ФОРМЫ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ И РАСПРЕДЕЛЕНИЕ РАБОТЫ ГАЗА МЕЖДУ СТУПЕНЯМИ ТУРБИНЫ

По мере понижения давления при переходе от ступени к ступе­ни плотность газа падает. В соответствии с уравнением расхода падение плотности должно быть компенсировано либо увеличением осевой составляющей скорости газа, либо увеличением площади поперечного сечения проточной части (высоты лопаток). Увеличение осевой скорости ведет к росту числа Маха на выходе из турбины, что, как уже отмечалось, приводит к росту потерь в затурбинном диффузоре. Увеличение высоты лопаток приводит к росту габаритов и массы турбины. Поэтому в выполненных конструкциях многосту­пенчатых турбин обычно реализуется компромиссный вариант: увеличение осевой скорости (увеличение угла ) от ступени к ступени сочетается с одновременным увеличени­ем высоты лопаток.

Рис. 7.4. Типичные формы проточной части многоступенчатых турбин

Число ступеней и конкретная форма меридионального профиля проточной части турбины определяются прежде всего конструктивными и техноло­гическими соображениями. Употребителяются следующие формы (рис. 7.4):

1) с постоянным наружным диаметром;

2) с постоянным (или близким к постоянному) средним диамет­ром;

3) с постоянным внутренним диаметром;

4) с возрастающими внутренним и внешним диаметрами.

Первая и третья формы имеют некоторые технологические пре­имущества. Однако в схеме 2 менее вероятен отрыв потока с поверхностей втулки или корпуса (они имеют меньший наклон к оси тур­бины, чем в схемах 1 или 3). О применении схемы 4 будет сказано ниже.

Распределение работы газа (теплоперепада) между ступенями тесно связано с формой меридионального профиля проточной части и с со­отношением частот вращения ступеней. Окружные скорости рабо­чих лопаток на среднем диаметре пропорциональны этому диамет­ру и частоте вращения: . Если все ступени имеют оди­наковую или почти одинаковую степень реактивности, то для достижения высоких КПД они должны быть рассчитаны (см. предыдущую лекцию) на примерно одинаковые значения . Но тогда должна быть примерно пропорциональна , что при в соответствии с формулой (6.1) приводит к .

Таким образом, если все ступени связаны, например, общим ва­лом, то теплоперепад должен уменьшаться от ступени к ступени в турбине, проточная часть которой выполнена по типу схемы 1 (на рис. 7.4), ос­таваться примерно постоянным для схемы 2 и увеличиваться для схемы 3.

Если же турбина разделена на каскады, а частота вращения первых каскадов значительно выше, чем последних, из-за ограничения по каким-либо причинам частоты вращения тех узлов или элементов двигателя, которые приводятся во вращение последними ступенями турбины, то для увеличения работы в каждой из последних ступеней и соответственно уменьшения их потребного числа может быть применена схема 4, в которой в последних ступенях резко возрастают средний диаметр и пропорциональная ему .

Указанное соотношение соответствует примерно одинаковым значениям коэффициентов нагрузки во всех ступенях данного каскада. Тогда потребное число ступеней в каскаде турбины может быть согласно формуле (7.7) оценено как

, (7.10)

где - потребная работа на валу данного каскада турбины, - среднее значение окружной скорости рабочих лопаток каскада (на средних радиусах) и - среднее значение коэффициента нагрузки ступеней турбины, которое, как отмечалось в главе 6, равно обычно 1,2…1,8. Найденное таким образом значение числа ступеней данного каскада турбины должно, конечно, быть округлено (в большую или меньшую сторону) до целого числа с учетом конструктивных и других соображений.

На практике могут, однако, наблюдаться отклонения от указанных выше соотно­шений, связанные с теми или иными соображениями газоди­намического или конструктивного характера.

Так, например, на выходе из первых ступеней турбины может быть допущена значитель­ная закрутка газового потока ( ), что позволит несколько увеличить коэффициент нагрузки в этих ступенях (а потери энергии за счет окружной составляющей скорости газа, как на выходе из последней ступени, не будет, так как газовый поток тут же войдет в СА следующей ступени). Увеличение теплоперепада в первой ступени позволяет снизить температуру газа в последующих ступенях и т.д.

В конечном счете, распределение теплоперепада между ступенями турбины устанавливается в результате детального газо­динамического и прочностного расчета каждой ступени с учетом особенностей схемы и компоновки двигателя в целом.