэтому при определении размеров облопачивания турбины из уравнения расхода оно применяется в следующем виде:

280

Величины коэффициентов расхода определяются опытным пу­ тем при испытаниях турбинных решеток и ступеней.

В детальном расчете величины ц должны приниматься по гид­ родинамическим характеристикам решеток. Однако для ряда тур­ бинных решеток с нормализованными профилями отсутствуют данные о величинах коэффициентов расхода. В этом случае целе­ сообразно пользоваться обобщенными данными, представленными в качестве зависимости коэффициента расхода от перепада давле­ ний или степени реактивности в решетке, а также от состояния рабочего тела.

Рис. V-2. Значение коэффициентов расхода в решетках паровых турбин по данным ДЖИМ

Такие зависимости для паровых турбин в виде графиков, по­ лученных ДЖИИ, представлены на рис. V-2.

При расчете ступеней без бандажа на рабочих лопатках, а также ступеней реактивного типа, необходимо учитывать то об­ стоятельство, что коэффициент расхода будет увеличиваться за счет протечек через радиальный зазор лопаток. Приближенно это увеличение [32] можно учесть следующим образом:

281