41Потери энергии от взаимодействия решеток и нестационарности потока.

Перечисленные выше потери свойственны как неподвижным так и вращающимся решеткам. В последних, однако, возникают еще дополнительные потери вызванные течением газа в радиальном направлении и нестационарностью потока.

Рис.9.3 Схема вторичных течений в межлопаточных каналах: 1 - вторичный поток; 2 - перетекания через радиальный зазор; 3 - основной поток.

1 . В большинстве случаев поток в радиальном направлении не уравновешен, особенно в межлопаточных каналах. Вследствие этого в каналах возникают радиальные течения (отличающиеся от рассмотренных в предыдущем разделе), на образование которых затрачивается часть энергии потока. В то же время следует отметить, что вращение кольцевой решетки без бандажа несколько снижает потери от перетекания газа через открытый радиальный зазор, так как направление относительной скорости корпуса турбины противоположно направлению перетекающего потока (см.рис.9.3).

2. Нестационарность потока обусловлена непрерывным изменением взаимного расположения сопловой и рабочей решеток, а также изменением параметров газа в потоке, выходящем из сопловой решетки (эти изменения неравномерны как по шагу, так и по высоте решётки). В осевом зазоре между решетками поток не успевает выровняться и поступает на рабочую решетку неравномерным.

При числе сопловых лопаток z₁ и секундном числе оборотов вала n параметры газа перед решеткой меняются с частотой u =nz₁.

В исследованиях А.Г.Кромова воздух поступал на неподвижную кольцевую решетку с активными лопатками из вращающейся сопловой решетки, чем достигалась нестационарность потока перед рабочей решеткой. При этом КПД решетки снижался на 5% по сравнению с неподвижным сопловым аппаратом. Этой цифрой, конечно, не могут учитываться потери от нестационарности в любом случае, однако, следует учитывать, что нестационарность потока является причиной дополнительных потерь в работающей турбине.

42 Концевые потери энергии. Потери энергии от вторичных течений.

Концевые потери энергии возникают в областях межлопаточного канала примыкающих к торцевым ограничивающим поверхностям. Они складываются из потерь от трения в пограничном слое на торцевых стенках каналов и потерь от парного вихря.

Потери от трения в пограничном слое на торцевых стенках каналов имеют одинаковую природу с потерями от трения в пограничном слое на поверхности лопатки.

Сущность потери от парного вихря заключается в следующем. Давления на вогнутой и выпуклой поверхностях профиля неодинаковые. В сечениях, удаленных от торцевых поверхностей эта разность давлений уравновешивается центробежной силой, возникающей при движении потока по криволинейной траектории в межлопаточном канале (рис.3.3). В пограничном слое у торцевой поверхности поток подторможен и центробежная сила уже не может уравновесить градиента давления между вогнутой поверхностью и выпуклой поверхностью соседнего профиля. В связи с этим в пограничном слое на торцевой стенке происходит перетекание рабочей среды от вогнутой поверхности к спинке с более низким давлением. В результате перетекания у выпуклой поверхности вверху и внизу лопатки вблизи стыка ее с торцевой стенкой возникают местные утолщения пограничного слоя. Взаимодействуя с основным потоком, утолщенные пограничные слои срываются со спинки вблизи выходной кромки и образуют два вихря, вращающихся в противоположных направлениях. Это явление называется парным вихрем.

При наличии открытого радиального зазора имеют место перетекания через торцевую поверхность лопаток.

Эти перетекания взаимодействуя с основным потоком образуют вихревой след за выходной кромкой лопатки. Перетекание через открытый радиальный зазор уменьшают интенсивность вторичных течений в межлопаточных каналах.

Потери энергии в межлопаточных каналах существенно повышаются при взаимодействии корневого и периферийного вихрей и могут достигать 30%. Взаимодействие вихрей наблюдаются в решетках с относительно короткими лопатками . Во избежание значительной потери энергии относительную высоту лопаток, стремятся принимать более , которая определяется опытным путем. На практике это условие часто оговаривается тем, что абсолютная высота лопаток в турбинной ступени должна быть больше 12_÷15 мм (в компрессорной ступени - больше 20÷30 мм).

Для определения коэффициента концевых потерь может быть использована формула

,

где с = 0.07÷0.18 - коэффициент, полученный опытным путем.