54.Потери от утечек газа через радиальные зазоры лопаток. Потери энергии от влажности. Потери от утечки газа через радиальные зазоры лопаток

В многоступенчатых турбинах по внутреннему диаметру сопловых лопаток всегда имеется зазор, через который перетекает газ под действием разности давлений по обе стороны сопловой решетки.

Расход газа через лабиринт соплового аппарата можно определить по формуле

, (18.4)

где Sл - площадь проходного сечения лабиринта;

z - число лабиринтов;

μ_л - коэффициент расхода.

Потери от утечки газа

, (18.5)

где Gc - расход газа через сопловой аппарат.

Выражая Gc и Gyт через параметры потока получим

, (18.6)

где относительная величина радиального зазора;

- относительный диаметр лабиринтного уплотнения.

Уравнение (18.6) получено при условии, что количество газа Gyт не совершает работу за счет расширения на рабочих лопатках.

В ступени с обандаженными рабочими лопатками радиальный зазор мало влияет на характер потока, протекающего через каналы рабочего колеса и потеря от зазора обусловливается в основном утечкой газа.

Утечка G_ут зависит от степени реактивности на периферии и относительной величины зазора.

При радиальном уплотнении лабиринтового типа утечку можно определить по полуэмпирической формуле

, (18.7)

где k₁ - коэффициент, вычисляемый по формуле

где - относительная площадь зазора у бандажа;

перекрыша рабочей лопатки у периферии, мм;

- величина зазора;

z - число лабиринтов;

ρ_п - реактивность ступени на периферийном диаметре.

Установка бандажа на рабочих лопатках существенно снижает утечки рабочего тела через радиальный зазор, улучшает аэродинамику обтекания периферийных участков рабочих лопаток, исключает перетечки между соседними межлопаточными каналами.

Применение бандажа важно для турбин высокого давления и малых размеров. Из соображения прочности лопаток не всегда можно применять бандаж, особенно в газовых турбинах.

Для безбандажных турбинных ступеней потери энергии от протечек через радиальные зазоры закрученных рабочих аппаратов можно определить по формуле В.К.Гребнева

, (18.8)

где относительная площадь радиального зазора.

18.4. Потери от влажности

Рабочий аппарат последних ступеней паровых турбин низкого давления отличается конденсацией пара в процессе расширения. Потери энергии от влажности вызываются: затратами на разгон капель и пленки на поверхностях межлопаточных каналов, на дробление пленки, потерей от переохлаждение пара, возмущениями потока движущимися в нем каплями; искажением формы лопаточных профилей вследствие эрозии.

Потери от влажности можно определить по формуле Церковича, полученной опытным путем

, (18.9)

где Кх=Х; х=(1/2)(Хо+Х2) - средняя сухость пара в ступени.

По формуле (18.9) каждый 1% средней влажности пара снижает внутренний КПД примерно на 1%.

С повышением влажности перепад степени реактивности вдоль радиуса практически не изменяется, но реактивность у корня и у периферии, а следовательно, и средняя реактивность в этом случае возрастают. Увеличение реактивности можно объяснить тем, что из-за влаги уменьшается скорость С₁ на выходе из сопла, в результате чего увеличивается β₁ и снижается W₁. Вместе с тем нужна добавочная энергия на движение влаги в колесе в переносном движении и радиально относительно колеса, а также для компенсации добавочных потерь кинетической энергии, вызываемых присутствием влаги. Все это увеличивает реактивность

55.Внутренняя мощность и внутренний КПД турбинной ступени.

Внутренняя работа турбинной ступени определяется по формуле

где - три окружные потери энергии;

прочие внутренние потери;

z - число учитываемых в данной ступени внутренних потерь.

Внутренний КПД ступени

Как и окружной, внутренний КПД зависит от отношения скоростей ₁=u/С₁. Графическая зависимость от ₁ показана на рис.19.1.

Рис 19.1 Зависимость внутреннего КПД ступени от отношения скоростей ₁=u/c₁.

Она получена вычитанием из ординат кривой окружного КПД относительных потерь от трения и вентиляции, парциальности и от утечек рабочей среды. Так как потери от трения, вентиляции, выколачивания растут с увеличением ₁, то оптимум функции смещается по отношению к оптимуму функции в сторону меньших значений характеристики ₁. Это смещение для ступеней, работающих с полным впуском, невелико. Поэтому оптимальная характеристика такой ступени определяется по максимуму функции , используя выражение (15.14). При парциальном впуске вычисленное по формуле (15.14) значение следует уменьшить на 8…10%.

Если внутренняя работа рабочей среды массой 1 кг равна Li, а расход рабочей среды в 1 секунду G, то внутренняя мощность ступени

При неизменном расходе зависимость аналогична зави