Газодинамические и режимные характеристики турбинных решеток

Турбинные решетки и их выбор

Геометрические характеристики турбинных решеток

Турбинная решетка представляет собой совокупность лопаток, специальным образом спрофилированных, установленных под одним углом и расположенных по окружности на одинаковом расстоянии друг от друга (рис. 6.1). Сопловая решетка формируется из неподвижных сопловых лопаток, закрепленных в теле диафрагмы, а рабочая – из рабочих лопаток, устанавливаемых на диске ротора турбины и вращающаяся с ним.

Рис. 6.1. Решетка с саблевидными лопатками для последних ступеней паровых турбин

Основные геометрические характеристики соответствующих решеток представлены на развертках их цилиндрического сечения по среднему диаметру d_ср (рис. 6.2). Кроме средних выделяют периферийные (d_пер) и корневые (d_кор) диаметры. Длину сопловых лопаток обозначают с индексом «1» (l₁), а рабочих с индексом «2» (l₂). Эти обозначения определяют высоты в выходных сечениях каналов решеток. При наличии наклонов меридиональных обводов решеток высоты лопаток во входных сечениях каналов обозначают l₁¹и l₂¹.

а)

Б) в)

Рис. 6.2. Фрагмент кольцевой турбинной решетки (а), геометрические характеристики сопловых (б) и рабочих (в) лопаток (каналов) соответствующих решеток

d _пер – периферийный диаметр решетки; d_ср – средний диаметр; d_кор – корневой диаметр; l – высота лопаток; b₁ , b₂ – хорды сопловой и рабочей лопаток; t₁, t₂ – шаги установки сопловых и рабочих лопаток в соответствующих решетках турбинной ступени; B₁, B₂ – ширина сопловой и рабочей решеток

Лопатки сопловой решетки в количестве z₁ располагают относительно друг друга на расстоянии, называемом шагом решетки,который равенt₁=pd₁/z₁. Аналогично для рабочей решетки с количеством лопаток в ней z₂ шаг t₂=pd₂/z₂. При этом угол установки лопаток сопловой решетки по отношению к ее фронтальной плоскости обозначают a_у,аугол установки лопаток рабочей решетки- b_у. Углы направления входных кромок соответствующих лопаток называют скелетными и обозначают a₀^ск (рис. 6.2,б) и b₁^ск (рис. 6.2,в).

Размеры канала решетки определяются диаметрами вписанных окружностей, при этом минимальный размер канала находится в сечении, которое иногда называют горлом. Для показанных на рис. 6.2,б и рис. 6.2,в каналов эти сечения представлены диаметрами О₁ для сопловой решетки и О₂ для рабочей. Входные сечения каналов соответствующих решеток представлены диаметрами О₁¹ и О₂¹. Направление потоков пара за решетками определяют эффективные углы выхода и . Расстояние между наиболее удаленными точками профиля, находящимися на входной и выходной его кромках называют хордой профиля b (для сопловой лопатки хорда b₁,а для рабочей- b₂). Расстояние между фронтальными плоскостями решетки называют ее шириной (В₁ для сопловой, В₂ – для рабочей).

Для характеристики кольцевых турбинных решеток используют следующие геометрические параметры: относительная высота веерность l/d=1/q и относительный шаг . Следует отметить, что шаг t по высоте решетки от ее корневого диаметра растет и при постоянной хорде профиля b относительный шаг с высотой увеличивается. Важными характеристиками решеток являются углы поворота их каналов: Da =180⁰- (a₀^ск+ a_1э) для сопловой решетки и Db =180⁰- (b₁^ск+ b_2э) – для рабочей. Обычно для турбинных ступеней активного типа в сопловых решетках a₀^ск=60…110⁰, a_1э=8…25⁰ и Da=45…110⁰, а в рабочих - b₁^ск=15…170⁰, b_2э=10…35⁰ и Db=3…145⁰. Выпуклая поверхность профиля называется стороной разрежения (спинкой) а вогнутая – стороной давления. Распределение давления по профилю рабочей лопатки показано на рис. 6.3. Разность давлений р_вог- р_сп создает окружное усилие

(6.1)

где S - длина обвода профиля. Качество рабочей решетки определяется значением окружного усилия R_u: чем оно больше, тем эффективней решетка.

Рис. 6.3. Распределение давлений на выпуклой и вогнутой поверхностях рабочей лопатки

Газодинамические и режимные характеристики турбинных решеток

К основным газодинамическим характеристикам сопловых и рабочих решеток относят их коэффициенты потерь: ; . Речь идет о затратах части энергии рабочей среды на преодоление сил трения и других видов аэродинамического сопротивления в каналах решеток. Эта часть энергии, превращаясь в теплоту, вновь возвращается в поток, повышая энтальпию среды на выходе из решеток. Данный эффект лежит в основе необратимости процессов расширения пара в турбинных решетках, характеризуемой ростом его энтропии. Общие потери в решетке (сопловой или рабочей) оцениваются суммой коэффициентов профильных и концевых потерь

z = z_пр+ z_конц,(6.2)

где профильные потери условно разделяют на потери трения, кромочные и волновые:

z_пр= z_тр+ z_кр+ z_волн . (6.3)

Потери на трение определяются аэродинамическими особенностями течения рабочей среды в пограничных слоях, формируемых на вогнутой поверхности и спинке лопаток соответствующих решеток. При этом условия формирования пограничных слоев в значительной мере связаны с характером распределения давлений по обводам сопловых (рис. 6.4,а) и рабочих (рис. 6.4,б) лопаток, определяемым, прежде всего, большими значениями градиентов давления. Представленные распределения давлений свидетельствуют о наличии конфузорных и диффузорных областей течения в каналах решеток. При этом в области косого среза решетки на спинке профиля могут формироваться отрывные течения (рис. 6.4,в), которые способствуют резкому увеличению потерь.

Рис. 6.4. Распределение давлений по профилям сопловой (а) и рабочей (б) решеток и

схема формирования кромочного следа (в)

Кромочные потери связаны с вихреобразованием за выходными кромками лопаток и эффектами внезапного расширения за ними. Кромочный след приводит к существенной неравномерности потока, которая является источником потерь из-за затрат энергии на выравнивание поля скоростей в следе. Коэффициент кромочных потерь зависит от толщины выходной кромки D_кр лопатки и относительного шага решетки: .

Волновая составляющая потерь определяется затратами энергии на формирование волн разрежения, скачков уплотнения и других эффектов около- и сверхзвуковых режимов течения в межлопаточных каналах турбинных решеток.

Концевые потери в турбинных решетках связаны с формированием вторичных вихревых течений в их периферийных и корневых сечениях (рис. 6.5).

а)

б)

Рис. 6.5. Модель формирования вторичных течений (а) и зависимость z_с= f(b₁/l₁) (б)

Из-за повышенного давления у вогнутой поверхности лопатки в пограничном слое на торцевых стенках канала решетки (периферийном и корневом) происходит перетекание среды к спинке, где давление ниже. На спинке осуществляется взаимодействие с основным пограничным слоем на профиле лопатки, в результате чего образуются вихревые шнуры и резко увеличивается толщина пограничного слоя. Из модели формирования вторичных течений, представленной на рис. 6.5,а, следует, что в серединной части канала решетки для выделенного единичного элемента рабочей среды имеет место равенство действующих на него сил давления R_p и центробежных сил R_цс. Это равенство нарушается у концов лопаток, где из-за влияния вязкости торцевого пограничного слоя и уменьшения скорости течения среды в нем центробежная сила сокращается, т.е. R_цс<R_р. Нарушение баланса приведенных сил приводит к изменению траектории движения выделенного элемента (перемещению поперек канала), что сокращает эффект его участия в процессах преобразования энергии в соответствующих решетках. Концевые потери оцениваются коэффициентом z_конц=z-z_пр, которые растут пропорционально значению относительной хорды лопатки b/l (рис. 6.5,б). Видно, что с уменьшением высоты лопаток концевые потери растут линейно. При малых высотах решеток может происходить смыкание вторичных течений, что предопределяет резких рост потерь в решетке. Поэтому обычно не используют лопатки высотой меньше 10…12 мм.

Одной из важнейших характеристик турбинных решеток являются их коэффициенты расхода m=G/G_t, выражающие отношение действительного расхода к теоретически возможному его значению. На рис. 6.6,а показаны зависимости коэффициентов m₁ и m₂ от относительной высоты лопаток и угла поворота Db=180⁰-(b₁^ск+b_2э) для перегретого пара. Для влажного пара коэффициенты расхода выше из-за его неравновесного расширения в каналах решеток (рис. 6.6,б).

В расчетах допускается применение упрощенных выражений для оценки m:

m₁= 0,982 - 0,005b₁/l₁; m₂= 0,965 - 0,01b₂/l₂. (6.4)

На рис. 6.7 представлены зависимости коэффициентов скорости турбинных решеток от их параметров b/l, угла a_1э для сопловой и угла поворота потока Db=180⁰-(b₁+b₂) для рабочей решеток. В процессе предварительных оценок можно использовать выражения:

j = 0,98 - 0,008b₁/l₁; y = 0,96 - 0,014b₂/l₂.(6.5)

К режимным параметрам турбинных решеток относят:

1. числа Маха (для сопловой решетки М₁_t=с₁_t/а₁_t, где скорость звука ;

для рабочей решетки М₂_t=w₂_t/a₂_t, где );

2. числа Рейнольдса Re₁=c₁_tb₁/n₁ и Re₂=w₂_tb₂/n₂, где кинематическая вязкость n водяного пара определяется по его параметрам в сопловой и рабочей решетках.

Рис. 6.6.Зависимости m = f(b/l))

Рис. 6.7. Зависимости j, y = f(b/l)

12 3

Дата добавления: 2017-06-13; просмотров: 2874;