Порядок расчета размеров одновенечной турбинной ступени. Минимальный размер лопатки, способы увеличения высоты лопатки.

Размеры сопловых и рабочих лопаток тур­бинных ступеней определяют одновременно с расчетом и построением треугольников скоро­стей. Ступень рассчитывают по следующим исходным данным: 1) расходу пара (газа) через ступень G, 2) параметрам пара перед ступенью с₀, p₀ и t₀; 3) давлению за ступенью р₂. Кроме этих данных из предварительного распределения теплоперепадов по ступеням многоступенчатой турбины (см. § 5.5) изве­стны приближенные значения отношения ско­ростей u/c_ф, средний диаметр ступени d и степень реактивности р.

При расчете размеров сопловой решетки при дозвуковых скоростях на выходе из этой решетки основными расчетными размерами являются площадь горловых сечений F₁, высота лопаток ℓ₁ и степень парциальности e. площадь горловых сечений или выходная площадь сопловой ре­шетки F₁=O₁ℓ₁z₁ (рис. 3.2) может быть опре­делена из уравнения неразрывности с исполь­зованием коэффициента расхода сопловой ре­шетки μ₁ :

. (3.1)

Здесь — теоретическая ско­рость на выходе из сопловой решетки; v_lt — удельный объем при изоэнтропном расшире­нии в сопловой решетке (рис. 3.3); μ₁ — ко­эффициент расхода сопловой решетки.

Коэффициент расхода решеток, так же как и коэффициент потерь ζ, зависит от геомет­рических характеристик решеток и режимных параметров течения (рис.).

По значениям F₁ можно определить высо­ту сопловых лопаток ℓ₁.

и, следовательно,

. (3.2)

В этой формуле средний диаметр d обычно известен из задания на расчет, угол выхода потока из сопловой решетки α₁ = 11÷20° при­нимают, исходя из объемного пропуска пара (газа) и соответственно длины сопловых ло­паток. Обычно при умеренных высотах лопаток α₁ = 12÷16, а в ступенях с длинными лопатками α₁ = 16÷20°.

В случаях, когда произведение eℓ₁< 12 мм и угол α₁ выбран малым, необходимо вводить парциальный впуск пара. При этом высоту лопаток следует принимать равной 12—14 мм и определять степень парциальности е, если проводится ориентировочный расчет. При вы­сотах лопаток ℓ₁<12 мм интенсивность уве­личения концевых потерь энергии выше, чем интенсивность снижения потерь парциального подвода.

Прежде чем определять основные размеры рабочей решетки, необходимо построить тре­угольник скоростей на входе в рабочие лопат­ки, найти относительную скорость w₁ и угол β₁. Для построения треугольника скоростей определяют скорость с₁=φс_1t и принимают при дозвуковых скоростях α₁≈α_1э. Значение φ при ориентировочных расчетах находят по рис., при более точных расчетах — по формуле

, причем коэффициент полных потерь ζ берут по экспериментальным данным, например, из атласа профилей.

Размеры рабочих лопаток так же, как и сопловых, определяют с использованием урав­нения расхода (неразрывности), записанного для горловых сечений каналов рабочей ре­шетки. Площадь горловых сече­ний или выходную площадь рабочей решетки F₂ = ℓ₂О₂z₂ определяют по формуле

, (3.3)

где — теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток; v_2t — удельный объем при изоэнтропном расшире­нии в рабочей решетке (рис. 3.3); μ₂— коэффициент расхода рабочей решетки (рис. 3.4). Увеличение коэффициента расхода для влажного пара можно оценить по рис. 3.5.

Так же, как и для сопловой решетки, по площади выходного сечения F₂ можно опре­делить произведение еℓ₂:

. (3.4)

В этой формуле степень парциальности е равна степени парциальности сопловой ре­шетки; средний диаметр рабочих лопаток d₂ равен среднему диаметру сопловой решетки при цилиндрическом бандаже рабочих лопа­ток d₂=d; для рабочих лопаток с относительно длинными лопатками приме­няют конический бандаж рабочих лопаток и поэтому в этом случае d₂>d; угол выхода β_2э или принимают по условиям унификации с предыдущими ступенями, или чаще всего его определяют, подстав­ляя высоту рабочей лопатки, оцененную по соотношению

ℓ₂=ℓ₁+(∆₁+∆₂)

для цилиндрического бандажа или по соотно­шению

ℓ₂=ℓ₁+(∆₁+∆₂)+В₂tgγ

для конического бандажа рабочих лопаток. Величины ∆₁ и ∆2 называют корневой и пери­ферийной перекрышами ступени. Выбор зна­чений перекрыш необходимо производить с учетом высоты лопаток, открытого зазора δ^п (рис. 3.1,а), угла выхода потока α₁, среднего диаметра ступени.

По углу β_2э, вычисленному по формуле (3.4), подбирают необходимый профиль рабочей решетки из атласа профилей и строят выходной треугольник скоростей.

Коэффициент скорости ψ при ориентиро­вочных расчетах находят по рис.; при более точных расчетах — по формуле , причем коэффициент полных потерь в рабочей решетке £ определяют по экспери­ментальным данным, например, из атласа профилей.

Первые нерегулируемые ступени турбин неболь­шой мощности (ступени с малым объемным расхо­дом пара) отличаются небольшими высотами со­пловых и рабочих лопаток. Для повышения КПД этих ступеней необходимо всеми возможными пу­тями увеличивать высоту этих лопаток.

Для увеличения высоты лопаток первых ступе­ней используют следующие способы.

1. Применяют малые углы выхода потока из со­пловой решетки: = 11... 12^е для активных и = = 14... 15^е для реактивных ступеней. При этом не­обходимо иметь в виду, что профильные потери энергии в решетке с â углов выхода не­значительно á.

2. Применяют ступени с пониженным средним диаметром. В результате высоты сопловых лопаток увеличиваются как по причине уменьшения диа­метра, так и по причине снижения скорости пара , связанного с этим уменьшением диаметра. Скорость уменьшается вследствие того, что отно­шение скоростей должно сохраняться неиз­менным (оптимальным). Следует иметь в виду, что при применении небольших диаметров ступени снижается теплоперепад, срабатываемый ступенью, так как â скорость . В à á число ступеней турбины, повышается стоимость ее изготовления, турбину приходится выполнять многоцилиндровой, так как в одном корпусе можно разместить не более 18—22 активных ступеней.

3. В турбинах малой мощности, когда высота лопаток вводят парциальный впуск пара в первые нерегулируемые ступени.

4. В турбинах малой мощности повышают часто­ту вращения ротора. В этом случае повышение высо­ты лопаток не сопровождается á числа ступеней, как это имеет место при â толь­ко диаметра ступени. Здесь окружная скорость не снижается, так как уменьшение диаметра компенсируется увеличением частоты вращения ротора. При неизменной окружной скорости остается постоян­ным и срабатываемый ступенью теплоперепад. Для энергетических турбин в этом случае необходим по­нижающий редуктор, так как ротор генератора имеет частоту вращения .

Вопрос № 301