Потери в лопаточных венцах

Потери в ступени турбины и их зависимость от различных факторов

Потери в лопаточных венцах

Гидравлические потери, возникающие в лопаточных венцах ступени газовой турбины, как и в ступени осевого компрессора, принято делить на профильные, концевые (торцевые) и вторичные потери, а также на потери, связанные с наличием радиального зазора. При этом, учитывая наличие у лопаток СА и РК турбины значительно более толстых задних кромок, чем в решетках ступени осевого компрессора (особенно если лопатки турбины охлаждаемые), при определении профильных потерь выделяются отдельно так называемые кромочные потери, связанные с особенностями обтекания толстых задних кромок.

Но при определении коэффициентов всех этих потерь в теории турбин принято относить их не к кинетической энергии потока, набегающего на решетку или венец потока (как в ступени осевого компрессора), а к кинетической энергии потока на выходе из него, т.е. к для соплового аппарата или к для рабочего колеса. Так, например, коэффициент профильных потерь для решетки рабочего колеса определяется как .

Как и для осевых компрессоров, коэффициенты каждого из указанных видов потерь определяются, в основном, по обобщениям результатов экспериментальных исследований, хотя в последние годы всё шире используются результаты математического моделирования течения вязкого газа в лопаточных венцах с использованием мощных ЭВМ. При этом необходимо отметить следующие обстоятельства.

1. Скорость газа при его течении в сопловом аппарате существенно возрастает, т.е. течение в нём носит четко выраженный конфузорныйхарактер. Скорость газа в рабочем колесе реактивной ступени турбины (в относительном движении) также возрастает. А поскольку рост скорости сопровождается падением давления, пограничный слой на поверхности сопловых и рабочих лопаток оказывается значительно более тонкими и существенно менее склонным к отрыву, чем в решетках РК и СА осевых компрессоров, где, как отмечалось в лекциях №№ 4 и 5, течение носит диффузорный характер. Интенсивных скачков уплотнения в решетках ступеней авиационных турбин также не наблюдается. Поэтому, коэффициенты профильных потерь в турбинных решетках обычно существенно меньше, чем в компрессорных, а явления типа вращающегося срыва в турбинах никогда не возникают.

2. Коэффициент профильных потерь (без учета кромочных потерь) в турбинной решетке зависит главным образом от кривизны её профилей и от степени увеличения скорости (степени конфузорности течения) при прохождении потока газа через решетку, а также от её густоты. При увеличении кривизны и соответственно угла поворота потока в решетке коэффициент профильных потерь растет, а при увеличении степени конфузорности (в соответствии со сказанным выше) падает. Степень конфузорности межлопаточного канала, например, рабочего колеса, зависит прежде всего от отношения к (см. рис. 6.2), равного (для плоской решетки) , а также (в общем случае) от соотношения высот лопатки на входе в неё и на выходе . На рис. 6.6 приведена соответствующая зависимость (без учета кромочных потерь) от угла поворота потока ∆b и степени конфузорности межлопаточного канала при оптимальной (т.е. соответствующей минимуму ) густоте решетки и близком к нулю угле атаки (по данным Б.И. Мамаева и А.Г. Клебанова).

3. По мере увеличения толщины задней комки лопатки вихреобразование за ней становится всё более интенсивным, и кромочные потери растут. Но если через заднюю кромку осуществляется выпуск охлаждающего лопатку воздуха, то его струя заполняет закромочное пространство и тем самым приводит к уменьшению вихреобразования и к снижению кромочных потерь.

4. Коэффициенты концевых (торцевых) и вторичных потерь, в общем, уменьшаются (как и в ступенях осевого компрессора) по мере увеличения удлинения лопаток .