Соколов В.С. Газотурбинные установки
Подождите немного. Документ загружается.
> 4,
у
*
{\г '
Ть
%
(Т*Г
ф
' \/
Та-
cons
t
Рис. 61. Предельный цикл ГТУ в Т, s-диаграмме, при котором регенерация нецелесообразна
Рис. 62. Влияние регенерации на оптимальную степень сжатия.
При дальнейшем увеличении степени сжатия е температура воздуха на входе в
регенератор становится больше температуры газа на выходе из турбины (T
b
>T
d
) и газ,
отбирая теплоту у воздуха, выбрасывает в атмосферу.
Регенерация' увеличивает кпд цикла и уменьшает оптимальную степень сжатия вц. С
увеличением степени сжатия е при постоянных температурах Т
а
и Т
с
уменьшается разница
температур Та —
— Т
ь
ъ регенераторе, а следовательно, и эффект регенерации (рис. 62).
Удельную полезную работу ГТУ с регенерацией теплоты определяют по той же формуле,
что и простой ГТУ, т. е. оптимальная степень сжатия гн формально не зависит от степени
регенерации ст. Зависимость степени сжатия en, при которой достигается наибольший
кпд, от степени регенерации приведена
на рис. 63.
-При степени регенерации ст=0,64-0,8 для уменьшения размеров и массы ГТУ нужно
выбирать рабочую степень сжатия несколько больше, оптимальной е,,, так как
'наибольшую удельную работу получают при
,Рис. 63. Зависимость оптимальной степени сжатия от степени регенерации
Коэффициент полезной работы ц> с введением регенерации возрастает, так как
уменьшается оптимальная степень сжатия е„.
§ 12. Газотурбинная установка с промежуточными подогревом рабочего тела и
охлаждением воздуха
Простые ГТУ наиболее распространены из-за несложности конструкции и надежности в
эксплуатации. Однако их экономичность недостаточна/Одним из способов увеличения
экономичности ГТУ является введение промежуточных подогрева газа и охлаждения
воздуха.
Схема одновальной ГТУ с промежуточными подводом теплоты и охлаждением воздуха
показана на рис. 64. Воздух из атмосферы направляется в компрессор низкого давления
КНД, откуда поступает в охладитель О, где охлаждается от температуры Ты до
температуры Т
а2
[ а затем сжимается в компрессоре высокого давления КВД. Из
компрессора высокого давления воздух подается в регенератор Р, а затем — в камеру
сгорания высокого давления КСВД. При сжигании топлива газ нагревается до
температуры Т
с
и направляется в турбину высокого давления ТВД, а затем — в камеру
сгорания низкого давления КСНД, где также сжигается
44
31
топливо. Нагретый до температуры Т
л
газ направляется в.турбину низкого давления ТНД,
затем —в регенератор И и далее —в
i
ВГ/в-диаграмме (рис. 65) сжатие воздуха в компрессорах низкого и высокого давления
соответственно изображено линиями а и аф
2
, а охлаждение воздуха в охладителе —
линией bia
2
.
Рис. 64. Схема одновальной ГТУ с промежуточным подводом теплоты н промежуточным охлаждением
воздуха
Участок Ь
2
е — нагрев воздуха в регенераторе, а участок ec
t
—подогрев его в камере
сгорания высокого давления. Работе газа в турбинах высокого- и низкого давления
соответствуют линии аа
х
и c%d
2
, подводу теплоты в камеру сгорания низкого давления —
линия diC
Z
, а охлаждению отработавшего газа в регенераторе — участок d
2
f.
Используются и более сложные схемы ГТУ, позволяющие, на* пример, двукратно
охлаждать воздух и размещать турбины и ком-
— щ
Рис. 65. Т, s-диаграмма теплового процесса ГТУ Рис. 66. Схема двух-с промежуточным сжиганием топлива и
промежуточным охлаждением воздуха
вальной ГТУ
прессоры на разных валах. Такие ГТУ обладают большей экономичностью, чем простые,
хорошими показателями на частичных нагрузках и широким диапазоном устойчивой
работы.
Схема двухвальной газотурбинной установки с двукратным охлаждением воздуха и
одним промежуточным подводом теплоты показана на рис. 66. Ротор турбины высокого
давления ТВД вращает роторы компрессоров среднего КСД и низкого КНД давления. Вал,
состоящий из роторов этих агрегатов, называется свободным. Турбина низкого давления
ТНД вращает роторы компрессора высокого давления КВД и электрического генератора
32
Г.. Этот вал называют силовым. Возможны также другие схемы расположения турбин и
компрессоров на разных валах.
Если в ГТУ имеется s компрессоров с промежуточным охлаждением между ними и п
турбин с камерой сгорания перед каждой, кпд и коэффициент полезной работы такой ГТУ
можно рассчитать, по формулам:
где 2#
т
, 2#к, 2<7i — суммы работы всех турбин, компрессоров и
расходов теплоты во всех камерах сгорания, входящих в ГТУ.
Промежуточное охлаждение воздуха приводит к уменьшению работы, затрачиваемой на
привод компрессора высокого давления, и, как следствие, увеличивает полезную работу
ГТУ. На рис. 67 сопоставлены удельные полезные работы Н ГТУ без охлаждения
(кривая /) и с охлаждением (кривая 2). Вместе с тем охлаждение
Рис. 67. Зависимость удельной полезной работы от степени^ сжатия простой и сложной ГТУ без регенерации
е
Рис. '68. Зависимость кпд от степени сжатия простой и сложной ГТУ без регенерации
снижает температуру воздуха за компрессором. Поэтому в камеру сгорания ГТУ с
промежуточным охлаждением воздуха приходится подводить больше теплоты, чем в
камеру сгорания простой
1 i У.
При наличии регенерации теплоты в ГТУ температура воздуха перед камерой сгорания
практически постоянна и почти не зависит от того, есть промежуточное охлаждение
воздуха или нет.
.-■■*
Применение промежуточного охлаждения воздуха в ГТУ с регенерацией всегда
увеличивает ее кпд. Оптимальная степень сжатия при использовании охлаждения воздуха
резко возрастает.
Зависимости кпд ГТУ без регенерации от степени сжатия при отсутствии (кривая 1) и
наличии (кривая 2) охлаждения показаны на рис. 68.
Введение промежуточного охлаждения воздуха в компрессоре увеличивает степень
сжатия и позволяет получить наибольший кпд.
Введение промежуточного подвода теплоты приводит к тем же последствиям, что и
введение промежуточного охлаждения. Одновременное промежуточное охлаждение
воздуха и промежуточный подвод теплоты к газу позволяют значительно увеличить
удельную полезную работу и кпд. Однако излишнее усложнение схемы снижает
маневренность ГТУ, увеличивает ее размеры к массу. Чаще всего такие ГТУ выполняют
двухвальными, а иногда — трехвальными.
Коэффициент полезного -действия многовальной ГТУ при любом количестве
компрессоров, турбин, охладителей и камер сгорания зависит только от общей степени
сжатия всех компрессоров *е, степени сжатия любого отдельного компрессора в» .и
степени расширения любой отдельной турбины б
п
- Значения е, е« и б
п
должны быть
выбраны так, чтобы кпд ГТУ был наибольшим.
33
Рис. 69. Т, s-диаграмма теплового процесса сложной ГТУ с регенерацией теплоты
Рис. 70. Т, s-диаграмма теплового процесса сложной ГТУ без регенерации теплоты
В газотурбинных установках с большой степенью регенерации (рис. 69) степени, сжатия
всех компрессоров должны быть почти одинаковыми и Приближенно их можно
рассчитать по формуле
Sl
=
e>
= ... =е
я
~е
1
/*.
Степени расширения всех турбин также должны быть примерно равны и рассчитываются
по формуле
5
1
= 8
2
= ... =\~(eX).i/«.
В газотурбинных установках без регенерации (рис. 70) степень сжатия в компрессоре
высокого давления должна быть больше, чем в других компрессорах, что приводит к
увеличению температуры воздуха за ним и позволяет уменьшить подвод теплоты в камеру
сгорания. Степень расширения в турбине низкого давления также должна быть больше,
чем -в других турбинах, так как при этом снижается температура газа за турбиной и
уменьшаются потери теплоты с уходящими газами.
При определении оптимальных степеней сжатия многовальных ГТУ обязательно
учитывают балансы мощностей на отдельных валах. Это накладывает дополнительное
ограничение на соотношение степеней сжатия в компрессорах и расширения в турбинах,
расположенных на одном валу. В результате оказывается, что при расчетном режиме
работы кпд многовальных ГТУ меньше, чем одновальных. Однако на частичных
нагрузках кпд многовальных ГТУ оказывается больше, чем одновальных.
§ 13. Газотурбинные установки парогазовых установок и атомных электростанций
Использование газотурбинной установки совместно с паротурбинной (ПТУ) уменьшает
удельный расход теплоты на выработку энергии по сравнению с отдельно работающими
ГТУ и ТТТУ. Такие установки называются комбинированными парогазовыми (ПГУ).
Наиболее перспективны следующие схемы парогазовых установок: с низконапорным и
высоконапорным котлами (НПГУ и ВПГУ), а также с подогревом питательной воды
выхлопными газами..
Схема парогазовой установки с низконапорным котлом показана на рис. 71.
Паротурбинная установка почти не отличается от обычной. Газы из турбины ГТУ
поступают в топку котла ПТУ, куда одновременно подается, топливо для их подогрева.
Так как
7 8
Рис. 71. Схема парогазовой установки с низконапорным котлом.:
/ — генератор ЬТУ, 2 — компрессор, 3 -р камера сгорания, 4, 7 — газовая и паровая турбины, 5 —топливоподача, в
— котел, 8 — генератор паровой турбины, 9 — конденсатор, 10, It — конденсатный и питательный насосы
34
в этом случае в топку котла подаются газы повышенной температуры, расход топлива для
их подогрева уменьшается, что увеличивает кпд всей установки.
Обычно мощность ГТУ парогазовой установки составляет
Рис. 72. Схема парогазовой установки с высоконапорным
котлом:
1, 4 — газовая и паровая турбины, 2 — топливоподача, 3 — котел, 5, 8—генераторы паровой турбины и ГТУ, S —
конденсатор, 7 — экономайзер, 9 — компрессор
12—15% от мощности паровой турбины. Удельный расход теплоты НПГУ по сравнению с
ПТУ меньше на 3—5%.
Схема парогазовой установки с высоконапорным котлом показана на рис. 72. Компрессор
9 подает в топку воздух под давлением 0,4—0,6 МПа. Температура газов, поступающих из
топки в газовую турбину, равна 750° С. Из турбины газы поступают в экономайзер. За
экономайзером их температура на 150—250° С ниже, чем после отдельной ГТУ. Средняя
температура газов в котле повышается из-за наличия ГТУ в схеме паротурбинной ус-
тановки (по сравнению с отдельной ПТУ). В результате кпд парогазовой установки по
сравнению с отдельными ПТУ и ГТУ увеличивается; при этом на 5—8% снижается
удельный расход топлива. Вследствие увеличения давления в котле его размеры
уменьшаются и снижаются затраты на сооружение станции.
Одним из недостатков ПГУ является некоторое снижение надежности станции из-за
усложнения тепловой схемы. Кроме того, в ПГУ с высоконапорным котлом можно
применять только жидкое или газообразное топливо, так как при работе на твердых
топливах негорючие частицы, содержащиеся в продуктах сгорания, вызывают эрозию
лопаток газовой турбины.
Кроме того, ГТУ используют для подогрева питательной воды в паротурбинных
установках (рис. 73), отключая в часы пик регенеративные отборы паровой турбины и
подогревая воду выхлопными газами газовой турбины. Выхлопные газы ГТУ поступают в
подогреватель 4, через который пропускают питательную
J
Рис. 73. Схема паротурбинной установки с подогревом питательной «воды выхлопными газами ГТУ:
4-949
/ — компрессор, 2 — камера сгорания, 3 — газовая турбина, 4, S — подогреватели питательной воды, 6 — котел, 7
— паровая турбина, 8, // — генераторы, 9 — конденсатор, 10 — питательный насос
воду. В результате отключения регенерации мощность, вырабатываемая царовой
турбиной, увеличивается. Дополнительную мощность вырабатывает также ГТУ. Эту
схему применяют для увеличения мощности уже действующей станции без замены котла.
35
На атомных электростанциях применяют замкнутые ГТУ (рис. 74). Рабочее тело
сжимается в компрессоре низкого давления 6, охлаждается в промежуточном охладителе
7, сжимается в
Рис. 74. Схема замкнутой ГТУ:
i — аккумулятор, 2 — регулятор, 3 — регенератор, 4 — атомный реактор, 5 — турбина, в. 8, 12 — компрессоры низкого и
высокого давления и подкачивающий, 7 — промежуточный охладитель, 0, // — генераторы, 10 — охладитель
компрессоре высокого давления 8, а затем поступает в регенератор 3 и атомный реактор 4.
Нагретое в атомном реакторе рабочее тело поступает в турбину 5, оттуда — в регенератор
3, а затем — в водяной охладитель 10.
Утечки восполняются подкачивающим компрессором /2, нагнетающим рабочее тело в
аккумулятор 1. Через управляемый регулятор 2 рабочее тело при необходимости может
подаваться в тракт ГТУ. Турбина и компрессор замкнутой ГТУ имеют небольшие
размеры, так как давление в тракте ГТУ может быть значительно выше атмосферного.
Однако в результате появления дополнительных агрегатов (промежуточного охладителя)
замкнутые ГТУ больше по массе и размерам, чем ГТУ открытого цикла.
Достоинством замкнутых ГТУ является небольшое изменение экономичности при
изменении мощности, а также отсутствие эрозии или отложений пыли в проточной части.
Замкнутые ГТУ потребляют много воды для охлаждения рабочего тела в охладителе 10.
Предполагается использовать замкнутые ГТУ на АЭС с реакторами на быстрых
нейтронах, в которых гелий служит- в качестве рабочего тела.
§ 14. Влияние потерь на экономичность газотурбинных установок
Рост потерь в турбине и компрессоре уменьшает полезную работу турбины и увеличивает
мощность, потребляемую компрессором, что приводит к уменьшению удельной работы Я,
коэффициента полезной работы tp и кпд газотурбинной установки х\ соответственно на
Д#, Аф и, Ат).
Влияние кпд турбины и компрессора на удельную работу, коэффициент полезной работы
и кпд ГТУ можно оценить по следующим формулам:
где Дт]
т>
Ат)к — изменения кпд турбины и компрессора.
Изменение кпд турбины и компрессора на 1 % изменяет соответственно удельную работу
ГТУ на
4
/
ф
и на (
1
1<р— 1)%. Влияние, компрессора меньше, так как его мощность
меньше мощности турбины. По тем же причинам коэффициент полезной работы ГТУ
больше зависит от потерь в турбине, чем в компрессоре.
Относительное изменение кпд ГТУ г\ зависит от степени регенерации а, кпд турбины т)
т
и
компрессора т]к.
Сопротивление газового и воздушного трактов также влияет на основные показатели ГТУ.
Разобьем газовый и воздушный тракты на простые участки (рис. 75). На каждом из них
относительная потеря давления
Р»с. 75. Схема трактов ГТУ:
1 — фильтр и глушитель на входе, 2 — воздуховод низкого давления, 3 — воздуховод высокого давления, 4 — регенератор, 5, 7
— тракты выхлопных газов после регенератора в до него, 6 — глушитель на выходе, 8 — камера сгорания, 9 — тракт
подогретого воздуха
где Apt — потеря давления на t-м участке; p
t
— давление в начале-t-ro участка.
Отношение давления за t-м участком к давлению перед ним
36
51
Полная потеря давления связана с потерями на отдельных участках:
где g=2g<. ■
В ГТУ с .регенерацией А,~0,9.
Влияние потерь давления на коэффициент полезной работы можно определить по
формуле
Дер .
где Аф=ф —q>o; Фо — значение ф при отсутствии гидравлических потерь.
Влияние гидравлических потерь на кпд ГТУ можно рассчитать по формуле
■1о 1—«V
где Ar\ = ц — т]о, a v*= mg/[ (e
m
— 1) фо].
Уменьшение коэффициента полезной работы и кпд ГТУ прямо пропорциональны
относительной потер£ давления |.
Механические потери в подшипниках, на привод масляного насоса и другие влияют на
кпд ГТУ так же, как потери в турбине и компрессоре.
Эффективную мощность ГТУ определяют как разность мощностей турбины N
it
компрессора N
K
и мощности AN
M
, затрачиваемой на механические потери:
Отношение разности мощности турбины -я мощности, затрачиваемой на механические
потери, к мощности турбины называют механическим кпд ГТУ:
Снижение кпд из-за механических потерь зависит не только от , но и от ф:
Утечки воздуха и газа прежде всего возникают в уплотнениях компрессора и турбины.
Пусть AG
K
— утечка воздуха высокого давления через уплотнение компрессора, a AG
T
—
утечка газа высокого давления через уплотнение турбины. Обозначим относительные
утечки через ак= — AG
K
/G и a
T
=AGJG.
Влияние утечек на кпд можно рассчитать по формуле
где г|о и TJ — кпд без учёта и с учетом влияния утечек.
"Хорошее качество уплотнений турбин и компрессоров позволяет поднять кпд ГТУ за
счет уменьшения утечек.
Контрольные вопросы
1. Как зависит кпд простой ГТУ от степени сжатия?
2. Каково влияние регенерации на кпд ГТУ?
3. Для чего применяют промежуточные подогрев рабочего тела и охлаждение воздуха в ГТУ?
4. Каковы особенности ГТУ атомных электростанций?
5. Как влияют потери на экономичность ГТУ?
Глава третья
Рабочий процесс в газовой турбине
§ 15. Рабочий процесс в ступени турбины
В ступенях турбины потенциальная энергия газа, имеющего начальное давление р
0
и
температуру Т
о
, преобразуется в механическую энергию. Поток газа (рис. 76, а),
вышедший со скоростью Ci из сопловой решетки 1 под углом cti, попадает в каналы рабо-
Р,
37
а)
6)
Рис. 76. Схемы скоростей потока (о) и усилий (б) в ступени турбины: / — сопловая решетка, 2 — рабочая
решетка
чей решетки 2 со скоростью w
it
называемой относительной скоростью газа, равной;
разности векторов с
4
и и и составляющей угол f$i с окружной скоростью и.
При обтекании рабочей решетки, газ изменяет направление и
частично ускоряется,
расширяясь от. давления р\ в зазоре между сопловой и рабочей решетками до давления р
2
за рабочими лопатками. При выходе из рабочей решетки газ имеет относительную
скорость Шг и абсолютную скорость сг.
Таким образом, значение и направление скорости газа изменяются в результате
воздействия на поток некоторого усилия, прикладываемого к нему со стороны рабочих
лопаток. Если R' усилие, с которым лопатки действуют на струю газа, то струя газа
воздействует на лопатки с равным по значению, но противоположным по направлению
усилием R (рис. 76, б). Это усилие создает • крутящий момент на дисках и роторе
турбины, который вращает роторы компрессора и потребителя мощности ГТУ.
Рабочие ^лопатки движутся по окружности вместе с 'диском с угловой скоростью о).
Следовательно, окружная скорость рабочей решетки «=(od/2, где d — диаметр ступени.
Составляющие усилия R, действующие на лопатку в окружном R
u
и в осевом R
a
на-
правлениях, можно определить так:
R
u
*= G (c
x
cos <*! + с
а
cos <х
а
); R
a
s= G (c
x
sin <*! — с
а
sin а
а
) -(- Q, (p
x
— p
2
),
где G — расход газа через ступень; Й=я(*/
П
2
— d
K
2
)—площадь кольца, занятая рабочими
лопатками (d
u
и d
K
— диаметры периферии и корня рабочих лопаток).
Усилие R
u
, действующее на все рабочие лопатки турбины в окружном направлении,
создает крутящий момент, который вращает ротор турбины и производит работу. Усилие
R
a
работы не совершает, так как ротор не перемещается в осевом направлении, чему
препятствует упорный подшипник.
Мощность N
u
, которую развивает поток газа на рабочих лопатках одной ступени
(мощность на лопатках турбины), равна произведению составляющей R
u
на окружную
скорость и, т. е. N
u
=R
u
u. Мощность N
u
эквивалентна удельной работе L
u
, которую
совершает поток газа при расходе 1 кг/с, т. е. L
U
==N
U
/G.
Состояние газа перед ступенью определяется его температурой Т
о
и давлением Р
о
торможения. Этому состоянию газа в Л, s-диаграмме соответствует энтальпия t
0
(рис. 77).
Отрезок от t
0
ДО-точки О соответствует кинетической энергии газа, имеющего на входе в
сопловую решетку скорость с
0
. Если бы в сопловой решетке не было потерь, процесс
расширения закончился бы при давлении р
4
и энтальпии /й- Вследствие потерь в сопловой
решетке, которые преобразуются в теплоту, процесс расширения газа заканчивается в
точке 1 при том же давлении pi, однако при более высокой энтальпии i
t
.
От точки / начинается процесс расширения газа в рабочей решетке. Если бы потери в ней
отсутствовали, процесс расширения протекал бы при постоянной энтропии и закончился
бы при давлении
38
Рис. 77. Тепловой процесс ступени турбины в i, s-диаграмме
54
р
2
и энтальпии in- Вследствие потерь реальный процесс расширения газа в рабочей
решетке заканчивается в точке 2 при том же давлении, но при более высокой энтальпии fc.
Скорость истечения газа из сопловой решетки определяется по формуле
'„ - 'и) =
где t'n — энтальпия, определяемая для изоэнтропийного„процесса расширения газа при
давлении за сопловой решеткой рг, Aoc=io — — tit — располагаемый теплоперепад на
сопловую решетку; ф= = ci/c« — коэффициент скорости, показывающий, как отличается
скорость истечения газа с
х
из реальной сопловой решетки от скорости истечения газа сц из
идеальной сопловой решетки, в которой потери отсутствуют.
Потери энергии в' сопловой решетке (Дж/кг)
М
с
= с V2 — с
х
а
/2 = t
c
<V
2
,
где £с =1—ф
2
— коэффициент потерь в сопловой решетке.
* Энтальпию за сопловой решеткой определяют с учетом потерь ti=tit+AAc. Если скорость
Й известна, относительную скорость на входе в рабочую решетку определяют по
треугольнику скоростей:
w
l
='l/"c
1
*-f «*—2мс
1
соэа
1
.
Относительную скорость выхода газа из рабочей решетки рассчитывают по формуле
где t2t — энтальпия в конце изоэнтропийного расширения газа в рабочей решетке при
давлении рг; /*op=ti^t2t — располагаемый теплоперепад на рабочую решетку; г|з —
коэффициент скорости, имеющий тот же физический смысл, что и для сопловой решетки,
и равный отношению скоростей (■ty = W2/w
2
t).
Для сопловой и рабочей решеток коэффициенты скорости меньше единицы (ф=0,954-0,98;
г|з=0,89-^-0,97).
Потеря энергии в рабочей решетке ступени турбины (Дж/кг) равна разности энтальпий:
Д/1
Р
= », — i
u
= (w\
t
— ш
а
*)/2 = С
р
ш
2
2<
/2,
где £Р=1—ф
2
— коэффициент потерь в рабочей решетке.
Абсолютную скорость газа с
2
за ступенью турбины определяют по треугольнику
скоростей (см. рис. 76):
V w.
— 2uw
2
cos
Если кинетическая энергия газа, покидающего ступень со скоростью Сг, не может быть
использована в последующих элементах турбины, она также преобразуется в теплоту.
Если располагаемую энергию данной ступени обозначить через Е
о
, то удельная полезная
работа будет отличаться от нее на значения потерь в сопловой и рабочей решетках и с
выходной скоростью АА
В
о= = с
2
2
/2:
L
u
= Б* — Ыг
с
— Д/1
р
— М
вс
.
Обычно под располагаемой энергией ступени подразумевают разность £о=Я
о
— ивсса
2
^,
где Л>= (с
о
2
/2)+/1о= (с
0
2
/2)+Лос + /гор — располагаемый теплоперепад на ступень,
39
отсчитываемый от параметров торможения р
й
, То (см. рис. 77), a х
вс
с
2
2
/2 — доля кинети-
ческой энергии уходящего из ступени газа, которая используется в следующей ступени.
Если энергия выходящего газа не используется, коэффициент Хвс=0, а если полностью
используется в следующей ступени, хвс=1- Обычно 0^к
вс
^1.
Отношение удельной полезной работы L
u
к располагаемой энергии ступени Е
о
называют
относительным' лопаточным кпд: t\oa=Lu/Eo. Относительный лопаточный кпд зависит от
отношения и/Сф, степени реакции, коэффициентов скорости <р и -ф и углов <ii и р*
2
выхода потока из решеток. Скорость Сф— некоторая фиктивная скорость,
соответствующая кинетической энергии, равной располагаемому теплоперепаду /г
о
=Сф
2
/2.
Характер изменения относительного лопаточного кпд ступени зависит в основном от
потерь с выходной скоростью £вс, а также в сопловой £
0
и рабочей £
Р
решетках (рис. 78),
которые характеризуют относительные потери:
Ъ * М
с
/£
0
; С
Р
= ДУ£
О
.
Рис. 78. Зависимость кпд ступени турбины от зазора (о): / — корпус, 2 — диск
("KL-
Рис. 79. Течение газа в зазоре между диском и корпусом турбины в меридиональной плоскости (а) и распре-
деление окружных скоростей поперек
Эти потери будут минимальны в том случае, когда газ за ступенью движется вдоль оси
турбины, т. е.угол а2=90° и скорость газа с
2
минимальна. ^ Отношение и/Сф обычно
выбирают таким, чтобы относительный* лопаточный кпд был наибольшим.
Кроме потерь в решетках и с выходной скоростью в ступени турбины дополнительно
теряется часть энергии" из-за трения поверхностей вращающегося диска о газ, а также из-
за того, что часть газа проходит мимо сопловой или рабочей решетки. При вращении
диска 2 газ в зазоре между ним и корпусом / также приводится в движение (рис. 79, а) и,
вращаясь вокруг оси турбины, одновременно движется вдоль плоскостей диска (рис. 79,
б). На вращение диска в камере ступени, заполненной газом, расходуется мощность N
T
p.
В промежуточной ступени турбины часть газа Gi
y
проходит в зазор между обоймой
сопловой решетки и ротором (рис. 80), минуя сопловую решетку, а часть газа Gz? уходит
через зазор между вершинами рабочих лопаток и корпусом турбины и не создает
полезной работы. Для уменьшения утечек газа в турбине устанавливают уплотнения (рис.
81, а — г).
Потери мощности из-за утечек, связанные с тем, что часть газа не участвует в выборке
полезной мощности, и искажающие течение основного потока газа, обозначим ДЛ^у.
40