- •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.
16. Движение рабочей среды в ступенях с относительно высокими (длинными) лопатками.
В предыдущих разделах движение рабочей среды в проточной части турбинной ступени принималось плоскопараллельным. В этом случае делалось допущение, что окружная скорость и степень реактивности не меняются по высоте рабочих лопаток. Расчет ступени при указанном допущении ведется по параметрам рабочей среды и геометрическим размерам на среднем диаметре ступени. Выбранные для среднего сечения профили сопловых и рабочих лопаток принимаются и для других сечений лопатки. Поэтому ступени, рассчитанные из условия плоскопараллельного потока, имеют лопатки постоянного по высоте профиля (цилиндрические).
Допущение о постоянстве параметров по высоте лопатки является тем более справедливым, чем больше отношение . В настоящее время считается, что расчет ступени из условия плоскопараллельного потока является оправданным, если.
Ступени, у которых , условно называют ступенями с относительно высокими (длинными) лопатками, или ступенями большой веерности. Поток в таких ступенях имеет выраженную пространственную структуру, поэтому расчет таких ступеней из условия плоскопараллельного потока считается недопустимым, так как пренебрежение изменением параметров по высоте лопатки приводит к заметному снижению КПД ступени.
Степень реактивности в ступени, как и окружная скорость, возрастает от корневого сечения к периферии.
При конической форме проточной части скорость выхода из сопла можно разложить на три составляющие: окружную c1u, осевую c1a и радиальную c1r (рис. 16.1). При этом
,
где - составляющая вектора скоростиC1 в меридиональной плоскости.
Рис.16.1 Составляющие скоростей выхода из сопла конической проточной части.
Рассмотрим движение потока в осевом зазоре между соплами и рабочими лопатками в ступени с цилиндрическими обводами, у которой и.
При движении в осевом зазоре с окружной скоростью С1u под действием центробежной силы поток приближается к наружной ограничивающей поверхности стенки и испытывает со стороны последней тормозящее воздействие. В связи с этим давление в осевом зазоре Р1 в периферийном сечении будет наибольшим, а в корневом - наименьшим.
Закрутка имеет место и за рабочими лопатками при неоптимальных значениях скоростной характеристики 1=u/c1. Однако влияние закрутки за рабочими лопатками на давление за ступенью невелико в связи с малым значением скорости С2. Практически при осевом выходе потока из рабочих лопаток и близком к нему давление перед ступенью и за ней, а следовательно, и изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени остаются по высоте лопатки неизменными. Поскольку давление в зазоре между соплами и рабочими лопатками увеличивается от корня к периферии, степень реактивности по радиусу ступени также растет (рис.16.2).
Для активной турбинной ступени (ρ=0) степень реактивности в корневом сечении будет отрицательной. При этом в корневых сечениях возникает диффузорное течение (P2>P1k), что может вызвать образование вихревой зоны и существенный рост потерь кинетической энергии в ступени.
Рис.16.2 Изменение давления за соплом и степени реактивности ступени по высоте лопатки.
Увеличение P1 по радиусу при неизменных начальных и конечных параметрах приводит к перераспределению расхода через единицу площади поперечного сечения сопловых каналов. У периферии расход становится меньше, чем в корневом сечении. По этой же причине расход через единицу площади рабочих каналов у периферии будет больше, чем у корня. Несоответствие в расходе в различных, сечениях приводит к радиальным перетеканиям, что вызывает искривление линий тока в меридиональной плоскости и повышение потерь энергии в рабочей решетке.
Для исключения последствий отрицательной степени реактивности у корня ее принимают в корневом сечении из условия ρк>0..0,2. Исходя из этого определяют степень реактивности на среднем диаметре. Учитывая изложенное, становится очевидной невозможность профилирования лопаток в ступенях с малым отношением d2/12 без учета пространственной структуры потока.