0. 9.3 Потери 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.

8. Влияние геометрических параметров решетки на ее кпд.

Шаг профилей в решетке оказывает существенное влияние на ее характеристики. С уменьшением шага возрастают профильные потери в связи с увеличением поверхности трения, омываемой единицей количества газа.

С увеличением шага давление на вогнутой поверхности профиля возрастает, на спинке – падает. Это, с одной стороны вызывает увеличение концевых потерь, а с другой - способствует отрыву потока на спинке, где разность давления на выходе из решетки и минимального давления возрастает. Кроме того, снижение давления на спинке при увеличении шага может вызвать появление волновых потерь.

Очевидно, для каждого типа решетки должен существовать оптимальный шаг, при котором КПД решетки достигает максимума. Оптимальные значения шага лопаток должны определяться опытным путем для конкретных решеток и условий их обтекания. Для общей ориентировки можно принять: у реактивных решеток , у активных

Поворот потока в решетке оказывает влияние на ее КПД. Поворот увеличивается с уменьшением суммы углов β₁+β₂ для рабочей решетки и суммы углов α₀+α₁ для сопловой решетки. При этом возрастает протяженность диффузорного участка на спинке и повышается опасность отрыва потока, также повышаются концевые потери вследствие интенсификации вторичных течений. С увеличением угла поворота потока коэффициенты скорости илиуменьшаются.

Снижение относительной высоты лопаток вызывает, как это следует из раздела 9.2 уменьшение КПД решетки и, следовательно, коэффициентов,. Приотносительная величина концевых потерь незначительна, однако она резко возрастает при малых значениях.

Уменьшение ширины лопатки В при заданной высоте является целесообразным, так как при этом увеличивается относительная высота лопатки . По опытам проведенным с тремя типами сопловых венцов, оптимальное отношениеb/1 = 1.41. Дальнейшее уменьшение b не приводит к увеличению КПД. Аналогичные исследования рабочих решеток показали, что оптимальная ширина рабочих лопаток находится в области=3. Следует отметить, что с уменьшением числа Re они могут возрастать.

При выборе ширины рабочих лопаток необходимо помнить о том, что уменьшение ширины повлечет за собой увеличение числа лопаток и может вызвать трудность в размещении их на диске. Кроме того, в узких лопатках по прочностным и технологическим соображениям не всегда удается выдержать оптимальные толщины входной и выходной кромок. Лопатки газовых турбин чаще всего выполняются с шириной В=(0,25+0,4).

При выборе взаимного расположения сопловых и рабочих лопаток необходимо обращать внимание на величину осевого зазора между решетками и соотношения между высотами сопловых и рабочих лопаток.

Чем больше осевой зазор между сопловой и рабочей решетками, тем сильнее выравнивается поток, поступающий на рабочие лопатки, тем меньше потери энергии от нестационарности. Однако с увеличением осевого зазора повышаются потери от трения на торцевых ограничивающих поверхностях. В каждом частном случае должен существовать оптимальный осевой зазор, величина которого тем больше, чем неравномернее поле скоростей на выходе из сопловой решетки. Однако, кроме указанных факторов, надо учитывать еще утечку или подсос газа через осевой зазор, которые вызывают дополнительные искривления линий тока в периферийных областях. На основании проведенных экспериментов рекомендуется принимать величину осевого зазора в пределах .