Васильев Ю.А., Лоскутникова Г.Т., Андреев Е.А. - Расчёт и проектирование газовой турбины (1041740), страница 5
Текст из файла (страница 5)
при большнк Юи ЯТд ) целесообразно применение автономных турбин с двумя ступенями скорости. При заданном СУС„коэффициент работы ьг связан с КПД турбины соотношением ьг = 7)г '2 (и l с„)'. Чем меньше ИС„(при (УС,д < 0,2+0,25), тем больше оснований применять такую турбину, так как в области малых значений ЫС,д (0,05+0,15) 1, и г)„у нее значительно больше, чем у одноступенчатой (рис.)4). 7) ' т)т 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 1'т, 0.3 40) 0.2 20 0.1 0~ 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 и/с„ Рис. 14. Сравнение одно- и двухступенчатой турбин Подстрочный индекс 1 — одноступенчатая; 11 — двухступенчатая Колесо со ступенями скорости, число которых в ТНА обычно не превышает двух можно рассматривать как частный случай одноступенчатой турбины, в которой весь перепад давления или большая часть его реализуется в соплах, а два ряда рабочих лопаток располагаются на одном диске.
В такой турбине при малых окружных скоростях более эффективно преобразуется 43 энергия. При сверхзвуковом натекании газа на лопатки следует проектировать чисто активные решетки. Турбина сложной конструкции обладает большим моментом инерции, определяющим время выхода ТНА на режим. Ее целесообразно использовать в ДУ больших тяг при к =1 или в ДУ, использующих жидкий водород, когда выигрыш в применении второй ступени становится более ощутимым.
Потребный расход газа мг определяют так же, как н для одноступенчатой активной турбины, - с использованием зависимостей, приведенных на рис. 15. Профили лопаток рабочих решеток и направляющего аппарата выбирают из атласа 12] . Высоту рабочих лопаток первой и второй ступени можно принять одинаковой или плавно возрастающей в соответствии с уменьшением 55' и г за счет потерь трения. 0.6 0.6 05 03 0.4 0.4 0.4 о.з о.з о.з о.г 42 12 1824303642 йж А =0.02 !2 18243036 12 18 24 30 36 42 й зг 1 = 0.01 Ь=О Рис.
15. Зависимости, потребные для определения тг двухступенчатой турбины На рис.16 показана схема и планы скоростей активной турбины с двумя ступенями скорости, где расширение газа происходит только в сопловом аппарате. После лопаток первого ряда стоят неподвижные лопатки направляю- 11 .(ба) О. 5 5 О 5 О. 2 О ,;0 .1 Чъм О. 5 02 и/с ч, (",) О 015 О 5 О (п/с 44 щего аппарата, поворачивающие поток газа так, чтобы он обтекал с благоприятными углами атаки второй ряд рабочих лопаток. Во второй ступени используется кинетическая энергия газа, выходящего из первой ступени.
Гидравлические потери в такой турбине больше, чем в одноступенчатой, но потери с выходной скоростью меньше. Первая ступень работает при малом — = 05 5+ 0,2 и окружной КПД находится на восходящей линии зависимости и Сад г~ = ) ( — )для р = 0 (рис. 2), а вторая ступень работает в области макси- У ад и мума 7( =)( ) из-за минимальных потерь с выходной скоростью при ад и = 0,45. Сад Рис. 16. Схема и планы скоростей активной турбины с двумя ступенями скорости Кривизна межлопаточных каналов второй ступени меньше, и соответствующие потери, связанные с (ф —,0 ), меньше, поэтому КПД второй 1л 2л 45 ности нужно удвоить.
Тогда: О, =0„-~,-2б,-2~,, где коэффициенты потерь определяются по формулам раздела 1. 13.1) Для определения я. следует, как и для одноступенчатой турбины, провести вариантные расчеты [4] . Представленные на рис. 15 зависимости можно использовать при приближенных расчетах (гтгг= 13+20', М гй1,5, Ре =5.10', 4~:0,9340,95, Ь = 0,03 —: 0,05, р, =0,4+ОА Г = 0,55 + 0,65 ). На рис. 17 показана 1-з диаграмма процесса в активной турбине с двумя ступенями скорости. Действительный процесс показан линией, соединяющей точки О, 1, 2, 3, 4.
Линия 0-1 соответствует процессу в сопловом аппарате; Ь = (1 — 42 )Емл — потери энергии. 2 42 Линия 1-2 соответствует процессу в межлопаточных каналах первого ря- да лопаток; Ь = (1 — глл )И; У 2 — потери энергии. Линия 2-3 соответст- 2 г вует процессу в направляющем аппарате; ~Р„л = — скоростной коэффиСг Сг ступени больше чем первой. Вторая ступень увеличивает мощность турбины на 20+25 процентов, и для увеличения нагрузки на вторую ступень иногда профили лопаток делают с углами гг < гг и уменьшают угол а на выходе гл гл 1 из направляющего аппарата. Следует отметить, что первая ступень работает при сверхзвуковом течении газа, а вторая ступень имеет дозвуковую скорость на выходе.
Для определения КПД турбины нужно из гг„вычесть все остальные потери. Величина г)„определяется по формуле (1.8). При этом, если ступени выполнены с одинаковой парциальностью и имеют одинаковые Тз,р, Ь„, Ь, и ширину бандажа, то, пренебрегая различием в плотностях газа, можно считать, что при двух дисках потери на трение диска, бандажа и из-за парциаль- 46 циент; 7. = (1 — У' )См /2 — потери энергии. Линия 3-4 соответствует 2 унлля пи процессу течения во втором ряду рабочих лопаток; Е „= (1 — Кл )5; л l2.
Окружная работа Х, = 1 -1, причем 1 — 1 соответствует потери с вы- и оэ ходной скоростью всей турбины, а С, l 2 представляет собой располагаемую энергию для второй ступени. Рис. 17, г'-я диаграмма процесса в активной турбине с двумя ступенями скорости 47 б. Особенности расчета предкамерной радиально-осевой центростремительной турбины Центростремительные предкамерные радиально-осевые турбины применяются при малых расходах рабочего тела, когда осевая турбина может оказаться парциальной.
КПД центростремительной турбины в этом случае будет выше, чем осевой, что имеет большое значение с точки зрения получения меньшей массы ТНА. Кроме того, она хорошо компонуется с камерой и проста в изготовлении. Недостатком радиальных турбин является меньшая, чем у осевой, прочность, что связано со значительной температурной и силовой нагруженностью заднего диска из-за высокой степени реактивности. и 1 Рис.18. Схема проточной части и треугольники скоростей центростремительной предкамерной радиально-осевой турбины На рис.18 показана схема проточной части и треугольники скоростей центростремительной предкамерной радиально-осевой турбины. Подвод рабочего тела к сопловому аппарату выполняется в виде тора с радиальным патрубком.
Его размеры выбирают по допустимому значению скоростей с Учетом равномерности поля скоростей на входе в сопловой аппарат. 48 Расчет данной турбины, как и осевой, начинается с определения рс по балансовому уравнению 111. При этом задаются пг = 0,67+0,725. Уточнив о и Е,, определяются оптимальное (//Сь Приняв ф,=90* (из соображений проч- 1 = - 1О'+-20', определяется угол ф = ности) и задавшись углом атаки ))и — г'=19и + (10'+20'). Из треугольника скоростей по формуле: (4.1) и!па, /84= ' и сола, — и, /с, определяется отношение (4.2) и,/с, =сока, — з/иа, сгдД.
Здесь а| =15'+22'. Далее находим степень реактивости турбины рг = Е, /Е, . Она должна быть такой, чтобы г/г был максимальным при выбранном значении Е/~ /Сь Поскольку пг = г/„, то Рг будем определять исходя из максимума р„В этом случае достигается минимум потерь с выходной скоростью, так как поток на выходе имеет осевое направление. Тогда; г Рг 3 2 з 2 и,=си-';и,,Ем= с,,ю, =с,+и, — 2 с, и, соха, 2.(с' (1 — р,) После преобразования получим выражение (4.3) =2 го ( — '), +( — ')' ( — ')' ( ) (1 — у )<- 1 — р с, с, и, уг ч( — )' ( — ')' з/и а, — (с с„ Для определения значения Рг, которое должно соответствовать выбранному (/, /С~ и не может быть принято произвольно, нужно задаться следующими значениями составляющих: (с = 0,97+0,98, р= 0,86+0,92, Сз / См = 0,7+1,2, Е3зч Ж, = (/з/(/! = 0,3+0,6.
Определив Рг, найдем С, = (с Сгм = (о )2 Е, (1 — рг) . Зная С, по из- вестному (/~/Су определим значение (/ь Оно должно быть не больше 250 —:300 мlс из соображений прочности. По известным Е/~ и в найдем наружный диаметр колеса ЕУо 49 Диаметр выхода из соплового аппарата Нг определяется диаметром колеса сч (рис.15):,( = 29 + 2. Ьг где Аг~ -рациальный зазор, который выбирается нз конструктивных соображений и должен быть не менее 0,5+1мм. Радиус входа гс находится по соотношению га = г, Уг, =1,2 —:1,4. В сопловых аппаратах радиальных турбин целесообразно применять профили, хорошо зарекомендовавшие себя в осевых турбинах, с перестроением их из прямой решетки в круговую методом конформных отображений: г = «,', 1л = х1п г, г = г! г,, у = у/Ь, х = х У Ь Здесь х, у - координаты исходного профиля; г - текущий радиус круговой решетки; Ь вЂ” ширина прямой решетки.
В связи с тем, что вторичные потери в круговых решетках меньше, чем в прямых (из-за конфузорности при течении), в радиальных турбинах можно применять лопатки меньшей высоты, чем в осевых. При Ь,~Ь <0,3 целесообразно профнлировать лопатки в меридиональном сечении в соответствии с пис. 4. Исходный профиль осевой турбины выбирается по атласу профилей (2] из числа профилей группы А. Оптимальное значение 1, = 0 РЬ, = 0,5+ 0,7.
Выбор профиля производится по числу М, подсчитанному по См, и углам ар и аь где ар = 90'. Задавшись шагом решетки в оптимальных пределах, по ала (стр. 10) определяем угол установки профиля 2'. Хорда профиля выбирается таким образом, чтобы выполнялось отношение Ь,~Ь„, >1.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
