А. В. Бараненко. Холодильные машины
.pdfкая его увеличения свыше предельных, приеМJIемых по условиям
газодинамики, значений.
Завершив поступенчатый расчет, снова определяют давление
торможения при выходе из выходного устройства компрессора,
отношение давлениЙ торможения и политропный КПД всего ком
прессора:
* _ |
* )(J8ЫX |
it* |
* |
|
ТК |
• |
=l.Ji., |
||
Рк -Р3(,.)( ~ |
, |
к |
* , |
|
|
3(,.) |
|
|
РН |
* |
_ |
ln n: . |
|
l1пол.к - osln(T: /Т:)'
Сопоставив значения х: и ":ол.к с принятыМJI в начале рас
чета, оценивают погрешность и, если она превышает 1-2%, вно
сят необходимые коррективы и выполняют расчет во втором при-
ближении. |
. |
Расчет пар~етров потока по рaщryсу к профклирование ло
паток ступенек. Методика расчета параметров потока по радиусу
изложена выше. С· ее помощью находят углы потока при входе
в лопаточные аппараты и выходе из них. Лопаточные углы вычис ляют с учетом углов атаки i при входе и отставания о при выходе
~lл=~l+i;; ~2л=~2+5;; а,2л=а,2+ t;; а,зл=а,з+ 5;.
Углы атаки, отставания потока и изогнутости профиля е оП
ределяют по формулам (9.238)-(9.241). Подробнее вопросы профи
лирования лопаток изложены в специальной литературе [27. 89].
Расчет методом модельных ступеней (методом ЦКТИ). В ЦКТИ отработано несколько типовых модельных ступеней, по дробные газодинамические и геометрические характеристики при ведены в атласе, являющемся приложением к работе [12]. Осо бенности этих характеристик состоят в следующем:
приопределении безразмерных параметров в качестве харак
терной использовали окружную скорость на наружном диаметре
колеса "Н' Поэтому в соответствии с принятым выше соглашени ем [см. пояснения к формулам (9.170)-(9.191)] все безразмерные
параметры даны со штрихом;
при расчете многоступенчатого компрессора методом ЦКТИ окружную скорость на наружаом диаметре колеса первой сту
пени "Н = "и(l) считают характерной для всех ступеней неЗ8ВИ
симо от типа проточной части. Изменение коэффициента изо
энтропной работы определяют в дальнейшем с помощью специ альных коэффициентов, учитывающих влияние изменения на ружного диаметра колеса и другие факторы в ступенях, распо
ложенных за первой;
при обработке опытных данных использовали изоэнтропный
КПД и коэффициент изоэнтропной работы "':' по параметрам
торможения.
В соответствии с этим расчет методом ЦКТИ ведут по темпера
турам и давлениям торможения, так как их легко рассчитать по опытным характеристикам и они остаются практически постоян
ными в межвенцовых зазорах.
Из атласа характеристик выбирают тип модельной ступени,
на базе которой будет создаваться компрессор. Допустим, что
выбрана ступень К-50-1 с o~~1 = 0,5 (рис. 9.55). По характе
ристике определяют значения M~ и условный коэффициент рас-
хода первой ступени <P;Y(l)' который следует выбирать в точке
максимума КПД или вблизи от нее на правой ветви характе
ристики. Угол потока при выходе из входного направляющего
аппарата первой ступени a,l(l) находят по графикам изменения
углов потока по высоте лопатки примерно на среднем радиусе
[12]. Допустив в первом приближении <P~Z(l) == <P;Y(l)' проводят
первую часть расчета в той же последовательности, что была
изложена выше [см. формулы (9.342)-(9.35;7) и далее до конца подпараграфа] с той разницей, что при этом используют без
размерные параметры, отнесен-.
ные к окружной скорости "Н(I) ра-
бочего колеса первой ступени.
Число ступеней компрессора
определяют с помощью соотно-
шения -
_ l |
А1111;р |
n - !К |
*, 2' |
"Vscp"r";
где ~K = ~ - i: = агЯ(Т: - Т:)
удельная внутренняя работа ком-
прессора; k'1 и k'll - к~циен
ТЫ, учитывающие уменьшение КПД
и коэффициента изоэнтропной ра
боты из-за подрезки и взаимного влияния ступеней, k'1 = 0,96 + 0,99 и k'll =.0,94 + 0,98 (приведенные
значения k'1 и k'll являютCSI Ори
ентировочными и в дальнейшем
уточняются при поступенчатом
расчете); 11:ср = (11:(1) + 11~,.))/2 и
'/,
425
Рис. 9.55. ХарактерИСТИЮI модель
вой ступени oceвoro Jtомпрессора
676 |
677 |
|
"'..' |
= |
|
|
|
11. |
.' |
ср |
|
(., |
+ |
.')/2 -средниепокомпpereopyзначения и"' |
|
|
|
"'.(1) |
|
||||
|
|
|
|
\jJ.(/J) |
|
|
Постуnе'Нчатыйрасчет Il0.м.nрессора проводят одинаково ДJI~
каждой ступени. Если (j)~Y(/) ~ const , то определяют условный ко
эффициент расхода для каждой ступени в соответствии с прини
маемым характером изменения осевой составляющей скорости
(см. рис. 9.52). Обычно 1 < <Р'zyЩ/<Р'zf(1I) < 1,f~5.
Параметры газа при входе в первую ступень принимают рав
ными параметрам при входе в колесо, т. е. при выходе из ВНА,
отнесенного при расчетах ко входному патрубку. Параметры газа
при входе в последующую ступень равны параметрам при выходе
из предыдущей ступени, плотность торможения при входе в j-ю
ступень
Р~щ = Р;(j)/(RТ;ш)·
ПЛощадь при входе в j-ю ступень
G. |
. |
Рщ) = • , |
|
P1(J)(j)zу(J)Uи |
|
По формулам (9.352)-(9.354) и (9.355)-(9.357) в зависимости
от типа проточной части определяют безразмерные диаметры вту·
лок V(J)' высоты лопаток l(f) и диаметры DFIj) или DВт(J)' Число M~
~kRTl(/) .
По характеристикам ступени (см. рис. 9.55) определяют зна
чения "'~п и 11~п, которые являются исходными. Расчетный
коэффициент изоэнтропной работы отличается от исходного
где kVf(J) =(~м~лаk"мk"О)(J) - коэффициент, учитывающий из
менение коэффициента изоэнтропной работы натурной ступени
по сравнению с модельной; kVfM =0,94+0,98 при n= 10+12 -
коэффициент, учитывающий взаимное влияние друг на друга сту
пеней в многоступенчатой машине;
ъ1- О,О45Аиат
'"Vfла = 1- О,О45Амод
678
- коэффициент, учитываю
щий влияние радиального
зазора, где А= 8r/л~о.~кJ.2 ;
8r = 8r,/l = 0,005 + 0,01
относительный радиальный
зазор; 1 - высота лопатки
РК; л =l/b - удлинение ло
патки РК; Ь - хорда лопатки РК; kljl6r - коэффициент, учи
тывающий влияние вe1IИЧИВЫ и типа подрезки (рис. 9.56)
на коэффициент изоэнтроп-
ной работы; kЧ10 - коэффи
циент, учитывающий наруше
ние подобии осевых зазоров
"':~aT (при 8zнaT)
"':'МОд (при 8ZMOiI ) •
Обычно 81z = 82z = 0,2 + 0,5 .
Расчетный КПД
~--Тr |
--~-- |
~~~~~~г~=_Z~_~_~ |
|
|
,. r,,~ |
o,g5t--- |
+--- |
+--f~--I |
Рис. 9.56. Поправки к коэффициеиту теоретической работы и КПД ступеви:
1 - кориеВ8JI подреака; 2 - периферийнu
ПОдрезка
где kт>,(J) =(kт>,мkт>,лаkт>,~rkт>,О)(j); kт>,-М = 0,96+0,99 при n = 10+12
учитывает взаимное влияние ступеней;
k _ 1- О,О24Бнат
т>,ла - 1- О,О24Бмод
-коэффициент, учитываюlЦИЙ влияние радиального зазора, где
Б |
8 |
см" |
Ь |
- |
|
= 1-rал "o.i':2 ; а = D - |
относительная хорда лопатки РК; |
||
|
|
|
н |
|
kт>,М учитывает влияние подрезки (рис. 9.56); |
||||
|
|
kт>,О =11:иат |
(при |
8ZMT )/11: мод (при 8ZMOiI ) |
учитывает нарушение подобия осевых зазоров. |
||||
|
Изоэнтропный перепад энтальпий в ступени |
|||
|
|
|
l.(J) |
= "'11 P(/)u; '. |
|
|
|
|
.' 2 |
|
|
|
|
679 |
Отношение давлений торможения в ступени
Давление торможения при выходе из ступени
Р;и) =Р;И1С(/)•
Температура ТОРМОЖ~IIИЯ при выходе из ступени
* |
* |
l,(i) |
ТЗ(j) |
=7;т + |
* |
|
|
cr,R11sP(i) |
Отношение давлений торможения в лопаточном аппарате
* |
.а = |
n |
* |
п |
|||
1Сл |
|
1Си) • |
/=1
Уточненное давление торможения при выходе из компрессора
Р: определяют так же, как было описано выше при расчете вы
ходного устройства.
Отношение давлений торможения в компрессоре
Х•к =Р*/К РИ*•
Политропный кпд компрессора по параметрам торможения
где т; =T~n) - температура торможеиия при выходе из комп
рессора.
Полученные значения х: и 11:0Л.к сопоставляют с npинятыми
В начале расчета. При значительном расхождении расчет следует
повторить. Если расчеТное значение п: получается меньше тре
буемого техническим заданием:следуеТувеличить M~ или число
ступеней.
ПpQфилирование лопаток в методе ЦКТИ не проводят тщс как
это уже зaJlожено В конструкцию модельных ступеней.
Характеристики спроектированного компрессора рассчитыва ют по методике, изложенной в работе [12].
680
681
Конструкции осевых ХОJlОДИJIЬИЫХ компрессоров. Осевой ком
прессор газовой холодильной машины ТХМ-1-25 (рис. 9~57) со стоит из входного патрубка 1, корпуса 3 и выходного патрубка 6.
Компрессор - семиступенчатый. Ротор 4 цредставляет собой сту
пенчатый барабан, на который насажеНJd семь дисков с лопатка
ми,.образующими рабочие решетки ступеней. Лопатки имеют хвос
товики типа .ласточкин хвост., с помощью которых и устанав
ливаются в дисках. Ротор вращается в под1IIипниках качения:
опорном 2 и опорно-упорном 5. Направляющие аппараты 8
и спрямляющий аппарат 7 установлены в корпусе, который име
ет горизонтальный разъем. Лопатки направлиющих и спрямляю
щего аппарата устанавливаются в прорези наружного и внутрен
него бандажей, выполненных по форме лопаток.
Технические данные компрессора таковы: частота вращения
n =342 c-1, отношение давл~ х: =2,17, массовая производиreль
ность G = 1 кг/с, изоэвтропвый кпд ,,: :::: 0,85, число M~ =0,6,
давление торможения при входе а компрессор Р: =0,048 МПа.
ГЛАВА 10
РАСШИРИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ для ХОЛОДИЛЬНОЙ ТЕХНИКИ И НИ3КОПОТЕНЦИАЛЬНОЙ ЭНЕРГЕТИКИ
Расширительные машины, применяемые в холодильной и кри
огенной rexиике, имеют общее название - детавдеры (франц. -- detendre - расширять сжатое, разряжать). В них осуществляется
наиболее эффективный способ получения низких температур пу
тем расширения рабочего вещества с получением внешней рабо
ты (см. § 1.1).
Расширительные машины так же, как и компрессорные, по
принципу действия можно разделить на два класса:
машины об'Ъемного nринциnа действия, в которых расши рение происходит в замкнутой полости изменяющегося объема, периодически заполняемой в процессе впуска рабочим вещест вом высокого давления и освобождающейся от него после рас
ширения до низкого давления в процессе выталкивания или
выхлопа. Энергия давлении рабочего вещества преобразуется в
процессе расширения в механическую энерrию, передаваемую
вращающимся элементам конструкции. Изменение кинетичес кой энергии рабочего вещества в таких машинах пренебрежи
мо мало. Машины объемного принципа действия отличаются
тем, что все процессы в них всегда происходят периодически в
строго определенной последовательности. К таким машинам от
носятся поршневые, винтовые, (}пиральные и ротационные де
тавдеры;
машины динамичеС1l0го nринциnа действия, процессы рас
ширения в которых происходят непрерывно, а их работа основы
вается на преобразовании энергии давления рабочего вещества
сначала в кинетическую, а затем - в механическую энергию.
Преобразование энергии происходит в каналах неподвижных
и вращающихся лопаточных решеток, расположенных друг за
другом. В непоДВИЖНОЙ решетке часть энергии давления преоб
разуется в кинетическую энергию, передаваемую на вращающую
ся решетку, в которой она преобразуется в энергию механичес
кую. ОстаВЦIаяся часТl> энергии давления преобразуется уже во
вращающейся решетке практически одновременно в кинетичес кую и механическую. К расширительным машинам динамическо
го принципа действия относятся осевые и радиальные детавдеры.
Радиальные детавдеры, как правило, центростремительные, мо гут иметь рабочие колеса как чисто радиальные, так и радиаль но-осевые. В связи с тем, что эти детандеры есть не что иное, как газовые турбины, работающие при низких температурах, их обыч но называют турбодетавдерами.
683.
Как следует из этого краткого описания, расширительные ма
шины являются по существу обращенными компрессорами объ емного и динамического принципа действия соответственно.
В холодильной технике наиболее распространены детандеры
динамического принципа действия, применяемые в газовых холо дильных машинах. В паровых холодильных машинах детандеры
пока не применяют, хотя попытки использовать их делались не
однократно. Ввиду малой эффективности, эти детандеры, рабо тающие на влажном паре с небольшой степенью сухости, не на
много увеличивали эффектИвность паровых холодильных машин,
но значительио усложняли их конструкцию и эксплуатацию,
а также повышали стОимость. Возможно, применение детандеров
в будущем окажется целесообрааиым на очень крупных паровых
холодильных машинах npoизводиreлыюcтыoсвъппе 5000-10 000 кВт.
В системах низкопотенциальной энергетики расширительные
машины используют в прямых циклах для ПOJlYЧевия энергии.
В качестве примера можно привести опытную электростанцию, созданную в нашей стране и использующую reoтepМ8JlЬHыe воды
Камчатки. Энергию вырабатывает паРО88JI турбина, работающая
на хладоне R12. Аналогичные системы могут быть созданы на крупных предприятиях химической, нефтеперерабатывающей, целлюлозно-бумажной, металлургической и других отраслей про
мыленности,, располагающих значительными количествами низ
копотенциальной теплоты, обычно сбрасываемой в окружающую
среду.
Комбинированные маШинные системы низкопотенциальной
энергетики, сочетающие в одной установке прямой и обратный термодинаМlJческие циклы, представляют собой по существу тур бокомпрессорные теплоисполъзующие холодильные машины. Так, в системе Чистякова - Плотникова фреоновая турбина приводит центробежный компрессор паровой холодильной машины [93].
В системах комбинированного теплохладоснабжения промъпп
ленных предприятий могут одновременно применятъся газовые и
паровые турбины, вырабатывающие эн~ргию в прямом цикле, и турбодетандеры, понижающие температуру газа в обратном хо
лодильном цикле.
В системах низкопотенциальной энергетики используют рас
ширительные машины динамического принципа действия, нося
щие то же название, что и аналогичные машины в энергетике, -
турбины. В связи с этим необходимо иметь в виду, ЧТО термины «тур60детандер. И .турбина. в данном учебнике являются синО'
нимами, так как относятся к машинам одного и того же принци
па действия. Иногда они будут объединяться терминами .расши
рительные турбомашины. или просто .турбомашины•.
Расширительные машины объемного принципа действия при меняют в криогенной технике [44], а в холодильной технике они не распространены. Это связано с тем, что и в га30ВЫХ холодиль ных машинах, и в системах низкопотенциальной энергетики рас-
ходы рабочего вещества, как правило, настолько велики, что
в них можно использовать только машины динамического прин
ципа действия. Поэтому настоящая глава посвящена именно тур
бомашинам, а интересующиеся вопросами теории и расчета рас
ширительных машин объемного принципа действия могут обра титься к литературе по криогенной технике [37,44].
Расширительные машины динамического принципа действия подразделяют на следующие основные грynпы:
о с е в ы е р а с ш и р и т е л ь н ы е турбомашины, отличающие
ся тем, что рабочее вещество движется по проточной' части
в ОСевом направлении. это машины больших объемных расходов, они позволяют получить наиболее высокие КПД. Осевые турбо
машины могут быть одно-и многоступенчатыми. В отличие от
осевых компрессоров число ступеней в них, как правило, не больше
двух-трех, так как в одной ступени осевой турбины может быть сработан более высокий теплоперепад, чем в одной ступени осево
го компрессора (рис. 10.1, а). В холодильной технике осевые
детандеры чаще всего выполняют одноступенчатыми;
р а Д и а л ь н ы е р а с ш и р и т е л ь н ы е турбомашины, в которых рабочее вещество движется в радиальном направле нии. Радиальные расширительные машины могут быть центро стремительными и центробежными. Практическое применение
нашли только центростремитальные турбомашины, которые, в
свою очередь, подразделяются на радиальные, радиально-осевые
и диагональные. В радиальных турбомашинах поток через лопа
точные решетки движется только в радиальном направлении
(рис. 10.1,6). В радиально-осевых поток через сопловой аппарат
и при входе в колесо движется в радиальном, а при выходе из
колеса - в осевом направлении. Направление движения потока
изменяется в рабочем колесе, имеющем проtтранственную лопа
точную решетку (рис. 10.1, в). В диагональных турбомашинах
поток движется через проточную часть так, что расходная со
ставляющая скорости направлена к оси вращения ротора под
углом, меньшим 900, причем к выходу из колеса этот угол умень
шается практически до нуля, так что поток выходит в осевом
направлении (рис. 10.1, г).
§ 10.1. УСТРОЙСТВО И РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ
РАСШИРИТЕЛЬНЫХ ТYFВОМАШИН
Ступени расширительных турбомашин всех типов так же, как
и ступени компрессоров динамического принципа действия, со
стоят из неподвижных и вращающихс.я элементов проточной части,
выполняющих ·по существу одИнаковые функции и отличающих
ся только конструктивным исполнением.
Рассмотрим схемы одноступенчатых расширительных турбо машин различной конструкции (рис. 10.1) и их рабочий процесс в S-T- и i-р-диarpаммах (рис. 10.2). Не теряя общности,
684 |
685 |
~ |
б |
6) |
|
|
Рис. 10.1. Ковструктивные схемы ступеней расmирительвых турбомamин: а - осевой; (J - радиаJJЪВо·цевтростремвтeJJЬ
вой с закрытым радиальным колесом; 6 - |
радиально-центростремительной с полуоткрытым радиально-осевым колесом; |
|
z - |
диагональной; |
|
~ А - |
BXOJ\Hoe УСТРОIlСТВО; Б - СОП.llовоll аппарат: В - |
рабочее КOJIесо: Г - выходное УСТРОIlСТВО: .IIиния н-О-l-2-к - траектория движения потока |
~в ступени
будем полагать, что это паровые расширительные машины, рабо
тающие в составе теплоиспользующей системы низкопотенциаль ной энергетики, поэтому цроцессы расширения проходят в непо
средственной близости от правой пограничной кривой в области
слабо перегретого пара.
Рабочее вещество из парогенератора поступает во входное уст ройство А , с помощью которого оно подводится к направляюще му или сопловому аппарату Б. Давление торможения при входе
во входное устройство в сечении н ниже давления в парогенера
TO~ из:..за гидравлических потерь в подводящем трубоriрово
деР: < Рген' Движениерабочего вещества во входном~йстве -
конфузорное, Т.е. сопровождается увеличением скорости, поэто
му давление и энтальпия в нем уменьшаются. Процесс н - О идет
с увеличением энтропии, так как сопровождается потерями энер
гии, переходящей в теплоту и подводящейся к потоку вещества.
Уровень скоростей во входном устройстве обычно невелик Mt:H ~ 0,10 + 0,20; Mt:o ~ 0,15 + 0,30. В нешщвижном направля
ющем или сопловом аппарате (СА) поток ускоряется, достигая в отдельных случаях около или даже сверхзвуковых скоростей
Мt: 1 =0,80 + 1,15. Конфузорность течения в лопаточных СА до
стигается за счет уменьшения площади проходного сечения меж
лопаточных каналов в результате специального профилирования
лопаток и их установки под углом к фронту-решетки. Из-за по терь процесс расширения в СА 0-1 также идет с увеличением энтропии. Поток в расширительных турбомашинах может счи
таться практически адиабатным, поэтомх энтальпии торможения
в сечениях н, 0,1 одинаковы i: =i~ =~. Поток, выходящий из
СА со скоростью Ср попадает на лопатки рабочего колеса (РК) В,
которое вращается с угловой СI«>РОСТЬЮ 00. В РК одновременно
происходит несколько процессов. Во-первых, кинетическая энер
гия потока, выходящего из СА, равнаяс:/2. преобразуется в ме
ханическую энергию. Во-вторых, двигаясь по конфузорным межло
паточным каналам РК, поток в относительном движении допол
нительно ускоряется от скорости Ю1 при входе дО Ш2 при выходе.
При этом статическое давлениеРl при входе в колесо уменьшает ся дОР2 при выходе из него. Таким образом, в колесе происходит
дополнительное преобразование энергии давления в кинетичес
кую энергию потока. Вследствие этого ускорения при выходе из
РК возникает дополнительная реактивная сила, действующая на
лопатки. Поэтому ступени, у которых часть теплоперепада сра
батывается в колесе, обычно называют реактивными. Это отли
чает их от активных ступеней, в которых весь теплоперепад
срабатывается в сопловом аппарате, а в колесе лишь пр6исходит
преобразование кинетической энергии потока в механическую.
В активных ступенях статическое давление при выходе из СА
практически равно статическому давлению при выходе из РК
Р1 "" Р2' Относительная скорость при входе в РК Ш1 < С1 вследст
вие того, что лопатки колеса движутся с окружной ско~тью и1,
688 |
44 П/р л- С. ТиМофеевскоro |
689 |
|
Поэтому давление и энтальпия торможения при входе в РКi:в.
относительномдвижении ниже, чем в абсолютном р: < Р:, ~* <
Здесь, как и раньше, символом .тильда. (змейка), расположен
ным сверху, обозначаются параметры в относите.llьном движе
нии. Энтальпия торможения при выходе из РК в относительном
движении i; определяется характером движения рабочего ве
щества в нем. При осевом движении пото~, когда и1 =и2 , В со-
ответствии с зависимостью (7.49) будет и' ~* =Т;, так как при
этом работа в поле центробежных сил не совершается. При и1 > и2,
что характерно для всех центростремительных и тех осевых тур
бин, у которых средний диаметр при входе больше, чем при
выходе, D1cp > D2cp ' будет~* > t;.
При и1 < и2, что может быть в осевых турбинах, у которых
будет ~* < ~*. Давление торможения при выходе из
РК в относительном движении в первых двух случаях, т. е. при
и1 = и2 И и1 > и2 , всегда будет меньше, чем при входе р; < р:
как из-за потерь в РК, так и из-за отвода работы в поле центро бежных сил (второй случай).
В третьем случае, при и1 < и2, несмотря на наличие потерь,
можетбыть как равенстро р; =р:, так даже и превышение давле
ния р; > Р: в зависимости от того, какая работа подводится
к потоку в поле центробежных сил. Процесс расширения в РК 1-2 также идет с увеличением энтропии из-за потерь работы на преоДОJlение сопротивлений. После выхода из РК поток направ
ляется в выходное устройство Г, в котором скорость уменьшает
ся, вследствие чего его часто называют выходным диффузором.
При движении в выходном устройстве (ВУ) давление возрастает Рк > Р2 И С минимально возможной скоростью СК поток выводит
ся за пределы машины. Процесс 2 - " в ВУ также идет с увеличе
нием энтропии, но давление при этом растет из-за диФФУзорного'
характера течения, при котором СК < С2' Процессы изменения
параметров потока от заторможенного до статического состояния
н* - н, 0* - 0,1* -1, j* -1, 2* - 2, 2* - 2 и ,,- ,,* как внутренне
обратимые адиабатные процессы являются отрезками изоэн
тропа = const.
Рабочие процессы в ступенях расширительных турбомашин
часто рассматриваются в а - i-диаграмме (рис. 10.3, а), в кото рой теплоперепады, равные разностям энтальпий, удобно опре
делять в виде отрезков, в то время как в а - Т-диаграмме
(рис. 10.3, б) они эквивалентны определенным площадям на поле диаграммы. Это связано в первую очередь с тем, что в качестве КПД расширительных турбомamин используются изоэнтропные,
.....
.о-
~ •.a c:s
fI)
3ri
~
...
I:S
Z!l3
fI)
з
I
=о:{
.,....'
'"
=
~
..\.
'"
111
~
t
~~
i
~
!
i
I
!
~
~
~
111
~
I:f
~
>111
J
~
e-.i
g
c.i
If
690 |
691 |
|
.а не политропные КПД. Кроме удобства применения изоэнтроп
ных КПД это имеет веские основания, о которых будет сказано
ниже. |
' |
§ 10.2. БЕЗРАЗМЕРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАСШИРИТЕЛЬНЫХ ТУРБО~АШИН
ХарактернымгеометричеСки~ размером.расширительных тур
бомашин считают наружный диаметр проточной части при входе в кqлесо. Для осевых машин - это D1и (см. рис. 10.1, а), для радиальных - п1 (см." рис. 10.1, б, в). Все безразмерные геомет
рические параметры, обозначенные теми же символами, во с чер той сверху, выражены в долях этих диаметров.
Характерной переносной скоростью для радиальных и осера
диальных колес считают окружную скорость и1 на диаметре D
при входе в колесо, а для осевых и диагональных колеС --..: OK~
ружную скорость на среднем диаметре п1СР при входе в колесо
и1СР == хп1срn == iDIИ(~ + V 1) n. |
(10.1) |
||||
Здесь средний диаметр при входе в колесо |
|
|
|||
D |
= D1и + п1ВТ |
D1и |
(1 + |
) |
(10.2) |
lср |
2 |
2 |
|
v1 |
' |
где D1и 'п1ВТ - диаметры наружный и втулки входного сечения |
|||||
колеса (см. рис. 10.1, а); v1 == DIвт/Dlи - |
безразмерный диаметр |
втулки входного сечения колеса.
Важным безразмерным геометрическим параметром колес рас ширительных турбомашин является коэффицйент радиальности,
определяемый отношениями
J.1 = D2cp/D1CP == п2ср/п1 == п2/п1 • |
. (10.3) |
Первое из отношений относится к осевым и диагональным,
второе - к осерадиальным и третье - к радиальным колесам.
Средние диаметры п1с ' п2ср, находят по формулам вида (10.2)
с необходимой заменоЙиндексов. В силу того, что u == лпn коэф
фициент радиальности определяет также и отношение окружных
скоростей, которые мы запишем в той же последовательности
• J.1 =и2ср/иlср =и2ср/иl :;= и2!иl' (10.4)
Безразмерные кинематические параметры определяют в долях
характерной переносной скорости и обозначают
<Р! == Ci /U1CP ; |
<Р! |
= W t /U1CP |
(10.5) |
для осевых и диагональных и |
|
|
|
<Р! =Ct /U1 ; |
<Р! |
=Wt /U 1 |
(10.6) |
для радиальных машин.
Коэффициенты расхода |
|
<Р!м == С!м/иIср и <Р!м == С!м/иl ' |
(10.7) |
причем для осевых машин м::;:) z, для радиальных м ~ г, а для
диагональных. индекс .м. соответствует направлению касатель
ной к средней линии тока в меридианной плоскости.
Числа Маха определяют так же, как для центробежных и осе
вых компрессоров.
Условные числаМаха по окружной скорости при входе в колесо
|
Ми = иIСР/а: ; |
Ми = иl/а:, |
|
(1-0.8) |
||||||||
в сечении н при входе в машину |
|
G~z:T: И~ |
|
|||||||||
Мс |
== |
Си• |
у |
= |
_G_ |
__ |
(10.9) |
|||||
|
|
|
|
|
|
R |
|
|||||
|
и.у а: р:Fиа: |
|
Р: |
k Fи |
|
|||||||
и в сечении О при входе в сопловой аппарат |
|
|
||||||||||
|
М |
о |
|
= С |
Оу |
|
|
R |
|
(10.10) |
||
|
|
|
|
= G~z:T: И~ |
|
|||||||
|
с |
|
у |
|
а: |
|
р: |
k Fo • |
|
|||
В этих выражениях Fи |
и Fo - площади сечений н иО. |
|
Число Ми является параметром, характеризующим газодина
мическое подобие ~жимов работы турбомаЦIИНЫ, а числа МСн у
и МСо! характеризуют расход рабочего вещества через нее. Режи
мы раооты турбомашины га30динамически и кинематически по
добны, если одинаковы одновременно два параметра: Ми И МСн.
(илиМСоу)' При сопоставленииили анализехарактеристик одноЙ
и той же, или одинаковых iю характерным размерам (т. е. FH или FJ
турбомацIИН, работающих на одном и том же веществе, множите-
ли ..fiiik/F часто из рассмотрения исключают, и тогда парамет
ром, характеризующим расход, являе'l'СЯ комплекс
G~z*T*/н и Рн*'
называемый параметром расхода. В газотурбостроении, где рабо
чее вещество считается идеальным гa30~T. е. z == 1 = const, пара-
метр расхода используется в виде G..;T; / р:. Применяя метод
условных темпеPIO'YP, можно использовать эти комплексы, заменив
термодинамические параметры наусловные в соответствии С'табл. 7.1.
§'10.3. ВНУТРЕННЯЯ МОЩНОСТЬ СТYIIЕНИ
РАСШИРИТЕЛЬНОЙ ТYFБОМАШИНЫ
Внутренняя МОЩноств расширительной тYJ)6oмашины, отво
димая от рабочего колеса, представляет соБОй разность эйлеро
вой мощности и мощности, затрачиваемой на преодоление сил
трения колеса о рабочее вещество,
Nt = Nэ -Nтp'
692 |
693- |
в расширительных турбомашинах так же, как и в компрессо рах динамического принципа действия, возникают протечки ра
бочего вещества. У машин с закрытыми колесами, которые име
ют бандаж (осевые) или покрывающий диск (Радиальные), это
протечки через лабиринтные уплотнения. у машин с полуоткры тыми колесами к протечкам через лабиринтные уплотнения до
бавляются протечки через радиальные или боковые зазоры меж
ду торцами лопаток и корпусом. Суммарные,ПРОтечки в ступенях
с полуоткрытыми колесами больше, чем с закрытыми.
Рабочее вещество, теряемое в виде протечек в количестве 11.Gр'
полеЗНQЙ работы не совершает, так как дросселируется в зазо
,рах, но в дальнейшем смешивается за колесом с основным пото
ком, увеличивая его энтальпию.
Эйлерова работа турбодетандера определяется уравнением
(7.195), которое сразу приведем к безразмерному виду
lэ = с1ии1- с2ии2:: ( <Р1u- <Р2u:: ) и; =
=(<i>lU - ~<i>2U) и; |
= \I1эи;. |
(10.11) |
|
|
|
Здесь <Р1и =с1и/и1 ; <Р2u =с2и/и1 - |
беразмерные окружные со |
ставляющие абсолютных скоростей при входе и выходе из' колеса:
и1 - окружная скорость при входе в колесо.
Здесь и в дальнейшем под окружной скоростью и1 для осевых
и диагональных колес понимается скорость и1ср, определяемая
выражением (10.1).
Коэффициент эйАеровой работы
"'э =<Р1и - J.1<i>2и. |
(10.12) |
При (12 =900, т.е. при чисто осевом или радиальном выходе |
|
потока из колеса, когда· С2и :: <Р2и =О, будет |
. |
"'Э :: <Р1и·
Эйлерова мощность создается рабочим веществом в количестве
G - 1iGp и равна
Na :: (G -1iGр)'(<i>lU - J.L<P2и) U; =
=G (1- 1i~p)(<i>lU - J.L<P2U) и;.
694
Внутренняя мощность расширительной турбомашины
N 1 =G (1- Д~p) |
(<i>lU - |
~<i>2U)и:-Nтp |
= |
|
||
= G [1- l!!iGGp - G( |
~тр |
)и2J(<i>lU - ~<i>2и). |
(10.13) |
|||
<Р1и ~<i>2и |
1 |
|
|
|
||
Обозначив относительные потери на протечки |
|
|
||||
~пр = 1iGp/G |
|
|
|
(10.14) |
||
и на трение дисков |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(10.15) |
получим |
|
|
|
|
|
|
N 1 = G (1-l3пр -13тр) (<i>lU |
- |
~<i>2U) и; |
= |
|
||
=G (1-l3пр -13тр) \I1эи: |
= Gxu;. |
|
(10.16) |
Так же, как и для компрессоров, введем понятие коэффициен
та мощности
Х =(1-l3пр -13тр) (<i>lU - J.L<P2и) = (1 -l3пр -13тр) \fIэ· (10.17)
Внутренняя работа и ее связь с эйлеровой работой определя
ются следующими зависимостями:
II= d= (l-l3пр-13тр)(<i>lU - ~<i>2U)и: =
=(1-l3пр -13тр) 'I'эU: =хи: = (1-l3пр -l3тp) lэ·
Таким образом, в отличие от компрессоров у расширительных турбомашин внутренняя работа меньше эйлеровой, так как поте
ри на трение и протечки уменьшают ее. Теплота, эквивалентная
мощности трения дисков, как и в компрессорах, передается рабо
чему веществу и так же, как и теплота, которую несут с собой
утечки чеРез уплотнения и зазоры в лопаточном аппарате, уве
личивает энтальпию рабочего вещества за колесом. Поэтому теп лота, отводимая от раБОчего вещества с учетом потерь на трение и протечки, т.е. теплота, эквивалентная внутренней работе, ока-
зывается меньше на величину (1- ~ПР - ~тp), чем теплота, экви
валентная эйлеровой работе 'э. 'в теплоизолированных турбоде
тандерах газовых холодильных машин и турбинах систем низко потенциальной энергетики влиянием теплообмена с окружающей средой на параметры рабочег~ вещества в проточной части до-
695