Определение остальных расчетных величин, позволяющих под считать мощность турбины, не вызовет затруднений. Порядок рас чета радиальной центростремительной турбины на заднем ходу из ложен в табл. 17. Если в результате расчета по этой таблице бу дет получена мощность А/езх, значительно отличающаяся от при
нятой величины (в начале расчета при определении я3.х), расчет необходимо будет повторить, приняв новое значение iVC3X.
В табл. 17 излагается последовательность расчета на заднем ходу центростремительной газовой турбины. Однако эта же мето дика расчета применима и для расчета паровой реверсивной цен тростремительной турбины. В последнем случае ряд расчетных ве личин будет определяться не по формулам, а с помощью диаграм мы U—s.
Рассмотренная |
методика расчета реверсивной |
центростреми |
тельной турбины на заднем ходу может быть применима |
только |
тогда, когда скорости при выходе из |
направляющего аппарата |
меньше |
скорости |
звука, т. е. когда |
числа Mi < |
1. |
При |
числах |
М I > 1 |
определение степени реактивности на заднем |
ходу |
спосо |
бом, изложенным в п. 14—23, табл. 17, становится невозможным, так как в этом случае при производстве графической интерполяции не будет пересечения кривых (c/)h = / ; (Л„) и (c1/)v= / 2(AH)-
В ряде случаев для повышения мощности центростремитель ной турбины может появиться необходимость срабатывать в тур бине такие теплоперепады, при которых числа Mt при выходе из направляющего аппарата будут превышать единицу или близки к ней. При этом, если на расчетном режиме переднего хода число Мt не превышает единицу, но близко к ней, то на режиме заднего хода оно будет в большинстве случаев больше единицы. Это будет
вызываться уменьшением степени реактивности |
на заднем |
ходу |
из-за изменения отношения |
Следовательно, |
необходимо |
пре- |
, |
с° |
|
|
дусмотреть возможность определения степени реактивности в ре версивной центростремительной турбине на заднем ходу при ра боте направляющего аппарата на около- и сверхкритических ре жимах. Для этого можно воспользоваться формулой (Ш-164), выражающей зависимость степени реактивности р от отношения
скоростей — . В процессе вывода этой формулы при переходе от с0
выражения (Ш-160) к выражению (Ш-161), имелось в виду, что отношение площадей выходных сечений рабочих и направляющих
лопаток т = |
-=£- при изменении режима работы турбинной ступе- |
ни остается |
Л, |
неизменным. При реверсе это отношение будет ме |
няться, поэтому в формулу (Ш-164) перед 0Л: должен быть введен
множитель |
и формула |
применительно к данному случаю |
|
/Дз.х |
|
|
|
примет следующий вид: |
|
|
|
|
Р = |
1 — |
1 |
1 |
|
*> X |
|
|
|
|
— 9" |
X j j / " <Р2 |
cos2 а, + |
(1 — 92) |
1 + ц 2 | ^ у _ ^ М 0 Л 1 |
|
|
|
|
т 3 |
|
- < р |
% |
C O S 0Cj |
|
|
с0 |
|
Имея в виду, что площадь выходного сечения рабочих лопаток
и при реверсе остается неизменной, |
т. е. FPnx = |
Fpзх, |
отноше- |
ГПпY |
V |
и формулу для |
определения |
степени реактив- |
ние — —= р ' |
тз-х |
^Нп.Х |
|
|
|
|
ности на заднем ходу в реверсивной центростремительной турбине окончательно можно написать следующим образом:
:1 - |
X |
|
|
cos2aj -f- (1 — ср2) 1 + |
Г |
и. |
“ з .х ел. |
|
Т2 |
|
Нп.Х |
U-t |
|
(V-221) |
|
|
— t p - ^ - C O S a , |
|
|
6о |
|
|
|
Вычисление степени реактивности можно выполнить значитель но проще, чем по выражению (V-221), если воспользоваться при ближенной формулой (III-165). Тогда для данного случая будем иметь
а ■ Н з.х |
ел, |
Нп.Х |
(V-222) |
р = 1 |
где значения а и b определяются |
с графиков на рис. III-8 и |
рис. Ш-9.
При расчете р по формуле (V-221) или формуле (V-222) вели-
и\
чины — и ai должны соответствовать режиму заднего хода, т. е.
со
должны |
быть взяты из п. 11 |
и 12 |
табл. 17. Величина Л] |
равна |
квадрату |
„ |
Wot |
на расчетном режиме |
перед- |
отношения скоростей —— |
него хода, т. е. |
2 |
) . В общем случае в центростреми- |
\ |
^0 / рП-Х |
тельной турбине величина коэффициента 0 не равна единице, по этому определение р (по формулам (V-221) или (V-222)] произво дится путем последовательных приблйжений. В первом приближе нии принимается, что 0 = 1 . После определения р значение 0 уточ няется по формуле (Ш-163), которая в данном случае запишется следующим образом:
фп.х (1 |
1 рз.х) |
1 + |
■ урз.х ( е ~ |
1) |
2 |
|
|
|
|
фз.х (1 |
Рп.х) |
1 + |
"^"рп.х ( б — |
1 ) |
где фз.х принимается в пределах 0,70—0,75.
Если подсчитанное значение 0 не равно единице, делается вто рое приближение.
При определении угла а: на заднем ходу в случае Mi > 1, во обще говоря, необходимо учитывать угол отклонения потока при расширении в косом срезе. Однако, как можно видеть из рис. 1-33 и рис. 1-34, при числах Мi 1,2 угол отклонения в косом срезе не велик, и если его не учитывать, точность расчета не понизится. В случае Mi>1,2 учет угла отклонения в косом срезе необходим. Но такой случай маловероятен, так как увеличение числа М\ до значений, больших чем 1,2, сопряжено с увеличением потерь энер гии в направляющем аппарате, а также при входе на рабочие ло патки, и вряд ли целесообразно.
Очевидно, что величина числа Мь заставляя менять способ оп ределения степени реактивности, не оказывает влияния на поря док расчета и способ определения других расчетных величин. По этому при числах М| >- 1 расчет реверсивной центростремительной турбины на заднем ходу может производиться в последователь ности, изложенной в табл. 17, в которой расчетные операции, пере численные в п. с 14 по 23, должны быть исключены и заменены вы числением Рз.х по формуле (V-221) или (V-222).
§ 7. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ДВУХВЕНЕЧНОГО КОЛЕСА, ПЕРЕРАБАТЫВАЮЩЕГО БОЛЬШОЙ ПЕРЕПАД ТЕПЛА
В гл. IV уже отмечалось, что ввиду сложности процесса тече ния в двухвенечных колесах, затрудняющей правильный учет по терь энергии г ступени, проектирование двухвенечных колес обыч ным путем с помощью треугольников скоростей не может обеспе чить надежных результатов расчета. Поэтому рекомендовалось определение основных характеристик двухвенечных колес произво дить по обобщенным данным проведенных за последние годы об ширных экспериментальных исследований . наиболее эффективных
двухвенечных ступеней. Эта рекомендация тем более относится к двухвенечным ступеням, перерабатывающим большие теплоперепады, значительно превышающие критические. В этих ступенях, где обычно скорости при входе на первый рабочий венец являются сверхзвуковыми, процесс течения особенно осложняется и пра вильный учет потерь энергии, а также назначение оптимальных параметров ступени сильно затруднены. Однако, если для двухве
нечных ступеней, работающих при отношении давлений — .боль но
шем 0,3—0,4, указанную рекомендацию можно выполнить, то для ступеней с большими теплоперепадами, имеющими часто отноше-
„ р? |
пл |
ние давлении |
меньше 0,1, для выполнения этой рекомендации |
Ро
нет еще достаточно возможностей.
Действительно по исследованию двухвенечных ступеней, рабо тающих при дозвуковых скоростях, на входе в первую рабочую решетку получено большое количество экспериментального мате риала, позволившего после обобщения его разработать методику расчета высокоэффективных двухвенечных колес, изложенную в § 4 гл. IV*. Испытания же ступеней, работающих при сверхзвуко вых скоростях, проводились до последнего времени в ограничен ных масштабах. Результаты этих испытаний в настоящее время еще не могут быть представлены в обобщенном виде и положены
воснову расчета двухвенечных колес подобного типа. Несомненно, что в скором времени этот недостаток должен быть ликвидирован
всвязи с тенденцией увеличения нагрузки ступеней корабельных
•турбин, вызванной требованием снижения весогабаритных показа телей.
Внастоящее время двухвенечные колеса, работающие со сверх звуковыми скоростями, применяются, главным образом, в паро турбинных приводах вспомогательных механизмов и в турбинах заднего хода паровых корабельных ТЗА. В турбинах вспомога тельных механизмов, имеющих очень малую степень впуска пара по окружности и большие внутренние потери, потери течения со ставляют сравнительно небольшую долю в общем балансе потерь энергии в ступени. При расчетах турбин заднего хода точность оп ределения их экономических показателей (к. п. д.) не имеет столь существенного значения, как при расчете турбины переднего хода. Поэтому при проектировании турбин вспомогательных механизмов
итурбин заднего хода для приближенной оценки к.п.д. турбины можно считать допустимым до получения достаточно полных экс периментальных данных использование метода треугольников ско ростей. При этом значения коэффициентов скоростей дл'Я рабочих
инаправляющего венцов целесообразно принимать по обобщенным данным испытаний решеток профилей старого типа, имеющих ост рые входные кромки и работающих в неблагоприятных условиях. Такие данные представлены на рис. V-19.
378
Коэффициенты скоростей в расходящихся соплах, выходные сечения которых соответствуют заданному перепаду давлений, со гласно опытам МЭИ [18; 71] можно принимать равными ф ~
« 0,96 -н 0,97. Коэффициенты расхода рекомендуется [71] выбирать
вследующих пределах: для сопел р„ = 0,97 -ч- 0,98; для рабочих и направляющих лопаток рр = р.,/ = рр' = 0,93 -г 0,95.
Степень реактивности на среднем диаметре в турбинах рассмат риваемого типа следует принимать минимальной, приблизительно
равной для одного венца от 0 до 2%'. так как при малых — -упри
с0
которых обычно работают эти турбины, при увеличении реактив ности проигрыш из-за' увеличения выходной потери будет больше выигрыша от улучшения обтекания корневых сечений лопаток. Кроме того, при больших зна-
|
D |
|
|
|
|
место в |
<» |
|
|
|
чениях -j- , имеющих |
|
|
|
турбинах данного типа, |
измене |
Ог |
|
|
|
ние реактивности |
в корневых |
|
|
|
|
сечениях |
по сравнению |
с реак |
|
|
|
|
тивностью на |
среднем |
диаметре |
Ц1 |
|
|
|
незначительно. Расчет |
турбины |
|
|
|
|
|
|
|
целесообразно |
начинать с |
опре |
иг |
|
|
4> |
деления |
размера |
сопел |
и |
пост |
|
|
|
роения |
в |
первом |
приближении |
Рис. V-19. |
Зависимость коэф |
профиля |
|
проточной |
части. |
Для |
фициента скорости ф от Угла |
выполнения |
этого |
построения |
поворота |
струи <о = 180° — |
— (Pi + 2Р) |
Для |
ступеней, |
ра |
необходимо определить по обоб |
ботающих при |
больших |
чис |
щенным данным |
на |
рис. IV-28*) |
|
лах М |
|
длину проточной |
части и задать |
|
|
|
|
ся линией изменения высот выходных кромок лопаток по вен цам, имея в виду, что угол наклона этой линии не должен пре вышать 15—25° (величины высот входных кромок лопаток опреде ляются значениями оптимальных перекрышей).
Если при дальнейшем расчете будут возникать затруднения с обеспечением принятого характера изменения высот выходных кромок лопаток, необходимо будет либо увеличивать в указанных пределах угол, определяющий рост высот лопаток, либо идти на увеличение ширины лопаток и длины проточной части. Последо вательность повенечного расчета турбины по треугольникам ско ростей представлена в табл. 18.
*) Если окружная скорость лопаток больше пределов, указанных на графике,
то длину ступени можно приближенно определить из равенства 1Ст = ^ СТз0о • ^ j
где СТ30б—длина ступени, снятая с графика при и = 200 м/сек.
Т а б л и ц а 18
Порядок приближенного расчета двухвенечного колеса, перерабатывающего большие перепады тепла
|
№ |
Наименование величин |
|
п/п |
|
|
|
1 |
2 |
|
1 |
Расход пара G, кг/сек |
|
2 |
Начальные параметры пара |
|
|
давление р0, кг/см2 |
|
|
температура t0, °С |
3Давление пара за рабочим колесом р2,
кг/см2
4Изоэнтропийный перепад тепла в ступе ни Ла, ккал/кг
5Средний диаметр облопачивания D, м
6Число оборотов турбины п, об/мин
7Окружная скорость лопаток и, м/сек
8Условная теоретическая скорость с0, м/сек
9Отношение скоростей —
с0
10Суммарная степень реактивности в сту пени р
11Изоэнтропийный перепад тепла в соплах Лн, ккал кг
Способ определения
3
Задано
"
-
По диаграмме i — s
Выбирается по конструктивным сообра жениям
Задано
и - *Dn
60
с0 = 91,5 У К
и
Со
Принимается в пределах р= 0-^0,05
Л„ = ( 1 - Р)Ла
