3.1. Устройство и принцип действия ступеней скорости.

Увеличение располагаемой работы турбинной ступени приводит к повышению оптимальной окружной скорости, которая не всегда обеспечивает требуемую прочность. Эксплуатация ступени с окружными скоростями, меньше оптимального значения вызывает заметное снижение ее КПД. Основная причина увеличения потерь энергии – повышение скорости на выходе с₂ (потерь энергии с выходной скоростью). Таким образом, рабочее тело за рабочей решеткой обладает высокой кинетической энергией, которую можно использовать на второй решетке рабочих лопаток, для чего перед ними надо поставить решетку направляющих лопаток, которые обеспечат необходимый поворот потока.

Сопловой аппарат с первым венцом рабочих лопаток называют первой ступенью скорости, а направляющий аппарат со вторым венцом рабочих лопаток – второй ступенью скорости. Если на выходе из второго венца рабочих лопаток скорость газа окажется все еще значительной, можно поставить третью ступень скорости и так далее.

Рабочие лопатки ступеней скорости размещают обычно на одном диске, который часто называют диском или колесом Кертиса (рис.4.)

Схема активной турбины со ступенями скорости приведена на рис. 4. В сопловом аппарате 1 рабочее тело расширяется до конечного давления Р₁= Р₂= =. Так как первая ступень скорости работает при скоростей характеристике существенно меньшей оптимальной, скорость потока на выходе из рабочей решетки с₂ остается достаточно высокой. Этот факт можно проследить из треугольников скоростей (рис.5). С целью частичного использования энергии потока с выходной скоростью с₂ поставлена вторая рабочая решетка 4 (рис.4), перед которой установлена направляющая решетка 3, обеспечивающая требуемое направление движения рабочего тела.

Рис. 4. Схема активной турбины с двумя ступенями скорости:

1- сопловой аппарат; 2 - рабочая решетка первой ступени скорости; 3 – направляющий аппарат; 4- рабочая решетка второй ступени скорости.

Число ступеней скорости ограничивают двумя, это связано с уменьшением максимального КПД турбины при увеличении числа ступеней скорости.

Рис.5. Треугольники скоростей активной турбины с двумя ступенями скорости.

Ступени скорости выполняют обычно чисто активными. Однако, с целью снижения потерь энергии в межлопаточных каналах турбинных решеток, большая часть располагаемой энергии преобразуется в соплах, а остаток распределяется между рабочими решетками и направляющими аппаратом. Рабочий процесс турбины с двумя ступенями скорости в Si - диаграмме представлен на рис .6. Если располагаемая работа на турбину L₀, а располагаемые работы решеток,,то частные и общие степени реактивности можно определить по выражениям:

; (3.1)

, (3.2)

Где (3.3.)

Если располагаемая работа в направляющем аппарате соизмерима с располагаемой работой в сопловым аппарате, то турбина с двумя ступенями скорости превращается в турбину с двумя ступенями давления.

Рис. 6. рабочий процесс турбины с двумя ступенями скорости.

2. Окружной и внутренний КПД ступени.

Учитывая выражение (3.3) скорости газа на выходе из решеток профилей определяется по формулам:

; (3.4)

; (3.5)

; (3.6)

, (3.7)

где , ₁, ₂, ₃ - скоростные коэффициенты турбинных решеток.

Потери энергии в турбинный решетах определяются по выражениям (см. рис. 6)

; (3.8)

; (3.9)

; (3.10)

; (3.11)

. (3.12)

Окружная работа турбины со ступенями скорости складывается из окружных работ отдельных ступеней

,

где окружная работа каждой ступени может быть выражена через проекции абсолютных или относительных скоростей на окружное направление.

(3.13)

или

(3.14)

Из рисунка 6 следует, что турбинные ступени загружены неравномерно, на первую ступень приходиться 7580% всей работы, на вторую 2025%. При трех ступенях скорости последняя загружена еще меньше и обычно производит около 10% всей работы. Окружной КПД вычисляется по формуле:

, (3.15)

Внутренний КПД турбины, со ступенями скорости определяется по выражению.

, (3.16)

где - сумма внутренних потерь энергии.

Окружной КПД турбины со ступенями скорости зависит от скоростной характеристики . На рис.7. представлена эта зависимость для турбины с двумя ступенями скорости. Оптимальное значение₁ можно определить по формуле

, (3.17)

где ; (3.18)

; (3.19)

При В₁=В₂=4 получим _{1 opt} =, то есть в два раза меньше оптимального, значение₁одновенечной активной турбины (1=)

Рис. 7 Зависимость КПД турбины с двумя ступенями скорости от характеристики (₂ = 0; В₁=В₂=4)

2. Сопоставление турбинных ступеней различных типов.

Рассмотрим зависимости окруженных КПД от скоростной характеристики _1к для конгруэнтной (=0,5), активной (=0) и ступени с двумя ступенями скорости (=0), которые приведены на рис.8. При сопоставлении указанных основных типов ступеней возможны два подхода.

При первом подходе значение скоростной характеристики ₁ зафиксировано условиями задачи. В этом случае величина ₁ предопределяет тип ступени. Если 0<₁<_1D КПД турбины с двумя ступенями скорости выше КПД двух других ступеней. В средней области _1D<₁<_1Е преимущество на стороне активной ступени и при _1>_1Е наибольший КПД обеспечивает конгруэнтная ступень.

При втором подходе в выборе ₁ нет ограничений, тогда решающую роль играет максимально достижимое значение КПД и число ступеней каждого типа.

Предположим, что задана располагаемая работа на группу ступеней L₀. Принимая одинаковыми для всех типов ступеней ₁ и u, получится

Z₁=4Z₂=8Z₃,

где Z₁ – число конгруэнтных ступеней; Z₂ – число активных ступеней; Z₃ – число ступеней давления с двумя ступенями скорости.

Рис. 8. Зависимости окружного КПД от скоростной характеристики турбинных ступеней: 1- конгруэнтная; 2- активная; 3- с двумя ступенями скорости.

Из выражения (3.20) следует, что каждая ступень давление с двумя ступенями скорости способна заменить примерно четыре одновенечные активные ступени и около восьми конгруэнтных реактивных ступеней.

При выборе типа ступеней следует учитывать условия эксплуатации. Если турбоагрегат работает в широком диапазоне режимов, то преимущество имеет конгруэнтная ступень, а при работе на режимах близких к номинальному выбор остается за активными ступенями. Ступени давления с двумя скоростями скорости не нашли широкого распространения из – за меньшего КПД по сравнению с другими типами.

2. Турбинная ступень с диффузором.

4.1. Устройство и рабочий процесс.

Диффузоры предназначены для преобразования части кинетической энергии рабочего тела в потенциальную энергию давления.

Если предположить, то давление перед и за турбинной ступенью определяются внешними условиями, то установка диффузора за обычной ступенью приведет к понижению давления за рабочим колесом, так как давление за диффузором будет равно выходному давлению ступени без диффузора. На рис. 9 приведена схема ступени с диффузором и изменение давления и скорости по длине проточной части.

Рис. 9. Схема проточной части ступени с диффузором и изменения давления и абсолютной скорости по длине проточной части: - ступень без диффузора; --- ступень с диффузором.

Понижение давления в рабочей решеткой увеличивает располагаемую работу ступени, повышая ее тепловую эффективность. На рис. 10. представлен рабочий процесс турбинной ступени с диффузором. Из рисунка видно, что располагаемая работа повышается на величину L_д, что равносильно увеличению ее КПД. Изменение энтропии, вызванное внутренними потерями энергии в сопловой и рабочей решетках на диаграмме отмечено процессом А₁Д₁, а действительный процесс в диффузоре изображен линией Д₁Д₂.

Использование диффузора целесообразно в одиночных ступенях или последних ступенях группы. В первых и промежуточных ступенях группы энергия с выходной скоростью практически полностью используется в последующих.

Эффективность ступени с диффузором будет тем выше, чем больше скорость с₂ за рабочей решеткой. Увеличение скорости с₂ наблюдается при изменении режима работы, особенно при отклонении частоты вращения от номинальной. Однако, с увеличением скорости имеет место существенное изменение угла выхода потока ₂. Поэтому для обеспечения высоко КПД диффузора его следует выполнять лопаточным, а лопатки поворотными.

Потери энергии в диффузоре можно определить по формуле (см. рис.10):

, (4.1)

где -газодинамический КПД диффузора.

Рис. 10. Рабочий процесс в Si - диаграмме турбинной ступени с диффузором.

Увеличение располагаемой работы ступени с диффузором на величинуприведет к повышению КПД, если при этом увеличится внутренняя работа. Для увеличения внутренней работы ступени с диффузором должны выполняться три условия:

1. должна быть достаточно велика выходная энергия из рабочей решетки;

2. диффузор должен быть аэродинамически совершенен, т.е. иметь высокий КПД;

3. скорость с₃ должна быть существенно меньше с₂.

Третье условие сводиться к тому, чтобы сжимающая способность диффузора, определяемая отношением площадей f_д, была достаточно велика.

Поскольку , то

. (4.2)

Прирост внутреннего КПД за счет установки за ступенью лопаточного диффузора можно определить по выражению

. (4.3)

В уравнении (4.3) неизвестные величины определяются по уравнениям [8]:

;

;

;

,

.

В силу того, что с₂=с_2д формулу (4.3) можно привести к более простому виду:

. (4.4)

Формула (4.4) наглядно указывает факторы, обеспечивающие прирост КПД, вследствие добавления диффузора и позволяет произвести достаточно точную количественную их оценку.

2. Область применения и конструкционные особенности.

В настоящее время выходные диффузоры за последней ступенью турбины применяют во всех случаях, когда это возможно. Конструктивные трудности (расположение подшипника внутри кольцевого диффузора, подвод и отвод масла, обеспечение жесткости несущей части диффузора и стоек и т.д.) вполне окупаются возможностью повысить КПД турбины на несколько процентов. В ряде случаев рациональное решение может дать применение лопаточного диффузора в виде спрямляющей решетки, которая по осевой протяженности соизмерима с обычным лопаточным венцом, а при ₂<50° может существенно повысить КПД ступени. Лопаточные диффузоры имеют больший КПД по сравнению с безлопаточными.

В газотурбинных двигателях переходные патрубки между турбинами выполняются в виде диффузоров. Что повышает их эффективность.

Особо следует отметить применение выходного диффузора в малоступенчатых (одноступенчатых) газовых турбинах, где имеется большая выходная энергия.

В паровых турбинах низкого давления с многоступенчатой проточной частью из –за ограниченности осевого габарита не остается места для диффузора, а конденсатор располагается под турбиной. В этом случае выпускному патрубку, отводящему пар в конденсатор, придают форму криволинейного диффузора, что позволяет уменьшить потерю энергии на выпуск пара в конденсатор. При осевом расположении конденсатора формирование выпускного диффузора значительно упрощается, который может быть прямоосным.

В радиально – осевых центростремительных ступенях выходной диффузор выполняется обычно круглым сплошным с обтекателем для повышения его КПД.

За промежуточными ступенями, как уже отмечалось, диффузоры не устанавливаются, так как имеет место более полное использование выходной энергии в последующих ступенях.

2. Работа турбин на нерасчетных режимах.