5fan_ru_ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ОДНОМЕРНОГО УСТАНОВИВШЕГОСЯ ТЕЧЕНИЯ. Основные уравнения одномерного установившегося течения

• Название: Основные уравнения одномерного установившегося течения
• Дата: 12.06.2019
• Размер: 0.51 Mb.
• Имя файла: 5fan_ru_ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ОДНОМЕРНОГО УСТАНОВИВШЕГОСЯ ТЕЧЕНИЯ.doc
• Тип: Документы; #81394
• страница: 1 из 5

ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ОДНОМЕРНОГО УСТАНОВИВШЕГОСЯ ТЕЧЕНИЯ
Понятие одномерного течения. В одномерном установившемся течении все параметры потока зависят только от одной пространственной переменной. Этот простейший случай имеет важное практическое значение. Именно в такой постановке чаще всего рассматривается течение рабочего тела в элементах проточной части турбомашин.

Наиболее строго уравнения одномерного течения записываются для элементарной струи, параметры газа в которой изменяются только от перехода от одного сечения к другому. Если параметры меняются в пределах поперечного сечения струи, то в уравнения вводят их средние значения.

Уравнения газодинамики являются математическим выражением трех основных законов природы — законов сохранения массы, энергии и импульса.

Уравнение неразрывности. Закон сохранения массы выражается уравнением неразрывности, которое имеет вид

, (3.1)

где G — массовый секундный расход газа, кг/с; — плотность газа, кг/м³, с — скорость газа, м/с; F— площадь поперечного се­чения струйки, м².

Уравнение (3.1) свидетельствует о постоянстве массового секундного расхода газа по длине струйки. Заметим, что в этом и в последующих уравнениях плотность всегда может быть заменена обратной величиной — удельным объемом v м³/кг.

Уравнение энергии. Уравнением энергии выражается закон сохранения и превращения энергии, в соответствии с которым теплота, подведенная к единице массы газа, идет на увеличение его внутренней и кинетической энергии, на работу перемещения газа вдоль струйки и на совершение им механической работы.


Для 1 кг газа между сечениями струйки 0—0 и 1—1 (рис. 3.1) это уравнение запишется так:

где q — подведенная извне теплота; (U₁—U₀) — приращение внутренней, а — приращение кинетической энергии газа; — работа перемещения газа от сечения 0—0 до сечения 1—1, совершаемая против сил давления; h_тех — совершаемая газом техническая работа, например вращение колеса турбины. Все указанные величины выражаются в джоулях на килограмм (Дж/кг). Следует отметить, что приведенное уравнение справедливо как для невязкого, так и для вязкого газа.

В случае, когда нет трения и отсутствуют потери, скорости и другим параметрам часто приписывают индекс tи называют их теоретическими.

Сумму внутренней энергии газа U и его потенциальной энергии давления р/ρ обозначают i и называют энтальпией; введя ее в уравнение, получим



Если техническая работа не совершается () и течение адиабатное (q= 0), то из уравнения следует, что



Поскольку сечения 0—0 и 1—1 выбраны произвольно, то можно утверждать, что



т. е. что сумма энтальпии и кинетической энергии сохраняется постоянной по длине струйки.

Обобщенное уравнение Бернулли. Уравнение, выражающее закон сохранения импульса, в дифференциальной форме может быть записано в виде



куда входит в явном виде работа трения l_тр.

Интегрирование уравнения от сечения 0—0 до сечения 1—1 дает



Это выражение носит название обобщенного уравнения Бернулли. Чтобы взять интеграл, входящий в его правую часть, необходимо знать связь между давлением и плотностью в газовом потоке.

Если техническая работа не совершается, то уравнение принимает вид



Для невязкого газа из уравнения следует




Параметры торможения (полные параметры).
Параметрами торможения или полными параметрами называются параметры в той точке потока, где скорость газа равна нулю. Эти параметры отмечают звездочкой.

В соответствии с уравнением (3.4) полная энтальпия торможения определяется формулой:

(3.9)

Если рабочее тело можно считать идеальным газом, то его уравнение состояния имеет вид:



где р — абсолютное давление, Па; R — газовая постоянная, Дж/(кг∙К), Т — температура, К.

Уравнение может приближенно использоваться для реального газа и перегретого пара. Иногда для определения удельного объема перегретого пара пользуются уравнением



В идеальном газе с постоянной теплоемкостью энтальпия выражается формулой

,

где ; и - соответственно изобарная и изохорная теплоемкости.

Значения R и k для воздуха, газа ГТД (усредненного состава), гелия и перегретого пара приведены в табл. 3.1.

В соответствии с зависимостями (3.9) и (3.11) температура тор­можения выражается формулой:

.
Перепишем данную формулу в виде:



Известно, что скорость звука а в идеальном газе выражается формулой:


Критические параметры.
Если сопло, через которое происходит истечение, постоянного сечения или суживающееся, то давление Р₁ в выходном сечении сопла может уменьшаться до известного предела, называемого критическим давлением р _кр. Критическое давление зависит только от природы газа и его начального давления р₀, составляя определенную долю последнего:

Скорость газа, соответствующая критическому давлению, называется критической с_кр, а соответствующий удельный объем называется критическим V_кр. Критическая скорость равна скорости распространения звука в среде газообразного тела с параметрами, устанавливающимися в рассматриваемом сечении сопла, т. е. при давлении р _кр.

При расширении пара до критического давления площадь поперечного сечения потока пара уменьшается. Это объясняется природой газа: при расширении его до критического давления скорость возрастает быстрее увеличения удельного объема и струя газа как бы «вытягивается». Чтобы при расширении газа до критического давления избежать потерь на завихрения, сопла делают суживающимися, следуя естественной форме струи.
Форма сопловых каналов.
При истечении пара через суживающееся сопло могут быть два случая:

1. 
   если давление за соплом во внешней среде выше критического (Р₁>Р_кр), происходит расширение только до давления внешней среды, т. е. полное расширение пара; приобретаемая при этом скорость соответственно ниже критической;
   
2. 
   если давление за соплом меньше критического (Р₁>Р_кр) давления, то скорость пара в выходном сечении сопла будет равна критической, при этом расширение пара в сопле будет неполным.
   

Расширение пара от критического давления Р_кр до давления Р₁ниже критического происходит вне суживающегося сопла, вследствие чего освобождающаяся тепловая энергия затрачивается не на увеличение скорости пара по направлению оси сопла, а на вихреобразование. Таким образом, более или менее значительная часть энергии в зависимости от разности между Р_кр и Р₁рассеивается.

На рис. 12.2 показано изменение давления пара по длине сопла, не имеющего расходящейся части, при различных значениях противодавления, включая значения меньше критического. Если разность давлений в выходном сечении сходящегося сопла р_кр и среды р₁значительная, то истечение паровой струи в воздушную среду сопровождается характерным шумом или резким свистом.

Чтобы использовать полное расширение пара от критического давления до любого противодавления и, следовательно, получить сверхкритические скорости пара, необходимо к суживающемуся соплу присоединить расширяющийся раструб с небольшой (примерно 10—12°) конусностью (рис. 12.3). В наименьшем сечении такого расширяющегося сопла по-прежнему устанавливаются критическое давление р_кри соответствующая ему критическая скорость с_кр.

Для расширяющихся сопл место расположения наименьшего сечения по длине может быть любым (обычно ближе к входному отверстию). Расширяющееся сопло предложил шведский инженер Лаваль, поэтому оно называется также соплом Лаваля.

Физически необходимость расширяющегося сопла объясняется природой пара: при расширении его от критического давления до противодавления р₁меньше критического удельный объем увеличивается быстрее скорости, поэтому для прохода одного и того же количества пара требуется постепенное увеличение площади поперечного сечения сопла.
Действительный процесс расширения пара в сопловом аппарате
Если пар входит в сопло с начальными параметрами Р₀Т₀ и и скоростью с₀, то начальное состояние пара на i-S диаграмме (рис. 12.4) определится пересечением изобары Р₀с изотермойt₀ (точка A₀). Процесс изоэнтропийного торможения потока пара изобразится на диаграмме вертикальной линией А_V—A₀* т.е. параметры торможения характеризуются точкой A₀*. Состояние пара на выходе из сопл при изоэнтропийном расширении определяется пересечением вертикальной линии, проведенной из точки А₀, и изобары P₁(точка А_1t). На диаграмма отрезок А₀—А_1t, равный называется изоэнтропийным перепадом энтальпий, а отрезок A₀*—А_1t, равный , называется располагаемым изоэнтропийным перепадом энтальпий.

Кинетическая энергия потока в сопле может быть выражена через перепад энтальпий



Пар, расширяясь в соплах, преодолевает ряд сопротивлений, на что затрачивается часть кинетической энергии, приобретенной им. Поэтому действительная скорость с₁выхода пара из сопла меньше теоретической с_1t. Это уменьшение скорости можно учесть с помощью коэффициента скорости сопла φ, который представляет собой отношение действительной скорости за соплом к теоретической (φ = с₁ /с_1t ],). Используя формулу (12.6) и введя в нее коэффициент скорости φ, получаем формулу действительной скорости истечения из сопл:



Кинетическая энергия пара, затраченная на преодоление вредных сопротивлений, преобразуется в тепловую, вследствие чего энтальпия пара массой 1 кг в выходном сечении сопла при том же давлении будет немного больше той, которую он имел бы при изоэнтропийном расширении (с₁ > с_1t). Повышение энтальпии эквивалентно потере кинетической энергии в соплах, выраженной в тепловых единицах, и носит название потери q_c в соплах.

Если значение скоростного коэффициента φ для данного сопла известно, то легко найти потерю в соплах:



где — кинетическая энергия при изоэнтропийном процессе расширения;

—кинетическая энергия при действительном процессе расширения.

Учитывая, что , поэтому:



где 1 — коэффициент потерь энергии в соплах. Коэффициент полезного действия соплового канала можно определить как отношение действительной кинетической энергии на выходе к теоретической



Потери при расширении пара в соплах (потери в сопловых решетках) у современных турбин невелики φ = 0,94 — 0,97 и соответственно ξ = 5 — 15%.

Потери в суживающихся соплах обычно меньше, чем в расширяющихся, поэтому в паровых турбинах обычно устанавливают суживающиеся сопла, у которых скорости истечения пара меньше критической.

Потери в соплах, а, следовательно, коэффициент скорости зависят от качества поверхности сопл, поэтому поверхности сопл полируют, и при ремонтах очищают от отложений.

Процесс действительного расширения пара или газа в соплах изобразится в i-S диаграмме не изоэнтропой, а некоторой политропой А₀— A₁(см. рис. 12.4).

Степень реактивности.
Выходящий из сопел пар (направляющего аппарата) со скоростью с₁ попадает в каналы, образованные рабочими лопатками турбины, и здесь, благодаря кривизне лопаток, происходит преобразование кинетической энергии в механическую работу вращения рабочего колеса.

P₁- до соплового аппарата

P₂- между сечением соплового аппарата и раб лап

P₃- за раб лопатками (на выходе со ступени)

При прохождении каналов рабочих лопаток пар в общем случае подвергается дополнительному расширению от давления р₂в зазоре между соплами и рабочими лопатками до давления р₃ за рабочими лопатками. При этом дополнительном расширении часть энергии пара в ступени превращается в кинетическую энергию. Таким образом, суммарный располагаемый перепад тепла в ступени делится на две части. Первая часть h_ан используется в направляющем аппарате ступени, а вторая h_ар - в ее рабочем венце.

Располагаемый теплоперепад ступеней:
h_а = h_ан + h_ар
Отношение адиабатного теплоперепада на рабочих лопатках к рас­полагаемому теплоперепаду всей ступени называется степенью реак­тивности ступени и обозначается буквой ρ, т. е.:
,
Доля участия рабочей решетки в преобразовании потенциальной энергии в кинетическую.

Степень реактивности определяет характер теплового процесса в ступени. Если степень реактивности равна нулю (), то в каналах рабочих лопаток не происходит дополнительного расширения пара. Такой принцип преобразования энергии в ступени называется активным принципом действия турбины, а ступень — активной сту­пенью давления.

Когда ступень реактивности , то располагаемый тепловой перепад в ступени перерабатывается в кинетическую энергию (поровну в направляющих каналах и в каналах рабочих лопаток). Принцип преобразования энергии в такой ступени называется реактивным принципом действия турбин, а ступень — реактивной ступенью давления.

Если степень реактивности мала , то располагаемый тепловой перепад в ступени перерабатывается в кинетическую энергию в большей степени в соплах, а в меньшей — в рабочих лопатках. Такая ступень турбины называется активной ступенью с реактив­ностью.

У современных паровых турбин все ступени работают с меньшей или большей степенью реактивности. Поэтому понятие активная и реактивная ступени является условным, и характеризует только их конструктивное различие.
Построение треугольников скоростей.
Процесс преобразования энергии и изменение скоростей потока в каналах рабочих лопаток изучают с помощью векторных диаграмм — так называемых треугольников скорости.

Вернемся теперь к нашему основному вопросу — рассмотрению преобразования и изменения скоростей потока в каналах рабочих лопаток.



Рис. 19 Построение треугольников скоростей
Пусть пар, поступающий на лопатку турбинного колеса, выходит из сопел (рис. 19, а) под углом α₁ к плоскости вращения диска и имеет в выходном сечении скорость с₁, которая является абсолютной скоростью движения пара. Колесо турбины движется в направлении указанной стрелки со средней окружной скоростью (скорость точек, лежащих на середине высоты лопаток), равной:
м/сек,

где d - средний диаметр ступени, м;

π - частота вращения турбины, об/мин.

Очевидно, что скорость и будет переносной скоростью. Поступая в движущийся с этой скоростью канал, образованный рабочими лопатками, пар войдет в него с относительной скоростью (т. е. той, которая наблюдается у вращающихся лопаток) под углом β₁ к плоскости вращения колеса. Чтобы поток входил в межлопаточные каналы с минимальным лобовым сопротивлением, относительная его скорость должна быть касательной к входным кромкам.

Скорость определяют по известной теореме механики как геометрическую разность между абсолютной и переносной скоростями:

Треугольник, представляющий собой это геометрическое равенство, называется входным треугольником скоростей.
Силовое воздействие потока на рабочие лопатки и окружная работа.
Равнодействующая активных и реактивных сил, возникающих при течении пара в межлопаточных каналах, действует на рабочие лопатки с силой Р (рис. 12.7), направленной под некоторым углом к окружной скорости. Эту равнодействующую силу Р можно разложить на две составляющие: Р_и — проекцию силы Р на направление окружной скорости и Р_а— проекцию силы Р на осевое направление, перпендикулярное силе Р_и Окружная работа, развиваемая колесом, определяется только окружной составляющей силы Р; эта составляющая Р_и называется окружной силой.

Суммарная окружная сила, приложенная ко всем рабочим лопаткам колеса, т. е. усилие на венец лопаток от действия пара массой I кг, протекающего за 1 с, может быть найдена из выражения

(12.18)

Здесь двойной знак (±) поставлен потому, что угол α может быть меньше или больше 90°. В первом случае в выражении (12.18) должен быть знак ( + ), а во втором — знак ( - ).

Работа, производимая паром массой 1 кг в течение 1 с, т. е. мощность ступени, может быть найдена как произведение силы Р_и на ее путь за это время или на окружную скорость и рабочих лопаток:

(12.19)

Это выражение работы учитывает потери в соплах q_с, на лопатках q_ли выходную потерю q_в так как все эти потери учтены при построении треугольников скоростей. Поэтому работу на окружности можно выразить через перепад энтальпий как разность между располагаемой энергией и окружными потерями

(12,20)

Осевая составляющая Р_асилы Р может быть найдена из формулы:

(12.21)

где с_1a — проекция скорости с₁ и на осевое направление;

с_2a— проекция скорости с₂ на осевое направление;

F — площадь входа в лопаточные каналы;

— разность давлений пара при входе в лопаточный канал и при выходе из него.

Осевая сила Р_uвоспринимается упорным подшипником турбины.
Окружной коэффициент полезного действия
Окружной коэффициент полезного действия изолированной ступени. Отношение окружного перепада энтальпий h_u, иначе полезной работы 1 кг пара на окружности ступени, к располагаемому перепаду энтальпий h₀*, иначе располагаемой энергии, называют окружным КПД ступени, т. е.



Окружной КПД зависит от коэффициентов скорости φ и ψ, угла наклона сопл α₁, углов лопаток β₁ и β₂ и, как видно из выражения (12.22), от отношения скоростей и/с_1t, называемого скоростной характеристикой ступени.

В современных турбинах обычно α₁ = 10-30°, β₁= β₂ — (3 - 25°); таким образом, лопатки современных активных турбин практически несимметричны; т. е. активные ступени выполняются с некоторой степенью реактивности, обычно ρ = 0,05 - 0,50.

Оптимальное значение характеристики (и/с_1t)_оптдля активных ступеней с реактивностью находится в пределах 0,47—0,63. На рис. 12.8 показана зависимость окружного КПД от характеристики ступени и/с_1tпри различных степенях реактивности ρ. С увеличением реактивности наибольшее значение КПД η_u смещается в сторону больших значений и/с_1t, максимум его увеличивается и зависимость становится более пологой. Последнее имеет большое значение для судовых турбин, которые могут длительное время работать на пониженной мощности, а иногда и с перегрузкой.

Внутренние потери турбинной ступени
Под внутренними понимаются потери, отрицательно влияющие на состояние протекающего внутри турбины пара. К этой группе потерь наряду с потерями, учитываемыми окружным КПД (в соплах q_с, на лопатках q_ли выходная q_в), относятся потери на трение и вентиляцию, от частичного впуска (на выколачивание), от протечек через внутренние зазоры (в уплотнениях диафрагм и через радиальные зазоры лопаток), от влажности пара.

Потери на трение и вентиляцию. При вращении турбинного диска в паре он увлекает прилежащие к его боковой поверхности частички пара и сообщает им ускорение. Скорость этих частиц все же меньше скорости вращения диска, поэтому между поверхностью диска и частицами пара возникает трение. На преодоление трения и сообщение ускорения частичками пара затрачивается некоторое количество механической энергии.

Это обусловливает потери на трение диска о пар.

Поскольку рабочие лопатки расположены по окружности диска, то и сопла должны быть расположены по соответствующей окружности. При этом возможны два случая:

сопла расположены по всей окружности, и пар поступает сразу на все рабочие лопатки, такой впуск пара называется полным;

сопла расположены на части окружности, и пар поступает только на соответствующую часть рабочих лопаток.

Такой впуск пара называется парциальным (частичным), характеризующимся парциальностью или степенью впуска, под которой подразумевается отношение



где — парциальность:

т — длина дуги, занятая сопловыми сегментами, мм;

d — средний диаметр диска, мм.

При парциальном впуске пара часть рабочих лопаток, на которые не поступает поток пара, перегоняет среду с одной стороны венца на другую, действуя подобно вентилятору. Поэтому энергию, затрачиваемую на перемещение этой среды рабочими лопатками, называют вентиляционной потерей. У главных судовых турбин вентиляционные потери имеются во вращающихся вхолостую ступенях заднего хода на переднем ходу.

Вентиляционные потери во много раз больше потерь на трение диска о пар, так что последними можно пренебречь, но обычно эти потери подсчитывают вместе по эмпирическим формулам и обозначают q_тв. У главных турбин вентиляционные потери обычно невелики, у вспомогательных они могут быть весьма значительными. Для уменьшения вентиляционных потерь в ступенях с частичным впуском пара лопаточный венец прикрывают на нерабочей части окружности с обеих сторон паровым щитком-кожухом. При этом потери на трение и вентиляцию уменьшаются на 30%.

Потери от частичного впуска (на выколачивание). Если ступень имеет парциальный впуск пара, то в промежуток времени, затрачиваемый рабочими лопатками на прохождение дуги (1 — )πd, в пределах которой пар к лопаткам не подводится, в каналах лопаток течение прекращается, и они заполняются застойным паром.

При подходе лопаточного канала к соплам содержимое канала должно получить необходимый толчок (импульс) для того, чтобы выйти из канала и уступить место струе пара, вытекающего из сопла. На этот толчок, т. е. на выталкивание неподвижной (относительно лопаток) массы пара, расходуется часть кинетической энергии потока при соответствующем снижении относительной скорости входа в рабочий канал. Такой расход кинетической энергии носит название потери на выколачивание или от частичного впуска пара и обозначается q_вк. Эта потеря невелика, вычисляют ее по эмпирической формуле. Для уменьшения потерь на выколачивание сегменты сопл размещают подряд на одной дуге, а не разбросанно по всей окружности.

Потери от протечек пара через уплотнения диафрагм и радиальные зазоры лопаток. В активных турбинах некоторое количество пара перетекает через зазоры в уплотнениях диафрагм, минуя сопла и не совершая полезной работы.

Тепловая потеря от протечек пара через лабиринтные уплотнения диафрагм, отнесенная к массе пара 1 кг. протекающего через ступень,

(12.23)

где — количество пара, протекающего через лабиринтные уплотнения диафраг м, кг/с;

— расход пара через ступень в единицу времени, кг/с.

В реактивных турбинах и активных со степенью реактивности ρ>0,1 часть пара протекает через радиальные зазоры лопаток, так как давление по обе стороны лопаток неодинаково. Эта потеря, также обозначаемая q_ут, определяется по эмпирическим формулам.

Указанные потери особенно велики в первых ступенях реактивных турбин, где при небольшой высоте лопаток имеются относительно большие радиальные зазоры. Поэтому реактивные ступени, работающие в условиях высоких параметров, малоэкономичны.

Для борьбы с протечками в зазорах применяют радиальные или осевые уплотнения между бандажом лопаток и корпусом турбины

Потери от влажности пара. Последние ступени ТНД и многоступенчатых вспомогательных турбин работают в области влажного пара, где происходит процесс выпадения частичек влаги. При повышении влажности пара частички влаги увеличиваются в размерах и превращаются в маленькие капельки воды. Увлекаемые паром, они движутся с меньшей скоростью, чем пар.

Если пар, вытекающий из сопла с абсолютной скоростью с₁(рис. 12.9), входит в лопаточный канал без удара, имея относительную скорость ω₁, то частицы воды, движущиеся со значительно меньшей скоростью с₁', войдут в канал с относительной скоростью ω₁'. В результате капли воды будут ударяться о выпуклую часть лопаток. Эти удары вызывают эрозию входных кромок и создают тормозной момент на диске, что приводит к снижению окружного КПД ступени.



В первом приближении можно считать, что снижение окружного КПД ступени составляет 1 % на каждые 1,5% содержания влаги в паре. Потери от влажности обозначаются q_x. Благодаря применению в последних ступенях турбин низкого давления дренажных устройств влагосодержание пара снижается примерно в 2 раза против определяемого по i-S-диаграмме. Соответственно уменьшается и потеря от влажности пара.

Относительный внутренний КПД турбинной ступени. Потери q_тв, q_ути q_х, повышают энтальпию пара за ступенью. Поэтому, откладывая на i-S-диаграмме (см. рис. 12.6) вверх от точки С₁сумму этих потерь и проведя горизонталь до пересечения с изобарой р₁, получим точку D₁, характеризующую состояние пара по выходе из ступени.

Вследствие потерь в ступени турбины килограмм пара преобразует внутри ступени не всю располагаемую энергию, т. е. располагаемый перепад энтальпий h_a*, а часть его h_i,, называемую внутренним (или использованным) перепадом энтальпий ступени,



Отношение внутреннего перепада энтальпий в ступени к располагаемому является относительным внутренним КПД ступени

(2.25)

Потери от различных конструктивных факторов. Отступления от чертежных размеров в пределах допуска, наличие проволочного бандажа, галтелей в прикорневой части лопаток, замковых лопаток, утонение вершины лопаток, не имеющих бандажа, и другие подобные факторы вызывают потери, которые не учитываются формулами. По эмпирическим данным эти потери составляют ξ_к =1,0-1,5%.

Потери от охлаждения лопаток. В высокотемпературных газовых турбинах принимают ступени с охлаждаемыми лопатками. При этом возникают потери из-за отвода теплоты от газа, вследствие смешения охлаждающего тела с газом, ухудшения формы профиля лопаток и т. п. Указанные потери обычно оценивают по опытным данным.

МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ТУРБИНЫ
ОСОБЕННОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ТУРБИН
Преимущества многоступенчатой конструкции турбин.
Многоступенчатая конструкция турбин позволяет уменьшить перепад энтальпий каждой ступени, а следовательно, и скорость потока рабочего тела. При этом представляется,возможным использовать более экономичные дозвуковые профили, а также обеспечить оптимальные значения скоростной характеристики при приемлемых с точки зрения прочности ротора окружных скоростях. Многоступенчатая конструкция позволяет использовать выходную энергию из предыдущей ступени в последующей. Наличие потерь в каждой ступени повышает энтальпию пара на входе в следующую, что частично компенсирует эти потери. Все эти факторы объясняют то, что в качестве главных применяются только многоступенчатые турбины. Одноступенчатые турбины служат вспомогательными (привод насосов, вентиляторов и т. п.). Их достоинство — малые масса и габариты. Перепад энтальпий во вспомогательных турбинах может доходить до 400 кДж/кг, что соответствует скорости пара с_1t = 1260 м/с. Для наиболее распространенных дисков (постоянной толщины и конических) и = 200-300 м/с, что соответствует ν = 0,16-0,24. Поэтому во вспомогательных одноступенчатых турбинах используют двух- и трехвенечные ступени скорости, обеспечивающие приемлемый КПД при указанных значениях скоростной характеристики.


Сравнение ступеней, используемых в многоступенчатых турбинах.
Многоступенчатые турбины выполняют как с активными, так и с реактивными ступенями. Однако и в последнем случае в качестве регулировочной используют либо активную ступень, либо двухвенечную ступень скорости. Реактивные ступени могут быть выполнены только с полным подводом пара.

Реактивные ступени имеют несколько более высокий окружной КПД, чем активные, но вместе с тем при небольшой длине лопаток утечки через зазоры облопатывания в реактивных ступенях сказываются сильнее, и в этом случае экономичность активных ступеней может оказаться выше.

Реактивные ступени более технологичны. Отсутствие диафрагм и применение в большинстве случаев направляющих и рабочих лопаток одинакового профиля упрощает производство.

Реактивная турбина имеет значительно большее число ступеней, чем активная, поскольку в активной ступени может быть сработан больший перепад энтальпий (ввиду меньших значений ν_opt). Вместе с тем осевая длина реактивной ступени меньше, чем длина активной, и в результате реактивная турбина лишь на 10 — 20 % длиннее активной.

В реактивных турбинах наличие перепада давлений на рабочих лопатках вызывает повышенное осевое усилие, для компенсации которого необходимо соответствующим образом конструировать ротор (крепление рабочих лопаток на барабане, наличие думмиса). В двухпроточных турбинах имеет место само компенсация осевого усилия.

Для реактивных турбин характерны более простая сборка, разборка и очистка проточной части. При работе на влажном паре реактивные лопатки меньше подвержены эрозии вследствие меньших скоростей потока пара и меньших скоростей лопаток, а также из-за лучшего удаления влаги.

Активные ступени имеют большие зазоры облопатывания, чем реактивные, допускают более быстрый прогрев при пуске, более надежны при резкой смене режимов работы.
Использование выходной энергии в многоступенчатых турбинах.
Использование выходной энергии из предыдущей ступени в последующей приводит к увеличению располагаемого перепада энтальпий ступени, а следовательно, к увеличению ее полезной работы и экономичности:



где — используемая доля выходной энергии из предыдущей ступени.