18. Внутренние потери энергии.

К внутренним относятся все потери, имеющие место внутри ступени. Кроме ранее рассмотренных профильных и концевых потерь и потерь энергии с выходной скоростью, учитываемых окружным КПД, к внутренним потерям откосятся: потери от трения и вентиляции, от парциального (частичного) впуска, от утечки рабочей среды, от влажности пара и др. Внутренние потери энергии изменяют состояние рабочей среды.

18.1 Потери от трения диска.

Потери от трения диска вызываются тем, что частицы газа под влиянием трения о поверхность диска приобретают вращательное движение и при этом отбрасываются к периферии и замещаются другими частицами. Вследствие этого в меридиональном сечении турбины возникает циркуляционное движение газа между диском и корпусом; у поверхности диска частицы газа движутся к периферии, а у поверхности корпуса - к центру. На создание этого движения затрачивается энергия колеса турбины.

В литературе имеется обширный материал по определению потерь от трения диска о газ. Мощность трения пропорциональна плотности газа в зазоре, диаметру диска, угловой скорости .

Для определения работы, затрачиваемой на трение одним килограммом газа МЭИ рекомендует следующую формулу

, (18.1)

где площадь выходного сечения сопловой решетки;

- опытный коэффициент, зависящий от относительной величины осевого зазора между стенкой диска и стенкой камеры S/d и критерия Рейнольдса Re=ud/. Потери от трения наружной поверхности бандажа о газ могут быть определены по той же формуле, но с другими коэффициентами

, (18.2)

где d_б=d₂+l₂ - диаметр бандажа;

b_б - осевая ширина бандажа.

В мощных турбинах с малым отношением d₂/1₂ потерями от трения можно пренебречь; в парциальных турбинах с большим отношением d/1 эти потери могут доходить до 3%.

18.2 Потери, вызванные парциальностью ступени.

При парциальном подводе газа к рабочему колесу в турбине возникают дополнительные потери, вызванные следующими причинами:

1) вентиляционным действием тех рабочих лопаток, на которые в данный момент не поступает струя рабочего газа и которые перемешивают и перемещают инертный газ, окружающий колесо;

2) трением поверхностей не работающих частей рабочей решетки;

3) неравномерностью степени реактивности по дуге подвода газа;

4) подсосом рабочей струей инертного газа из осевого зазора с одной стороны соплового сегмента и утечкой газа из проточной части с другой его стороны, что приводит к размыванию рабочей среды;

5) прерывистостью поступления газа на парциальное колесо, то есть явлениями, происходящими в межлопаточном канале, который отходит от рабочей струи газа, или в канале, подходящем к соплу, но заполненным еще инертным газом.

По опытам проведенных в КАИ, установили, что наиболее достоверной является формула, приведенная в книге Б.Траупеля

, (18.3)

где i - число дуг подвода газа;

b - ширина рабочих лопаток;

с - коэффициент, который выбирается:

для открытого колеса

;

для колеса, прикрытого в неактивной своей части

.

Уравнение (18.3) справедливо при малых осевых зазорах и обандаженных лопатках. При повышенных осевых зазорах и у лопаток без бандажа потери энергии значительно повысятся.