9.1 Назначение и область применения двухвенечных ступеней.

Ограничения небольших теплоперепадов диктуются допустимыми значениями окружных скоростей рабочих лопаток и условиями прочности диска турбинной ступени. Для срабатывания больших теплоперепадов следует уменьшать значения u/с_ф за счет роста фиктивной скорости с_ф. Но в этом случае резко увеличиваются потери с выходной скоростью. Для их уменьшения используют конструкции двухвенечных ступеней, где за рабочей решеткой первого венца устанавливается направляющая решетка, из которой водяной пар движется во второй ряд рабочих лопаток, где осуществляется дополнительное преобразование кинетической энергии выходной скорости в механическую энергию вращающегося ротора. При этом в направляющих лопатках происходит только изменение направления движения потока рабочей среды без значимого его ускорения. в четыре раза больший располагаемый теплоперепад Н₀, чем в обычной ступени.

9.2 Конструкция и треугольники скоростей для двухвенечных ступеней

Проточная часть двухвенечной ступени

(решетки: C – сопловая, Р1 – рабочая первого венца, Н – направляющая, Р2 – рабочая второго венца)

. относительный лопаточный КПД для двухвенечной ступени

10.1 Геометрические характеристики решеток.

а) б) в)

. 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; _у,, _у,- углы установки. Углы направления входных кромок лопаток называют скелетными и обозначают ₀^ск и ₁^ск. шаг решетки, который равен t₁=d₁/z и аналогично для рабочей решетки.

10.2 Профильные и концевые потери.

Общие потери в решетке (со-ой или р-ей) оцениваются суммой коэффициентов профильных и концевых потерь =_пр+_конц,

где профильные потери условно разделяют на потери трения, кромочные и волновые: _пр=_тр+_кр+_волн .

Потери на трение определяются аэродинамическими особенностями течения рабочей среды в пограничных слоях, формируемых на вогнутой поверхности и спинке лопаток соответствующих решеток.

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 _кр лопатки и относительного шага решетки: .относительный шаг.

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. 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

11.1 Потери о трения диска._оi=_ол-(_тр^д+_парц+_у+_вл)

Источником потерь трения диска являются затраты энергии на трение в зазоре между вращающимся диском и поверхностью тела диафрагмы . При этом в рассматриваемом зазоре толщиной s формируются рециркуляционные образования.

коэффициента трения равенk_тр=(0,45…0,8)10^-3

11.2 Потери связанные с парциальным подводом пара в ступени. Степенью парциальности турбинной ступени называют отношение длины окружности, занятой каналами сопловой решетки, через которые осуществляется доступ водяного пара к рабочей решетке, к общей длине окружности, определяемой по среднему диаметру d_ср: e=z₁t₁/(d_ср).

_парц=_в+_сегм m-количество венцов ступени (1,2)

Рабочая решетка выполняет функции вентилятора, захватывая и перемещая часть рабочей среды, что требует затрат энергии.

Потери на концах дуг сопловых сегментов связаны с удалением застойной части водяного пара из межлопаточных каналов рабочей решетки, когда при вращении они приближаются к дуге активного подвода пара из каналов сопловой решетки. Кроме того, в этой зоне нарушается структура основного потока, что также вызывает потери энергии.

11.3 Потери от утечек и от влажности пара.В турбинной ступени имеют место утечки рабочей среды через диафрагменное (G_ду) и надбандажное (G_бу) уплотнения (рис.7.4,а). Кроме того, существуют утечки в корневом сечении ступени (корневая утечка (G_ку) и через разгрузочные отверстия в диске (G_отв).

Для надбандажных уплотнений(_ср – степень реактивности на среднем диаметре) Длядиафрагменных уплотнений турбинных ступеней активного типа ,

где k_у – поправочный множитель, значение которого для прямоточной схемы уплотнения находят по рис, а для ступенчатого уплотнения k_у=1; _у – коэффициент расхода уплотнения; z – число гребней диафрагменного уплотнения .F₁ – площадь выходного сечения сопловой решетки; ₁ – коэффициент расхода сопловой решетки а-осевой r-рад-ый

_вл=2u/с_ф[0,9y₀+0,35(y₂-y₀)] y₀, y₂ – степени влажности, соответственно, на входе в сопловую решетку и на выходе из рабочей решетки турбинной ступени, а=0,4…1,4 – коэффициент, зависящий от конструкции ступени и ее параметров.

Определяются следующим факторами: неустойчивость равновесного состояния; запаздывание конденсации с переохлаждением; потери на транспорт влаги (разгон и торможение); изменение кинематических характеристик (треугольников скоростей); дробление и сепарация капель влаги, образование пленок. Ухудшения экономичности, наличие влаги приводит к эрозионному износу, прежде всего, входных кромок рабочих лопаток, а также других элементов турбинной ступени

11.4 _ол=f(u/с_ф).

дополнительные потери не только снижают эффективность ступени, но и уменьшают оптимальное отношение скоростей (u/с_ф)_опт. Отсюда следует, что теплоперепад ступени необходимо выбирать несколько большим, нежели рассчитанный без учета потерь от трения диска, утечек, парциальности и влажности.