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 (αл ≈ α0л).
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 α1л гораздо меньше лопаточного угла на входе в решетку α0л. 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 с1u, 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 Dbmax = 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:
| 4.1 |
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.