ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Тепловые расчеты турбоагрегата. Эксплуатационные характеристики из "Проектирование проточных частей судовых турбин " Подобрав облопатывание всех ступеней турбоагрегата и сконструировав его проточную часть, следует проверить качество работы проточной части более точными расчетами, которые лучше всего делать на базе газодинамических основ теории турбин и осевых компрессоров. [c.20] До настоящего этапа расчетов учитывались только главные факторы, влияющие на работу турбинных ступеней. Уточняя расчеты, необходимо в первую очередь принять во внимание внешние воздействия, которые оказывают на поток особенности проточной части, понимая под этим воздействие как конструкции ступеней, так и всей проточной части в целом — с ее зазорами, утечками и протечками рабочего агента помимо основного потока через лопаточные каналы. Таким образом, после подбора облопа-тывания требуется окончательно сконструировать отдельные лопаточные машины проектируемого агрегата, а затем точными тепловыми расчетами доказать, что сконструированная машина удовлетворяет исходным позициям ее проектирования. [c.20] Прежде всего следует выполнить тепловые расчеты турбоагрегата на расчетном режиме, для которого проектировалась и тепловая схема установки. Из расчетов тепловой схемы надо взять параметры рабочего агента, находящегося перед машинами установки (турбинами и компрессорами) и за ними, и проверить, как в действительности будут осуществляться процессы его расширения и сжатия в машинах, спроектированных при расчетах цикла. [c.21] Учитывая особенности предлагаемой нами методики проектирования проточной части турбин и компрессоров, необходимо несколько глубже разобраться в ее сущности. Определение проточных площадей в лопаточных венцах по осевым составляющим скоростей течения обеспечивает пропускную способность венцов. При этом следует выдержать принятые в начале расчетов внутренние к. п. д. ступеней процессов расширения и сжатия. Подбор облопатывания потом ведется тоже на основе принятых значений осевых составляющих скоростей потока и на основе принятых значений к. п. д. ступеней. Так же определяются и значения степеней реакции в ступенях машины. [c.21] По существу, в основу такого метода проектирования положено обеспечение только пропускной способности машины. Качество энергетических преобразований в машинах и выработанная полезная мощность в таком случае тоже являются следствием пропускной способности отдельных элементов проточной части, причем связь между пропускной способностью и мощностью машины пока обеспечивалась только натурным и модельным экспериментами, поскольку до сих пор энергетическими трансформациями в машине мы не занимались. Очевидно ими надлежит заняться в дальнейших расчетах окончательно спроектированных и сконструированных машин, да и то только для того, чтобы убедиться, в какой степени эти машины обеспечивают ожидаемую от них мощность и к. п. д. [c.21] Лопаточные машины (турбины и компрессоры), в которых процессы расширения и сжатия рабочего агента происходят в потоке, по массовому расходу рабочего агента существенно отличаются от поршневых машин. В последних процессы расширения и сжатия определяются движением поршня в цилиндре, т. е. целиком зависят от конструкции и условий работы машины. Объемы, описываемые поршнем, определяют, в основном, и массовые расходы рабочего агента. В лопаточных машинах массовый расход определяется термодинамическим параметром MF и целиком зависит от хода процесса расширения или сжатия, поэтому конструкция машины должна быть подчинена этой зависимости. [c.21] Реакция лопаточной машины на несоответствие проточных площадей ступеней площадям, которые требуются термодинамическим параметром MF, выражается в изменении распределения давлений между ступенями. [c.22] При изменении режима работы машины остаются неизменными проточные площади ступеней, выполненные в металле, закономерности процессов расширения или сжатия рабочего агента и закономерности изменения термодинамического параметра MF. [c.22] В процессе течения через фиксированную проточную площадь F поток должен будет проходить ее в такой стадии своего расширения (сжатия), когда скорость его движения и его параметры будут соответствовать значению параметра МР (если в него вместо поперечной площади сечения потока подставить фиксированную площадь F). Такова основная задача теории лопаточных машин при их расчетах на переменных режимах. Следует признать, что предлагаемая расчетная методика вполне согласуется с указанными свойствами лопаточных машин. [c.22] Возвращаясь к исходным положениям тепловых расчетов турбоагрегатов, следует наметить начальные и конечные параметры процесса расширения в отдельных турбинах. Тепловые расчеты обычно ведутся по ступеням, начиная с первой (регулировочной). Прежде всего, следует зафиксировать средние диаметры облопаты-вания венцов ступени, по которым ведутся расчеты, и высоты лопаток в выходном сечении каналов этих венцов. Так как лопаточные решетки уже выбраны, то известна их комбинация и имеются характеристики ступени. В соответствии с этим устанавливается давление р в зазоре между сопловым и рабочим венцами. [c.22] Если известен массовый (весовой) расход G рабочего агента, текущего через сопловые каналы, то в формуле (6) имеется лишь одна неизвестная величина //, которую из этого уравнения можно найти (причем предполагается, что начальные параметры потока известны). Поскольку выбрана сопловая решетка и имеются ее характеристики, то известен также коэффициент потерь в решетке следовательно, можно считать известным и показатель политропы с- Таким образом, давление р в потоке за сопловым венцом станет известно. [c.23] Тщательно проделав предложенные расчеты, получим уточненные результаты определения изобар р и р. рассчитываемой ступени при известной исходной изобаре р . [c.23] На основании вышеизложенного в уточненных расчетах предпочтительнее применять другой метод расчета полезной отдачи ступеней, позволяющий значительно полнее использовать последние достижения экспериментальной и теоретической газодинамики в области изучения работы турбинных ступеней, чем метод построения треугольников скоростей. [c.24] Разумеется, мы ни в какой степени не являемся принципиальными противниками этого метода, наглядность и простота которого делают его вполне приемлемым всюду, где не требуется особой точности расчетов. Однако несравненно лучшим методом уточнения тепловых расчетов турбин и компрессоров является метод дифференцированного изучения имеющихся в потоке потерь энергии, которые происходят или в результате внутренних явлений в самом потоке, вызываемых внешними воздействиями на него, или из-за изменяемости параметров потока, вызванных непосредственными внешними воздействиями (например, несоответствием конструкции проточной части закономерностям движения расширяющегося потока). [c.25] Нам представляется, что в практике тепловых расчетов ступеней наилучшим является метод последовательного наложения учитываемых потерь на располагаемую энергию ступени. Именно последовательного наложения, но никоим образом не обобщающего суммирования, особенно, если такое суммирование производится автоматически в сложной экспериментальной модели, являющейся как бы полным подобием турбинной ступени, выдающей сразу сумму различных потерь без возможности дифференцированного изучения каждой из них. [c.25] Совершенно ясно, что при такой постановке вопроса не может быть и речи о включении всех энергетических потерь в проточной части в понятие коэффициентов скоростей в том смысле, в каком это установилось в практике проектирования турбин. Этому препятствует и то обстоятельство, что каждая из энергетических потерь имеет свои главные влияющие факторы и зависимость данной потери от этих факторов выражается своими закономерностями, совершенно непохожими на зависимость от влияющих факторов любой другой потери. [c.25] Предложенная схема изучения и определения отдельных потерь ясно показывает, что лучшей формой учета влияния потерь на к. п. д. ступени является газодинамическая характеристика ступени. Можно построить такую характеристику ступени, учитывая не все потери, а только некоторую их часть, например, предложенную выше характеристику комбинации направляющей и рабочей решеток ступени. [c.26] Рассчитав таким образом все ступени в данном корпусе турбины,просуммировав внутренние мощности ступеней, найдем внутреннюю мощность на валу ротора. Разделив эту мощность на располагаемую энергию изоэнтропного процесса расширения в турбине, получим значение внутреннего к. п. д. данной турбины т ,-. [c.26] Все указанные уточненные расчеты сначала следует произвести для расчетного режима работы турбоагрегата. Чтобы вынести полное суждение о пригодности спроектированного турбоагрегата для эксплуатации, необходимо определить качество его работы на нескольких нерасчетных режимах, обычно характеризуемых изменением массового (весового) расхода рабочего агента. Поскольку на расчетном режиме турбоагрегата мы исходили из тепловой схемы установки, то на каждом из нерасчетных режимов надо пересмотреть тепловую схему и внести в нее рациональные изменения, вызванные изменением режима работы турбоагрегата. Даже если схема и не будет изменена, изменение расхода рабочего агента непременно вызовет изменение исходных параметров расчета турбоагрегата. Расчет тепловой схемы для нового расчетного режима следует повторить и получить новые исходные позиции расчетов турбоагрегата. [c.27] Уточненный расчет турбоагрегата на основном расчетном режиме производился по зафиксированной габаритными расчетами проточной части с определенным числом ступеней в отдельных стадиях процесса расширения и с выбранным облопатыванием ступеней. Не исключено, что изменение режима работы турбоагрегата вызовет и изменения в конструкции проточной части. Примером могут служить режимы задних ходов судовых установок и режимы крейсерских и экономических ходов таких установок, когда частично или полностью выводятся из действия некоторые ступени режима расчетного полного хода и вводятся новые ступени, ранее на таком режиме не работавшие. [c.27] Вернуться к основной статье