Файл: Кононов, Н. И. Газовые турбины. Теория и расчет учебное пособие.pdf

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 19.10.2024

Просмотров: 132

Скачиваний: 0

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
9-»

Одним из основных вопросов в теории многоступенчатых газовых турбин является распределение располагаемого пере­ пада тепла между отдельными ступенями. Для ориентировочно­ го определения допустимого перепада давлений в одной сту­ пени будем исходить из условий, что перепад давлений в сопловых и рабочих лопатках не должен быть больше крити­ ческого. Для простоты будем рассматривать адиабатный про­

цесс расширения газа.

Расширение газа начинается

в

точке

А* с параметрами

 

*

И

То (рис. 84). Процесс расширения

Ро

 

газа

в

соплах

заканчивается

в

точке

Alt

на

*

изобаре

р{

при

температуре

Tlt

. Точка A at на

<?г

изобаре

р2

при

температуре

ТД является

точкой

 

конца адиабатного процесса расширения газа

 

на рабочих

лопатках. Числа

М

на выходе

из

соплового аппарата и рабочих лопаток опреде­ ляются равенствами:

Mt'

''it

! <?г

Мс\ -

4ггt

 

Mw.=

zt

к Д

 

к RT2t

Принимая в пределе

= Mw, = Т>

получим:

 

 

 

Т»

(9.33)

 

 

 

Tit

Учитывая,

что

= I ,

течения газа

из условий

можно написать,

что

 

 

Рис.84

Тц

=

т*.

к+ i

 

1 *О _

Ро

W

П*

1о

U

т .'.

\

рг

 

JS.

-

степень

 

 

Ч

 

 

одной

Здесь

= т*'1

понижения давления в

ступени. гг

 

 

 

 

 

 

что

 

 

 

Из указанных соотношений

следует,

 

 

 

 

 

Tot

 

K+i

 

 

(9.34)

Т« 2т

Из треугольников скоростей можно получить следующее соот­

ношение:

232

9

i

/

 

U \2

2

л

~

■-1 +

 

COScq- —

у

+ Sul

 

1

1-Р

(р

V

Ci

 

 

Если последнее выражение и выражение (9.34) подставим в

(9 .33), получим:

к+1

 

^ip cos o(1-

j

+ (p2 Sln2c< t

(9.35)

2m

i-p

 

 

 

 

 

 

Для рассматриваемого случая (Мс^Мц^®

I) степень

реактивности

определяется

выражением

 

 

 

 

=

Ti*

Тг*

.

 

 

,

 

Р

TZ ~ Т а

можно представить в ви­

Учтя (9 .34),

степень реактивности

де

 

 

2т

i

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

С =

к+1

 

(9.36)

 

 

m-£

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Подставив найденное значение р

в

(9 .35),

найдем

значение

m :

 

 

 

 

 

 

 

m = ___________ - r f r * 1)2____________

(9.37)

 

2 + (к -1) ^

cosoii- ^

 

 

 

Второй член в знаменателе этого выражения оценивается в пределах 0,05-0,10. Веля пренебрежем вторым слагаемым в знаменателе, то приближенно подучим:

m - t e M 2 . « . а »

Уравнения (9.37) и (9.38) определяют степень расширения газа в одной ступени турбины и степень реактивности в слу­ чае равенства скорости истечения газа из соплового аппара­ та и рабочего колеса окорости звука.

Задаваясь

значениями

и

, по уравнению (9.37)

определяем

m

; зная

пг

ч

 

, по (9.36) определим д , чтобы

выяснить,

при какой

степени реактивности можно подучить

233

данную степень расширения

газа. Степень поржения давле­

ния в

ступени

определится

из выражения т и

. Значит,

можно

оценить

максимальные перепады тепла,

срабатываемые

в ступенях. По этим перепадам найдем минимальное число ступеней в турбине.

Приближенно число ступеней zminможно определить из вы­

ражения

 

 

 

 

log

i ?

log

_Р?-

(9.39)

_____ 9п_

 

Ргг

tog

Рг

к-1

log m

 

4

 

 

Число ступеней zmLn » найденное по выражению (9.39), может

оказаться дробным,

в этом случае

его следует округлить.

 

„

соответствующие

ему величины m , и

•

де целого и найти

Однако это округление следует делать осторожно и с учетом выбора — и р.Округление числа ступенейz^ b меньшую ото-

рону связано с допущением сверхкритических скоростей в ступени.

Если пользоваться приближенной формулой для определе-

D*

ния т и — , то при определении числа ступеней полученРг

ное число 2 т 1.,1 следует округлять только в большую сторону.

Таким образом, подучим минимальное число ступеней в тур­ бине, при котором не будет сверхевуковых скоростей в сту­ пенях. При таких предпосылках в каждой ступени многосту­ пенчатой турбины можно сработать перепад тепла в 200300 кДж/кг. Конкретная же величина перепада тепла, при которой отсутствуют сверхзвуковые скорости в ступени, определяется расчетом по заданным параметрам работы сту­

пени.

Таким образом, минимальное число ступеней в турбине определяется максимально допустимым перепадом тепла на отдельные ступени. Но турбина с минимальным числом ступе­ ней имеет ряд недостатков, в этом случае затрудняется

234

обеспечение прочности облопатываиия и невозможно получить высокие значения к.п.д. Поэтому с целью увеличения к .п.д. турбины, улучшения прочностных характеристик облопатывания, уменьшения поперечных габаритов или расчетного числа оборотов турбины число ступеней ее часто выбирают боль­ шим, чем z mln.

С ростом числа ступеней до определенного предела (при ll«const ) легче добиваться высоких значений к.п .д. турби­ ны, но при этом растут осевые размеры турбины и ее вес

(§ 8 .7).

Пользуясь формулой (8.58) и графиком (рис. 67), можно наметить число ступеней в турбине, учитывая весо-габарит­ ные и экономические характеристики. Важную роль при этом играет величина окружной скорости. Задаваться величиной окружной скорости необходимо обоснованно, с учетом кон­ струкции ротора, расхода и параметров газа. В том случае, когда турбина приводит в движение компрессор, необходимо еще учитывать условия работы и габариты компрессора. Обыч­ но величина окружной скорости не превышает:

для барабанных конструкций роторов - 200 м/с; дня отдельных дисков - 420 м/с; для барабанно-дисковых роторов - 300-350 м/с.

При заданных параметрах и расходе газа с увеличением числа ступеней перепад тепла в каждой ступени уменьшается, а высота рабочих лопаток последних ступеней растут. Уве­ личение высота лопаток до известного предела полезно, так как при этом уменьшаются концевые потери и потери с выход­ ной скоростью.

Диаметр ступени выбирается сравнительно небольшим (до О,6-0,9 м) как но условиям обеспечения прочности, тар- к по соображениям технологического характера, связанным с возможностью изготовления больикх поковок из жаропрочных сплавов и сталей. В соответствии с выбранным: диаметрам высота лопаток будут ограничиваться допустимыми значения­ ми Я . Это значит, что для получения радиояажьиога

2№ .

последней ступени турбины, е-’ли оно меньше Azmui « иногда придется отказываться от принятого числа ступеней и изме­ нять его в сторону уменьшения.

Дри выборе числа ступеней турбины (особенно турбины высокого давления) необходимо принять меры по обеспечению прочности рабочих лопаток первой ступени, которая рабо­ тает в наиболее трудных температурных условиях. С увели­ чением числа ступеней температура рабочих лопаток первой ступени турбины растет. Запас прочности рабочих лопат'к

зависит от и , () , характера распределения перепада теп­

ла по ступеням и др. Пользуясь графиками (рис. 73), на которых отражаются условия необходимые для поддержания равяопрочности рабочих лопаток первой ступени и односту­ пенчатой турбины в зависимости от перечисленных выше фактрров, можно выбрать такое число ступеней, при котором запас прочности первой ступени будет выше запаса прочно­ сти одноступенчатой турбины при одинаковом материале.

Отношение скоростей, необходимое для пользования гра­

фиком, определяется по формуле

 

и

и

(9.40)

С<гТ

м L,Aum

для поддержания

Дри высоких значениях

— и больших

равнопрочности первых ступеней турбины потребуется сниже­ ние температуры газа на определенную величину.

Учтя вышеизложенное и рассматривая несколько вариантов, можно установить оптимальное число ступеней многоступенча­ той турбины.

Выбор профиля проточной чаоти турбины. Наиболее употре­ бительными для многоступенчатых турбин являются следую­ щие формы профилей проточных частей:

а) средний диаметр всех отупеней остается постоян­

ным (рис. 85,а ); б) внутренний диаметр остается постоянным (рис.85,б).

237

в) внешним диаметр остается постоянным (рис. 85,в ). Указанные формы профилей проточной части турбины могут

применяться при дисковых и комбинированных роторах. Про­ филь с постоянным внутренним диаметром является заманчи­ вым с точки зрения применения барабанного ротора.

Для обеспечения экономичной и надежной работы турбины форма профиля проточной части должна изменяться плавно,а углы раскрытия Яки УЬнне должны превосходить определенных

пределов,

указанных ранее, как по ступеням и венцам, так

и по всей

турбине. При указанных предпосылках проточная

часть первого варианта позволяет сравнительно просто по­

лучить приемлемые углы раскрытия Ун ^ 10+15° и

&e448+I20,

которые в сумме не должны быть

больше З'н+'Увн ^

18+ 25°.

Равномерное распределение перепада тепла по ступеням,

характерное для этого варианта,

достаточно благоприятно

с точки зрения к .п .д . турбины.

 

 

Проточная часть с постоянным

внутренним диаметром (вто­

рой вариант) характеризуется ростом перепадов тепла от первой ступени к последней и лучшими аэродинамическими качествами. Применение более высоких перепадов тепла на последних ступенях позволяет несколько увеличить к .п .д .

этих ступеней. Кроме того, так как при уменьшении перепа­ да тепла в турбине уменьшается в первую очередь перепад тепла на последних ступенях, то на нерасчетных режимах нагрузка отдельных ступеней получается более равномерной. Но при срабатывании меньших перепадов тепла на первой сту­ пени рабочие лопатки этой ступени могут оказаться в потоке газа высокой температуры, что вызывает затруднения в обе­ спечении прочности первой ступени турбины.

Учитывая характер распределения перепада тепла по сту­ пеням, проточная часть второго варианта при прочих равных условиях позволяет получить меньшее число ступеней и мень­ ший вес. Однако при больших расходах газа у этого профиля будет наблюдаться большой рост наружного диаметра по сту­ пеням. Изменение наружного диаметра ограничивается углом

Смотрите также файлы