- •1. Общие сведения о турбомашинах
- •Основные уравнения рабочего тела
- •2.1 Поток рабочего тела в турбине
- •2.2 Уравнение неразрывности
- •2.3 Уравнение закона сохранения энергии
- •2.4 Полные параметры рабочего тела.
- •2.5 Скорость истечения рабочей среды
- •2.6 Расход рабочей среды при изоэнтропийном течении. Критические параметры. Форма сопловых и рабочих каналов.
- •2.7 Понятие о законе обращения воздействия.
- •Геометрические характеристики осевой турбиной ступени.
- •Изоэнтропийное течете газа в каналах турбомашин
- •5. Действительный процесс течения рабочей среди.
- •6. Расширение газа в каналах, образованных решеткой профилей.
- •7. Расширение рабочего тела в косом срезе лопаточного канала.
- •Обтекание газом решетки лопаток.
- •Потери энергии в турбинных решетках.
- •9.1 Профильные потери энергии.
- •9.1.1 Потери от трения в пограничном слое.
- •9.1.2 Потери от срыва пограничного слоя.
- •9.1.3 Кромочные потери.
- •9.1.4 Волновые потери.
- •9.2 Концевые потри энергии.
- •9.3 Потери энергии от взаимодействия решеток и нестационарности потока.
- •Влияние геометрических параметров решетки на ее кпд.
- •Определение геометрических размеров турбинных решеток.
- •Располагаемая энергия турбинной ступени.
- •Силовое воздействие потока на рабочие лопатки.
- •14. Действительная работа на окружности колеса.
- •Окружной кпд осевой турбинной ступени.
- •16. Движение рабочей среды в ступенях с относительно высокими (длинными) лопатками.
- •17. Профилирование относительно высоких (длинных) лопаток.
- •18. Внутренние потери энергии.
- •18.1 Потери от трения диска.
- •18.2 Потери, вызванные парциальностью ступени.
- •18.3 Потери от утечки газа через радиальные зазоры лопаток.
- •18.4 Потери от влажности.
- •Внутренняя мощность и внутренний кпд ступени.
Определение геометрических размеров турбинных решеток.
Геометрические размеры решеток при тепловом расчете турбины определяются после того, как предварительно найдены расход G рабочей среды, полные или статические Ро,То параметры перед соплами, давление за рабочими лопатками Р2 и средние диаметры d1 и d2 решеток. Если перед соплами заданы статические параметры, то дополнительно должна быть известна скорость Со входа потока.
Рассмотрим сопловую решетку с конфузорными каналами.
Площадь F1 выходных сечений сопловых каналов связана с геометрическими размерами решетки следующей зависимостью
, (11.1)
где а1 - ширина канала в узком сечении;
ll - высота сопла;
z1 - число каналов (лопаток).
Принимая действительный угол выхода потока из решетки равным эффективному углу , имеем:
(11.2)
Произведение t1z1 есть длина дуги окружности, на которой расположены сопла. Отношение длины этой дуги ко всей длине окружности называется степенью парциальности впуска ,
. (11.3)
Решая уравнение (11.2) относительно высоты сопла с учетом (11.3) получим
. (11.4)
Полагая истечение из сопла докритическим найдем площадь выходных сечений сопл из уравнения неразрывности
. (11.5)
Подставляя уравнение (11.5) в выражение (11.4) получим
. (11.6)
При критической скорости в узком сечении площадь выходных сечений сопл будет минимальной
(11.7)
где соответственно критические удельный объем и скорость в узком сечении;
- коэффициент расхода.
Число сопл определяют по выражению
. (11.8)
Найденное значение числа z1 округляют до целого с соответствующей корректировкой значений t1 и . Во избежание больших потерь энергии ширина канала должна быть не менее 45 мм.
Для рабочей решетки геометрические размеры определяются в той же последовательности.
Располагаемая энергия турбинной ступени.
Под располагаемой энергией турбинной ступени понимается та часть тепловой или эквивалентной ей кинетической энергии рабочей среды массой 1 кг, которая в идеальной турбинной ступени с изоэнтропийным процессом расширения может быть преобразована в механическую работу.
Полная энергия потока перед ступенью и за ней выражается формулами
, ,
где соответственно энтальпия и скорость потока за рабочими лопатками при изоэнтропийном расширении в ступени.
Согласно уравнению энергии разность полных энергий в начале и конце расширения равна сумме количества теплоты, подводимой или отводимой в процессе, и работы совершаемой самой рабочей средой или внешними силами над рабочей средой.
В идеальной осевой турбинной ступени теплота не подводится и работы внешних сил нет, поэтому
,
где Lo - работа, совершаемая рабочей средой массой 1 кг в идеальной турбинной ступени.
Эта работа называется располагаемой энергией (или теоретической работой) турбинной ступени. Иногда Lo называется располагаемым перепадом энтальпий. Учитывая, что можно записать
. (12.1)
Для того чтобы найти располагаемую энергию, необходимо знать теоретическую скорость C2t на выходе из рабочих лопаток. Определение скорости не представляет большой трудности, но требует специальных вычислений. На практике теоретическую скорость C2t заменяют близкой к ней по значению действительной скоростью выхода потока из рабочих лопаток С2, в этом случае
. (12.2)
В теории турбин принято различать ступени, работающие с использованием выходной энергии в следующей по потоку ступени, и ступени, работающие без использования выходной энергии.
Если турбинная ступень работает с использованием выходной энергии, то предполагается, что часть кинетической энергии потока, равная , передается нижерасположенной ступени. Поэтому располагаемая энергия ступени, работающей с использованием выходной энергии, определяется по формуле
, (12.3)
где - коэффициент использования выходной энергии в ступени. При полном использовании выходной энергии (= 1) располагаемая энергия ступени будет определяться по формуле
. (12.4)
С частичным или полным использованием выходной энергии работают промежуточные ступени многоступенчатых турбин со ступенями давлений.
В турбинной ступени, работающей без использования выходной энергии, передача кинетической энергии в последующую ступень не предусматривается (= 0), поэтому располагаемая энергия определяется по выражению
. (12.5)
Без использования выходной энергии работают последние ступени многоступенчатых турбин и одноступенчатые турбины.