Принцип действия ступени турбины

Рассмотрим принцип действия турбины на примере ступени осевой турбины, схема которой приведена на рисунке 4.2. Выделим элементарную ступень толщиной dr турбины на произвольном радиусе (рисунок 4.2а,б).

На входе в СА газ имеет начальные параметры T^*₀ и p^*₀ и скорость c₀ направленную под углом α₀ к фронту решетки. Для исключения потерь связанных с отрывом потока лопатки проектируются таким образом, что входной конструктивный угол лопаток близок к углу натекания потока (α_л ≈ α_0л).

Рисунок 4.1 - Схема и принцип действия ступени осевой турбины: а - схема проточ­ной части; б - двухмерная модель ступени; в - упрощенный план скоростей

Лопаточные венцы СА выполняют таким образом, что конструктивный угол решетки на выходе из СА α_1л гораздо меньше лопаточного угла на входе в решетку α_0л. При таком соотношении углов площадь межлопаточного канала на выходе из СА существенно меньше, чем на входе, т.е. межлопаточный ка­нал СА является сужающимся (конфузорным), что приводит к увеличению абсолютной скорости с₁>c₀. Поскольку течение в СА является энергоизолированным (ни работа, ни тепло там не подводится/отводится), то согласно уравнению Бернулли ( ) увеличение скорости приведет к снижению статических параметров давления и температуры (p₁ < p₀, T₁ < T₀).

Следует отметить, что полные параметры газа остаются практически по­стоянными, поскольку они характеризуют его внутреннюю энергию, а в СА энергия (в виде механической работы или тепла) не подводится и не отво­дится. Строго говоря, газ при прохождении канала СА все-таки совершает не­большую механическую работу против сил трения (в пограничном слое и ме­жду слоями при турбулентности). Поэтому полное давление p^* немного уменьшается. Полная температура же T^* не изменяется, поскольку тепло, вы­делившееся из-за такого трения, целиком остается внутри газа.

Таким образом, в СА потенциальная энергия рабочего тела преобразуется в кинетическую энергию потока. Кроме того, для получения в РК наибольшей работы ( ) и крутящего момента СА создает закрутку потока с_1u, разворачивая высокоскоростной поток практически в окружном направле­нии (α₁ =12..25°).

На входных кромках РК газ участвует в двух движениях: относительном относительно лопаток РК со скоростью w₁ и переносном вместе с лопатками РК со скоростью u₁ (окружная скорость). При этом абсолют­ная скорость c₁ относительно неподвижной СК определяется векторной сум­мой . Межлопаточный канал РК также выполняется сужающимся (кон­фузорным). В результате скорость потока в относительном движении возрас­тает . Течение в относительном движении в РК турбины можно считать тепло и энергоизолированным, по этому согласно уравнению Бернулли статические давление и тем­пература рабочего тела снижаются ( , ).

Абсолютная скорость газового потока c₂ на выходе из РК определяется как векторная сумма . Обычно ступени турбины проектируют так, чтобы скорость c₂ была близка к осевому направлению, т.е. угол a₂ был близок к 90°. Это способствует обеспечению высоких КПД турбинных ступеней.

Проходя через межлопаточный канал РК поток газа поворачивается. В результате из-за действия центробежных сил поток газа прижимается к поверхности корытца из-за чего происходит местное повышение давление (показано знаком «+» на рисунке 4.1,б). С другой стороны те же силы «отжимают» поток от спинки формируя там область разряжения (пока­зана знаком «–» на рисунке 4.1,б). В результате рабочая лопатка испытывает действие разности давлений, равнодействующая сила которой направлена в сторону указанную на рисунке 4.1,б.

Силу можно разложить на две составляющие: окружную и осевую . Окружная составляющая создает на рабочих лопатках крутящий мо­мент и заставляет РК вращаться. Осевая составляющая воспринимается упорным подшипником ротора турбины. Поскольку (газ совершает ра­боту), абсолютная скорость c₂ оказывается меньше скорости c₁.

Графическим отображением векторной суммы скоростей является тре­угольник скоростей. Совместив входной треугольник скоростей в одном по­люсе с выходным, получим план скоростей в ступени осевой турбины, изо­браженный на рисунке 4.1,в. Следует обратить внимание на то, что по­скольку конфузорный процесс не сопровождается повышенными потерями энергии, поэтому Db (Da) могут достигать значений 100...120° (для сравнения, в компрессоре Db_max = 20...30°). Поэтому при равных расходах рабочего тела и близких размерах работа ступени осевой турбины больше работы ступени осе­вого компрессора, а потребное число ступеней турбины всегда меньше числа ступеней компрессора.

Запишем уравнение неразрывности применительно к турбине:

Обычно турбины проектируются так, что . В любом случае влияние изменения скоростей значительно меньше изменения плотности. В резуль­тате, при расширении газа в турбине плотность рабочего тела снижается , что приводит к необходимости увеличивать площадь проходного сечения и высоту лопаток к вы­ходу. Стоит особо подчеркнуть, что именно расширение газа яв­ляется причиной увеличения высоты лопаток турбины, а не наоборот.