Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 [ 20 ] 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162

ше, чем больше относительная скорость отклоняется от оси турбо-машины; в этом случае кориолисово ускорение направлено вдоль радиуса и не оказывает поэтому влияния на течение жидкости в колесе.

Из сказанного выше следует, что в некоторых случаях, особенно для лопаток большой радиальной протяженности, использование в радиальных колесах гидротрансформаторов профилей осевых решеток нецелесообразно, так как условия течения жидкости в плоской и радиальной решетках различны. Это различие может привести к неблагоприятному перераспределению скоростей на обводах профиля и, как следствие, к увеличению потерь. При помощи конформного отображения можно по известным координатам профиля прямой решетки построить соответствующий ему профиль радиальной решетки.

Для радиальных ступеней гидротрансформаторов с короткими лопатками (малой радиальной протяженности) можно использовать профили осевых решеток.

Величины коэффициентов профильных потерь для плоской и круговой решеток в общем случае различны. Однако в большинстве случаев, встречающихся при расчете гидротрансформаторов, этим можно пренебречь.

Количественная оценка концевых потерь ъ радиальных решетках может быть произведена по формуле, предложенной Г. Ю. Степановым [49], только для турбулентного течения в пограничном слое и учитывающей геометрию решетки и кинематику потока (углы входа):

0,06 f I J> У

Знак + относится к центробежной решетке, а знак - к центростремительной.

Приведенная зависимость позволяет учесть изменение коэффициента концевых потерь при переходе от осевой к радиальной решетке, при этом концевые потери в центробежной решетке больше концевых потерь в осевой и больше, чем в центростремительной.

Практически для определения коэффициента концевых потерь радиальной решетки удобнее пользоваться графиком, показанным на рис. 21, причем найденное при помощи этого графика

значение конц следует умножать на величину 1± - , учи-

тывающую радиальную протяженность лопатки.

При переходе к решетке с криволинейными торцовыми стенками из-за возникновения центробежных сил от поворотов происходит искажение поля скоростей и меняется характер перетекания жидкости от вогнутой стороны профиля к выпуклой



(вторичного течения), а также меняется структура замкнутых вихревых областей у концов лопаток.

Можно предположить, однако, что действующее в этом случае на частицу силы инерции будут малы по сравнению с силами трения вязкой жидкости, и в первом приближении для определения коэффициента концевых потерь колеса с пространственными лопатками можно воспользоваться имеющимися данными по осевым и радиальным решеткам с цилиндрическими лопатками.

Поворот потока в меридиональной плоскости приводит к появлению неравномерности в распределении скоростей по размаху лопатки и, как следствие этого, к различию в картине вторичных течений у торцовых стенок.

Однако, как показала практика турбостроения, расчет суммарных потерь энергии из-за концевых и вторичных течений, отнесенных к колесу в целом, по интегральному значению коэффициента концевых потерь, зависящего от отношения длины хорды к ширине канала, и к среднему значению относительной скорости, довольно точен (если, конечно, профилирование лопасти выполнено с учетом действительного характера изменения скоростей и обеспечивает отсутствие резкой разницы течения по отдельным струйкам).

За решеткой вблизи ее выходных кромок поток получается неоднородным. Неоднородность потока можно характеризовать коэффициентом

max - min

2fm ср

(скорости берутся на некотором расстоянии от кромок колеса). Обтекание профиля второй решетки неоднородным потоком вызывает изменение в распределении давления на его поверхности. Чем меньше расстояние между решетками, тем сильнее влияет первая решетка на обтекание второй.

В неоднородном поле скоростей обтекание профиля ухудшается, так как профиль обтекается при различных углах атаки.

Проведенные эксперименты [49] показали, что максимальные потери энергии имеют место, когда профиль второй решетки попадает непосредственно в аэродинамический след профилей первой решетки. Однако средняя величина потерь энергии при этом меняется незначительно. Так, при изменении зазора от 2 до 30 мм к. п. д. ступени не изменялся.

В гидротрансформаторе лопатки турбин и насоса пересекают неоднородное поле скоростей, создаваемое предыдущей решеткой (в частности, направляющим аппаратом).

При быстром изменении поля скоростей, в котором оказывается профиль вращающейся лопатки, не успевает произойти существенной перестройки структуры пограничного слоя.



при относительном зазоре -=0,4 поток успевает выровняться, т. е. при расположении последующей решетки от предыдущей на расстоянии, равном горлу, влиянием закромочного слоя на характеристику решетки можно пренебречь. Это справедливо для решеток с углом выхода большим 25-30°.

Испытания решеток с малыми углами выхода (9-10°) показали, что сглаживание кромочного следа происходит на меньшем расстоянии, чем при больших углах выхода. Это объясняется тем, что при уменьшении угла выхода потока увеличивается его пробег до данного сечения на одном и том же расстоянии от выходных кромок лопатки. Этот пробег можно характеризовать относительной величиной

t sin а

Проведенные опыты показали, что большая неоднородность потока наблюдалась до б = 1. При дальнейшем увеличении зазора выравнивание происходило медленно, однако сама величина неоднородности не превышала 3-5%.

Чрезмерное увеличение зазора может отрицательно сказаться на габаритах ступени. Потери на трение в межлопаточном пространстве незначительные.

§ 7. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ЭНЕРГИИ В ГИДРОТРАНСФОРМАТОРЕ

Этот расчет ведут в следующей последовательности.

1. Определяют по атласу или по расчетным зависимостям для режима автомодельности по числу Re коэффициент профильных потерь плоской решетки Snp-

2. По формулам определяют коэффициенты профильных потерь круговой неподвижной или вращающейся решетки.

3. Находят по атласу или рассчитывают коэффициент концевых потерь плоской решетки 1конц-

4. По формуле рассчитывают коэффициент концевых потерь для радиальной решетки.

5. Находят суммарный коэффициент потерь.

6. В зависимости от режима работы (значения числа Re) и состояния поверхности лопатки по графикам находят соответствующие поправки для определения действительного коэффициента потерь Icyjn э-

7. По наибольшему значению относительной скорости в ре-

шетке рассчитываются потери напора Ап = 1сумд--

8. Потери в межлопаточных зазорах, объемные и дисковые потери определяют по общеизвестным зависимостям.

5* 67



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 [ 20 ] 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162