Материал: Мамиконов А.Г. Теория авиационных компрессоров и газовых турбин [учебник]

Отношение , аналогичное коэффициенту закрутки Аси

для осевого компрессора, в теории турбин называется коэффи­ циентом нагрузки р-. Используя этот коэффициент и уравнение Эйлера, можно написать

L U н*— .

р*

У выполненных авиационных турбин при а, = 90° на среднем

радиусе коэффициент р. = 1,35 -н 1,45, в то время как у осевых

дс компрессоров = 0,4 н -0,6. Отсюда следует, что при условии

равенства работ турбины и компрессора (например, в ТРД) число ступеней турбины может быть во много раз меньше числа сту­ пеней осевого компрессора.

Окружное и осевое усилия, действующие на элемент лопатки колеса турбины длиной Аг, определяются на основании закона количества движения по формулам, аналогичным (3.21) и (3.22), а именно:

шага решетки t усилия, приходящиеся на каждую лопатку, воз­ растают. Ускорение потока в осевом направлении в реактивной ступени (сы < с2а) разгружает лопатки от осевых усилий, вызы­

Как и в ступени компрессора, в турбинной ступени различают три вида потерь: 1) профильные, 2) кольцевые и 3) вторичные. Наи­ большими из них являются профильные и вторичные потери..

Профильные потери имеют место во всех элементарных ступе­ нях независимо от их расположения вдоль радиуса и вызываются: 1 ) трением потока о поверхность профиля; 2 ) возникновением вих­ ревой зоны при обтекании потоком выходной кромки; 3) образова­

т

нием вихрей при отрыве потока от поверхности профиля; 4) появле­ нием скачков уплотнения.

Кольцевые потери вызываются трением потока газа о стенки кольцевого канала, ограничивающие лопатки по высоте.

Вторичные потери связаны с наличием вторичных течений, со­ путствующих основному потоку и особенно интенсивных вблизи стенок канала. Они обусловливаются главным образом парным вих­ рем, механизм возникновения которого был подробно рассмотрен на примере компрессорных решеток, и перетеканием газа через радиальный зазор.

Скоростные коэффициенты 9 и ф , определяемые по данным продувок плоских решеток, обычно учитывают только профильные потери. Рассчитанный по ним к. п. д. ступени затем уменьшается на

Рис. 172. Зависимость коэффициентов <р и.ф от угла поворота потока в решетке

основании дополнительных экспериментальных данных или полуэмпирических соотношений, позволяющих учесть также кольцевые

будут зависеть от следующих основных конструктивных и газоди­ намических факторов: угла изгиба профиля, степени реактивности (или степени конфузорности межлопаточного канала), угла атаки, густоты решетки, высоты лопатки, радиального и осевого зазоров и режима течения, характеризуемого числами М и Re.

3 2 8

растает перепад давления на вогнутой и выпуклой сторонах профиля, что способствует усилению вторичных течений газа.

Гидравлическое совершенство решетки профилей не опреде­ ляется полностью углом изгиба, так как существенное значение имеет также соотношение между входным и выходным углами,

профили РК с более плавным очертанием передней кромки, что дополнительно способствует

уменьшению гидравлических потерь и, следовательно, возраста­

Фо

тивной и активной решеток профилей, причем ф0 соответствует нулевому углу атаки. Представленный характер изменения ф определяется главным "Ьбразом зависимостью профильных по­ терь от угла атаки i, которые при больших и малых значе­ ниях i резко возрастают в связи с отрывом потока соот­ ветственно с выпуклой или вогнутой стороны профиля. Опти-

3 2 9

мальный угол атаки для реактивной решетки обычно имеет значение « „ „ „ = - 2 н -----5°. Это объясняется тем, что при отри­ цательном угле атаки возрастает степень конфузорности течения

к минимуму гидравлических потерь в решетке. Более слабая зависимость коэффициента ф от угла атаки для реактивной ре­ шетки по сравнению с активной связана с менее заостренной формой профилей такой решетки в носовой части, обеспечиваю­

влияние на профильные и вторичные потери. С уменьшением у

профильные потери в связи с уменьшением общей площади трения газа о поверхность профилей снижаются. В то же время вторичные потери вследствие увеличения перепада давления на выпуклой и вогнутой сторонах профиля возрастают. Поэтому существует оптимальная густота решетки. Поскольку исполь­ зуемые на практике профили турбинных лопаток отличаются большим разнообразием, оптимальная густота решетки для них

При выборе густоты решетки учитываются также конструктив­

ные соображения, ибо чем больше у , тем выше напряжения

в диске и тем труднее закрепить на нем необходимое число лопаток. У рабочих колес существующих турбин густота ре­

шетки на среднем радиусе составляет у = 1,2 -г-1,5, т. е. не­

сколько меньше оптимального значения. В решетках СА густо­

3 3 0