Рабочее колесо

Из плана скоростей газа на входе в рабочее колесо (рис.7.4) следует векторное уравнение . Абсолютная скорость на входе в РК, в виду малости зазора между СА и РК, практически равна скорости выхода из СА .

Окружная скорость рабочего колеса турбины , где - частота вращения вала турбокомпрессора.

Относительная скорость потока газа на входе в рабочее колесо

, (7.13)

где угол между направлениями окружной и абсолютной скоростями (угол входа потока на рабочее колесо .

Для исключения обратных токов и снижения гидравлических потерь радиальная скорость на входе в рабочее колесо должна быть несколько меньше осевой скорости на выходе из рабочего колеса , которая равна , (7.14)

где - расход, плотность газа и площадь сечения газоотводящего устройства (см. уравнение 7.7).

В выполненных конструкциях турбин .

Окружная составляющая абсолютной скорости газа на входе в рабочее колесо (при законе ) равна и, соответственно, .

Для осевой турбины рассматриваются проекции скорости газа в окружном и меридиональном направлениях и .

В относительном движении газа угол входа потока на рабочее колесо с радиальными лопатками (рис. 7.4) удобнее определять по формуле

. (7.15)

План скоростей газа на выходе из колеса, где , приведён на рис. 7.4.

Окружная скорость на среднем диаметре .

Относительная средняя скорость газа на выходе из рабочего колеса

или ,

где - скоростной коэффициент.

Угол выхода потока газа из колеса в относительном движении .

Проекции абсолютной скорости на выходе из колеса турбины в окружном направлении и осевом (см. уравнение 7.14) определяются по формулам:

; .

Тогда абсолютная скорость , а угол .

Теоретическая удельная работа, совершенная газом при адиабатном расширении на лопатках рабочего класса турбины, может быть выражена с помощью уравнений:

• адиабатного теплоперепада ;

• Эйлеровой работы ;

• суммы разностей удельных кинетических энергий по скоростям, характеризующим движение газа в РК .

Действительная работа, передаваемая компрессору, будет меньше на величину неизбежных потерь энергии при преобразовании тепловой энергии в механическую. К ним относятся потери в решетках, с выходной скоростью и вследствие утечек (см. формулу 7.5).

. (7.16)

Потери в решётках зависят от характера распределения скоростей и давлений в межлопаточных каналах, которые в свою очередь зависят от формы лопаток, геометрических углов лопастей на выходе и входе, относительного шага решетки или числа лопаток, чисел Рейнольдса R_e и Маха М, шероховатости поверхности и степени турбулентности потока, от кривизны профиля, направления потока при входе в решетку и других факторов. Потери в решетках турбины условно подразделяются на профильные и концевые

Концевые потери, частично связанные с трением газа о концевые поверхности, существенны при небольшой высоте и малом числе лопаток.

Поэтому для снижения концевых потерь необходимо увеличивать число лопаток, т.е. уменьшать размеры горла канала.

Профильные потери связаны с образованием пограничного слоя по периметру канала между лопатками, с преодолением сил трения о стенки и внутри газа и образованием вихревой дорожки за выходной кромкой лопаток.

В практических расчетах потери в решётках подразделяются на потери в сопловом аппарате (7.12), рабочем колесе и дисковые.

Потери на лопатках рабочего колеса зависят в основном от скорости движения газа , где скоростной коэффициент для радиально-осевой турбины , а осевой .

Потери трения диска рабочего колеса и вентиляционные потери в большей мере зависят от размеров колеса , где коэффициент, учитывающий форму диска .

Потери энергии с выходной скоростью .

Потери энергии вследствие утечек .

Расход газа по радиальному зазору в радиально-осевой турбине

,

где зазор в рабочем состоянии составляет , а высота лопаток на выходе .

В осевой турбине утечки равны , где - высота лопаток; D – зазор между лопатками и корпусом.

Давление и температура газа на входе в РК и на выходе из СА отличаются незначительно, т. е. и .

Температура газа за колесом турбины определяется по формулам: радиально-осевая , а осевая .

Давление газа в политропном процессе ,

где показатель политропного расширения в РК определяется по уравнению

.

Число лопаток рабочего колеса РОТ находится в пределах . Лопатки радиальные. Для уточнения радиальной составляющей абсолютной скорости на выходе с лопаток соплового аппарата при необходимости используется уравнение , где коэффициент загромождения входного сечения рабочего колеса , а толщина рабочих лопаток на входе d₃ =1…2 мм.

Дата добавления: 2014-10-17