работа ступени турбины. Работа ступени осевой турбины. Работа ступени осевой турбины

• Название: Работа ступени осевой турбины
• Анкор: работа ступени турбины
• Дата: 20.11.2019
• Размер: 349.35 Kb.
• Имя файла: Работа ступени осевой турбины.docx
• Тип: Документы; #96165
• страница: 3 из 6

Рис. 5. К профилированию лопаток ступени турбины:

--- векторы скоростей при обтекании корневых сечений лопаток;

— векторы скоростей при обтекании концевых сечений лопаток

2.4. Потери в ступени турбины

В ступени газовой турбины имеют место следующие потери:

— потери на трение газа о лопатки, стенки корпуса, диск ротора;

— потери на перетекание в радиальном зазоре между рабочими лопатками и корпусом;

— потери на вихреобразование внутри межлопаточных каналов.

Сущность каждого вида этих потерь была изложена при рассмотрении осевых компрессоров. Следует отметить, что по сравнению с компрессором температура газа в турбине значительно выше. С увеличением температуры газа возрастает его вязкость, что приводит к значительному росту потерь на трение.

Потери, связанные с наличием радиального зазора, обусловлены в основном двумя обстоятельствами. Во-первых, часть газа протекает через зазор, не совершая работы на лопатках РК (рис.6, а, б).Во-вторых, вследствие разности давлений на корытце и спинке лопаток происходят перетекание через радиальный зазор и частичное выравнивание давлений по обе стороны лопаток. Это приводит к уменьшению газодинамической силы P_KU (рис. 3) и работы, совершаемой газом.

Величина потерь в ступени турбины зависит от скорости движения газа и разности давлений на вогнутой и выпуклой поверхностях лопаток. Разность давлений, в свою очередь, определяет величину силы, с которой газ действует на лопатки турбины. Чем больше скорость движения, тем больше потери на трение газа о лопатки, стенки корпуса, диск ротора. Чем больше газовые силы, действующие на лопатки, тем больше потери на перетекание и вихреобразование.

Для снижения потерь на трение проточная часть турбины выполнена расширяющейся, это позволяет снизить интенсивность роста скорости движения газа. В целях уменьшением перетекания газа в радиальном зазоре применяют ряд конструктивных мероприятий: лопатки с бандажными полками, уменьшение радиального зазора между торцом рабочей лопатки и корпусом с помощью применения мягких графитовых, металлокерамических вставок в корпусе или специального сотового уплотнения (рис. 6,в, г, д). Снижение потерь на вихреобразование можно обеспечить, уменьшив шаг лопаток турбины.



Рис. 6. Способы уменьшения перетекания газа в радиальном зазоре турбины:

а, б— схемы перетекания газа в радиальном зазоре; в— рабочие лопатки с бандажными полками; е— графитовые вставки в корпусе турбины; д— сотовое уплотнение

3. Многоступенчатые турбины

3.1. Степень понижения давления многоступенчатой турбины

В существующих ТВаД, как правило, в каждой турбине применяется по две ступени. Именно такая конструктивная компоновка применена на наиболее распространенных ТВаД: ТВ2-117 и ТВ3-117. В этом случае необходимо рассматривать степень понижения давления газа в каждой из турбин в отдельности.

Степень понижения давления газа в турбине компрессора (_ТК) есть отношение полного давления газа перед турбиной компрессора (р*_Г ) к давлению за турбиной компрессора (р_ТК):



В расчетах удобнее пользоваться степенью понижения давления газа, определяемой по полным параметрам:



Аналогично рассуждая, можно записать формулы расчета степени понижения давления газа в свободной турбине (_Т.СВ):



При движении газа через многоступенчатую турбину процессы изменения параметров газа в каждой из ступеней аналогичны. Например, в двухступенчатой турбине (рис.7) характер изменения параметров газа в обеих ступенях совершенно одинаков: давление и температура постепенно уменьшаются, а абсолютная скорость газа увеличивается в СА и уменьшается в РК турбины. Поэтому можем сказать, что по мере движения газа через ступени турбины происходит его последовательное расширение. Следовательно:





где: _СТ — степень понижения давления в соответствующей ступени;

z_ТК и z_СВ — число ступеней соответственно турбины компрессора и свободной турбины.

У двигателя ТВ2-117 _ТК*=2,6, _Т.СВ*=2,5.



Рис.7. Схема двухступенчатой турбины (турбины компрессора) и изменение параметров газа в ней

3.2. Необходимость применения многоступенчатых турбин.

Для увеличения мощности турбины необходимо увеличивать газовые силы, действующие на лопатки РК. Увеличить газовые силы возможно увеличением скорости движения газа в межлопаточных каналах и увеличением векторной разности *. Эти мероприятия увеличивают разность давлений на корытце и спинке лопаток.

Однако в условиях больших температур прочность материала лопаток снижается. Поэтому целесообразно применить большее число лопаток, на которые бы действовали пониженные нагрузки, допустимые для работы в таких условиях. Следовательно, лопатки РК необходимо устанавливать не на одном, а на нескольких последовательно расположенных дисках. Это возможно только применением многоступенчатых турбин.

Кроме того, при увеличении газовых сил, действующих на лопатки РК, возрастают все виды потерь в ступенях турбины (см. п.2.4). Поэтому, что бы сохранить высокий КПД, турбины выполняются многоступенчатыми. Это дает возможность уменьшить суммарные потери в ступенях турбины.

В результате: применение многоступенчатых турбин позволяет получить большую суммарную мощность при минимальных потерях.

На рис.7 показана схема и изменение параметров газа в ступенях двухступенчатой турбины. При значительной степени понижения давления на турбине в целом степень понижения давления в отдельных ступенях турбины невелика и скорости газа в межлопаточных каналах меньше, чем при той же общей степени понижения давления в одной ступени турбины.

3.3. Коэффициенты полезного действия (кпд) турбины

Оценка совершенства турбины как лопаточной машины, преобразующей энергию газа в механическую работу на валу турбины, производится по величине коэффициента полезного действия. При определении КПД полезной работой считается величина механической работы на валу турбины. Полной работой считается работа, которую можно было бы получить от расширении газа при отсутствии потерь — адиабатическая работа расширения газа. Наиболее часто применяются адиабатический КПД по параметрам заторможенного потока (*т) и эффективный КПД турбины (т).

Адиабатическим КПД параметрам заторможенного потока называется отношение механической работы турбины (Lм.т) к адиабатической работе турбины, определенной по параметрам заторможенного потока газа (L*_АД.Т):



Значения *т на расчетном режиме работы турбины составляет обычно 0,780,92.

* См. пособие «Основы теории авиационных турбовальных двигателей (ТВаД)» п.2.9.

Эффективным КПД турбины (_т) называется отношение механической работы турбины к адиабатической работе расширения газа в турбине:



Для одноступенчатых турбин ГТД _т = 0,650,75, а для многоступенчатых _т =0,820,88.

Коэффициент полезного действия многоступенчатых турбин больше, чем КПД одноступенчатой турбины и КПД отдельных ступеней. Это объясняется особенностями организации процесса расширения газа в многоступенчатых турбинах (см. п.3.2). Кроме того, снижение потерь объясняется и тем, что тепло, выделяющееся в результате гидравлических потерь в предыдущей ступени, увеличивает энтальпию, а следовательно, и работоспособность газа в последующей ступени, то есть происходит использование возвращаемого тепла трения. Однако не следует думать, что трение в предыдущих ступенях полезно. Дело в том, что речь идет об использовании в последующих ступенях малой доли тепла трения предыдущей ступени.

3.4. Схема проточной части турбины

Как видно из рис. 8, проточная часть многоступенчатой турбины выполняется расширяющейся. Объясняется это тем, что плотность газа при его расширении в СА и РК понижается от ступени к ступени, а удельный объем газа увеличивается. Поэтому, чтобы не допустить значительного роста скорости потока и, следовательно, потерь, площадь проточной части турбины необходимо увеличивать. При этом угол уширения между поверхностью втулки и корпусом турбины не должен быть более 15—20°. При большем угле уширения может произойти отрыв потока от стенок канала, что приведет к возрастанию потерь.

В существующих двигателях наибольшее распространение получили следующие схемы проточной части:

— с постоянным наружным диаметром (рис.8,а);

— с постоянным средним диаметром (рис.8,б);

— с постоянным внутренним диаметром (рис.8, в);

— с возрастающими внутренним и наружным диаметрами (рис.8, г).



Рис. 8. Схемы проточной части многоступенчатых турбин:

а— с постоянным наружным диаметром; б— с постоянным средним диаметром; в— с постоянным внутренним диаметром; г— с возрастающими внутренним и наружным диаметрами

Турбины, выполненные с постоянным внутренним диаметром (рис.8,в), наиболее просты в изготовлении. По такой схеме изготовлены турбины двигателя ТВ2-117.

В реальных турбинах при профилировании проточной части (распределении работы по ступеням) стремятся на первых ступенях назначить более высокие значения работы, что позволяет значительно снизить температуру газа в них и таким образом упростить задачу охлаждения последующих ступеней. На последних ступенях обычно несколько уменьшают работу в целях обеспечения осевого выхода газа из турбины.

4. Выходное устройство тВаД

Выходное устройство вертолетного газотурбинного двигателя (рис.1, поз.3) предназначено для отвода отработанных газов из турбины за пределы силовой установки с минимальными гидравлическими потерями. Рабочий процесс турбины не обеспечивает полного преобразования энергии газового потока в механическую работу, поэтому газ, поступающий из турбины в выходное устройство ТВаД, обладает энергией достаточной для создания некоторой реактивной тяги. В вертолетной силовой установке использование реактивной тяги затруднительно из-за режима висения вертолета и компоновки силовой установки. Следовательно, для снижения реактивной тяги двигателя газ на выходе из свободной турбины должен обладать минимально возможной энергией. Поэтому профилировка турбин производится таким образом, чтобы в них происходило избыточное расширение газа, т. е. на выходе из турбины газ имел бы давление несколько меньше атмосферного или близкое к атмосферному. Для современных вертолетных ГТД давление газа на выходе из свободной турбины составляет 0,91,08 кгс/см². Затем при прохождении газа через расширяющееся выходное устройство происходит падение скорости его движения и, следовательно, уменьшается величина реактивной тяги. Кроме того, избыточное расширение газа в свободной турбине способствует увеличению ее мощности.

Таким образом, для вертолетного газотурбинного двигателя роль выходного устройства сводится к отводу отработанных газов за пределы силовой установки, при этом должна быть обеспечена минимально возможная скорость истечения газов (С_С).

Основными требованиями, предъявляемыми к выходным устройствам вертолетных ГТД, являются:

— проточная часть выходного устройства должна обеспечивать минимальные гидравлические потери;

— простота конструкции и достаточная жесткость, прочность и жаростойкость, максимальная безопасность в пожарном отношении.

Выходное устройство вертолетного газотурбинного двигателя представляет собой расширяющийся патрубок, обеспечивающий уменьшение скорости газового потока и отвод его в сторону от оси двигателя.

Отработанный газ из турбины выходит в кольцевое пространство образованное, в зависимости от устройства двигателя, специальным газосборником или корпусом опор свободной турбины. Из кольцевой полоски газосборника газ поступает в расширяющийся канал выходного патрубка. В этом канале происходит повышение давления газа примерно до 1,3 кгс/см², уменьшение скорости до 5060 м/с и уменьшение температуры до 773—823 К. С такими параметрами газ из выходного устройства выходит в атмосферу.

В зависимости от компоновочной схемы вертолета отвод газа выходным устройством осуществляется под таким углом, при котором исключается попадание его на конструктивные элементы вертолета.