Основные закономерности течения газа в межлопаточных каналах и механизмы возникновения потерь

Влияние разности на работу ступени

Величина разности проекций абсолютных скоростей определяется углом поворота потока в решетке ЛВ и может быть легко показана на плане скоростей. На рисунке 2.36, а приведен план скоростей компрессора, а на рисунке 2.36,б – турбины. В компрессоре процесс в межлопаточном канале диффузорный. Он, как известно, характеризуется неустойчивостью и склонностью к отрыву пограничного слоя. По этой причине угол поворота потока в компрессорной решетке стремятся ограничить величиной 30°. Большие значения угла поворота хотя и могут применяться, но не желательны из-за большой вероятности отрыва потока и как следствие повышенных потерь. Это обстоятельство накладывает ограничение на величину, что хорошо видно из плана скоростей (рисунок 2.36).

Анализируя план скоростей компрессора легко найти пути увеличения величины: Для этого необходимо увеличить угол входа потока в РК в абсолютном движении и уменьшить угол выхода потока из РК в абсолютном движении.

Рисунок 2.36 – Планы скоростей рабочего колеса компрессора (а) и турбины (б)

Также из плана скоростей видно, работа может быть увеличена, если проекция будет иметь отрицательный знак (обратная закрутка).

В турбинной решетке угол поворота потока значительно больше. Его величина может достигать значения 120...130°. По этой причине значение существенно больше, чем в компрессоре. Это говорит о том, что при равных окружных скоростях работа ступени турбины существенно больше работы ступени компрессора. Поэтому в одновальном газогенераторе, в котором расходы рабочего тела через турбину и компрессор примерно одинаковы, а диаметральные размеры близки, число ступеней компрессора больше числа ступеней турбины (рисунок 2.37).

Для увеличения и, следовательно работы ступени турбины, необходимо увеличить за счет уменьшения угла входа в РК в абсолютном движении. Величина угла на выходе из РК в относительном движении должна стремиться к меньшим значениям. При этом вектор будет направлен в сторону противоположную направлению.

Рисунок 2.37 – Схема одновального турбокомпрессора

Как отмечалось ранее, часть энергии подводимой/отводимой в турбомашине расходуется на преодоление гидравлических потерь в проточной части. Рассмотрим, куда и почему расходуется энергия при прохождении рабочего тела через венцы лопаточных машин. Для этого в них необходимо изучить структуру потока.

Течение реального рабочего тела в лопаточном венце турбомашины имеет сложный пространственный и нестационарный характер. Течение может быть до, транс или сверхзвуковым. Поток в лопаточных машинах имеет значительную турбулентность.

По перечисленным причинам реальная структура потока в межлопаточном канале лопаточной машины имеет сложный характер (рисунок 2.38).

Рисунок 2.38 – Структура потока в межлопаточном канале

Указанные особенности реального потока в межлопаточном канале приводят к тому, что совместно с основным течением рабочего тела существуют паразитные течения, на существование которых тратится энергии потока. Она в свою очередь не идет на выполнение основной функций турбомашины и является потерей.

В межлопаточном канале турбомашины различают несколько видов потерь. Их классификация приведена на рисунке 2.39.

Рисунок 2.39 – Классификация потерь энергии в лопаточных машинах

Потери энергии в решетках турбомашин можно разделить на три группы: профильные, концевые и потери в зазорах.

Профильные потери объединяют в себе потери, возникающие при обтекании элементарной решетки профилей. Эти потери обуславливаются трением в пограничном слое, образующемся на профиле лопатки, возникновением кромочного следа за выходными кромками лопаток, отрывом потока от поверхности лопаток, возникновением скачков уплотнения при торможении сверхзвукового потока. Профильные потери являются наиболее изученным видом потерь.

Концевые потери объединяют в себе потери энергии связанные с явлениями, происходящими вблизи концевых (втулочной и периферийной) поверхностей межлопаточного канала: трением о концевые стенки, вторичными течениями, связанными с наличием градиента давления между спинкой и корытцем лопаток, образующих межлопаточный канал.

Последняя группа потерь связана с явлениями, происходящими в осевом и радиальном зазорах турбомашин.

Каждый вид потерь характеризуется соответствующим коэффициентом потерь, который представляет собой отношение абсолютной величины конкретного вида потерь энергии к теоретической работе газа в решетке:

Коэффициент потерь энергии в лопаточном венце определяется как сумма коэффициентов потерь энергии, учитывающих отдельные виды потерь:

Следует отметить, что некоторые виды потерь наблюдаются в любых лопаточных венцах, другие появляются только в некоторых видах лопаточных машин (например, потери связанные с охлаждением), третьи проявляются только на некоторых режимах работы (потери на отрыв и волновые потери).

Рассмотрим подробнее, что представляет собой каждый вид потерь и от чего они зависят. При их рассмотрении обращает на себя внимание тот факт, что большая часть потерь энергии имеют место в пограничном слое и связано с ним.

Дата добавления: 2014-01-05