- •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.
Изоэнтропийное течете газа в каналах турбомашин
Истечение газа при изоэнтропийном процессе его расширения подробно рассматривается в курсе термодинамики, поэтому здесь приведены лишь основные выводы.
Из уравнения энергии применительно к энергоизолированному расширению в турбинной решетке от давления Ро* до Р1 без потерь
, (4.1)
где индекс t - указывает на то, что соответствующе параметры являются теоретическими, относящимися к расширению газа без потерь;
Lo1 - работа адиабатного расширения газа в решетке;
iо* - энтальпия, определенная по параметрам торможения (), то есть с учетом скорости на входе в сопло.
Параметры адиабатно заторможенного потока связаны со статическими параметрами известными формулами
, .
Учитывая выражение (2.34) и (2.37) получим
, (4.2)
, (4.3)
где - число Маха;
- приведенная скорость потока.
Рис. 4.1 Изоэнтропийный процесс расширения газа в соплах.
5. Действительный процесс течения рабочей среди.
Вследствие наличия вязкости действительный процесс истечения газа через сопло сопровождается трением частиц друг о друга, о стенки канала и вихреобразованием, что снижает скорость газа и уменьшает его кинетическую энергию. Вместе с тем, в энергоизолированном процессе по закону сохранения энергии потерянная кинетическая энергия превращается в тепло, вследствие чего температура и энтальпия протекающего газа повышаются.
Рис. 5.1 Процесс расширения газа в сопловом аппарате.
Действительный процесс расширения газа в сопле происходит по некоторой условной политропе Aо*A1 (рис.5.1), причем в конечной точке процесса i1 > i1t. Действительная скорость на выходе из сопла С1, очевидно, станет меньше теоретической С1t. В действительном процессе скорость истечения определяется по выражению
.
Потеря кинетической энергии в сопле составит
или . (5.1)
Следует заметить, что потеря кинетической энергии оказывается меньше работы трения в соплах. Объясняется это тем, что часть работы трения в процессе расширения после превращения в тепловую энергию вновь превращается в кинетическую энергию. Эта часть работы трения называется возвращенным теплом.
Действительную скорость истечения из сопел можно определить по формуле
(5.2)
где φ - коэффициент скорости в соплах, который определяется опытным путем.
С использованием коэффициента φ потери энергии в соплах можно определить
, (5.3)
где - коэффициент потери энергии в сопле.
Очевидно, в действительном процессе расширения газа претерпят изменение, по сравнению со случаем истечения без потерь, и другие параметры газа, такие как температура, плотность, а также расход рабочего тела.
При заданном перепаде давлений в сопловом аппарате (от Ро* до P1) и известным потерям температура газа за соплами
, (5.4)
где T1t - теоретическая температура газа в конце адиабатического расширения (см.рис.5.1).
Плотность газа и его удельный объем находим из уравнения состояния газа
. (5.5)
Процесс истечения газа из соплового аппарата можно рассчитать по законам политропного расширения газа, если известен показатель n условной политропы расширения (процесс Aо*A1 на рис.5.1).
Связь между скоростным коэффициентом сопел φ и показателем политропы n приближенно может быть выражено следующим образам. В политропном процессе
. (5.6)
Предположим, что текущие параметры р и Т в процессе адиабатного расширения получили элементарное приращение. Тогда, из уравнения адиабатного процесса
. (5.7)
Разлагая левую часть равенства (5.7) в ряд Маклорена и ограничиваясь двумя членами разложения, получим
.
Если считать коэффициент величиной постоянной для всего процесса расширения, то из уравнения энергииследует, чтои тогда
После интегрирования получим
.
Сопоставляя выражение (5.8) и (5.6) можем записать
, (5.9)
или . (5.10)
Формулы (5.9) и (5.10) тем точнее, чем выше значение φ. Заметим, что при расширении газа всегда n < k.
Температуру в конце политропного расширения в соплах найдем из выражения (5.6)
.
Полезная работа расширения газа, которая может быть превращена в кинетическую энергию
. (5.11)
Скорость газа найдем из выражения, аналогичного (2.26)
, (5.12)
а расход газа - по формуле подобной (2.30)
. (5.13)
Изменится, очевидно, и критическое отношение давлений, которое на основе формулы (2.32) для течения с потерями примет вид
. (5.14)
В действительном процессе скорость звука в каждом из сечений станет больше (в связи с увеличением средней температуры от трения), а скорость потока меньше. Поэтому в минимальном сечении сопла Лаваля скорость потока уже не будет равна местной скорости звука. Равенство это наступит где-то за узким сечением сопла.
Расчетную формулу для определения величины минимального сечения сопла в действительном процессе можно получить, используя выражение (5.13) и (5.14)
(5.15)