Тема №8. Потери в лопаточном венце

Деление потерь в лопаточном венце на составляющие достаточно условно, так как все они связаны между собой. И определить эти составляющие по отдельности довольно сложно.

Все потери в турбомашинах можно разделить на две большие группы (см. рис. 8.1): внутренние (потери в проточной части) и внешние (потери на трение в подшипниках, в концевых уплотнениях и др.).

Рис. 8.1. Классификация потерь в турбомашинах

Все внутренние потери возникают вследствие реальности рабочего тела и проявления его вязкости (свойство сопротивляться деформации сдвига).

Вязкость приводит к образованию пограничного слоя на поверхностях, которые обтекает газовый поток; к формированию пограничного слоя между слоями газового потока, движущихся с различными скоростями.

Все внутренние потери могут быть условно разделены на профильные и концевые.

Потери в лопаточном венце рассмотрим на примере компрессорной ступени, как мы это уже делали при рассмотрении усилий, действующих на лопатки ступени.

Профильные потери связаны с образованием пограничного слоя на поверхностях лопаточного профиля в решетке (т. е. на спинке и корытце).

При фиксированном числе Маха профильные потери зависят от относительной толщины профиля и шероховатости поверхности.

Профильные потери складываются из потерь на трение, кромочных потерь и волновых потерь:

.

Потери на трение связаны непосредственно с образованием пограничного слоя на вогнутой и выгнутой части профиля и его взаимодействием с основным потоком.

В точке на входной кромке (рис. 8.2) поток разветвляется. Начинают образовываться пограничные слои на спинке и на корытце, однако характер их различен. На корытце расстояние перехода от ламинарного пограничного слоя в турбулентный значительно больше, что связано с наличием аэродинамической силы .

Однако на расчетных углах атаки срыва пограничного слоя не возникает.

При положительных углах атаки ( ) срыв возможен на спинке (см. рис. 8.3), что является ответной реакцией канала на снижение расхода рабочего тела.

При отрицательных углах атаки ( ) срыв возможен на корытце. Однако аэродинамическая сила этому препятствует, поэтому срыв возникает на более высоких углах атаки.

Минимум профильных потерь соответствует значению угла атаки, близкому к нулю (рис. 8.4). Начиная с некоторого значения происходит срыв на выпуклой или вогнутой поверхности профиля. Величина критического угла атаки зависит от числа Маха потока на входе в РК.

Рис. 8.2. К пояснению возникновения пограничного слоя
на поверхности лопатки

Рис. 8.3. Схема обтекания рабочих лопаток ОК:
а - расчетный режим работы; б и в - нерасчетные режимы работы

Необходимо отметить очень важный момент: максимальное значение КПД решетки соответствует углу атаки . Рост КПД решетки при объясняется ростом , и . Потери при малых углах атаки растут медленно. При дальнейшем увеличении возникают интенсивные срывы потока со спинки профиля, что резко увеличивает гидравлическое сопротивление, замедляет рост, а затем, и снижает , и , что в конечном итоге приводит к снижению КПД решетки при .

Рис. 8.4. Характеристика плоской компрессорной решетки

Обычно и соответствует началу срыва потока. Поэтому при проектировании обеспечивают некоторый запас по углу атаки на случай отклонений от расчетных режимов.

По данным некоторых исследований (Холщевников, Хоуэлл) за расчетный угол атаки желательно принимать такой, при котором (для компрессорных ступеней).

Кромочные потерисвязаны со смыканием потоков с различными скоростями в точке (рис. 8.2). В результате такого слияния возникает интенсивное течение в градиентом скорости («спутный след»). Численно кромочные потери равны работе сил трения на выравнивание потока. Заметим также, что уровень этих потерь в компрессорных ступенях много меньше, чем в ступенях турбинных.

Для снижения кромочных потерь выходные кромки РЛ и НЛ выполняют предельно тонкими (с минимально возможным радиусом скругления). Острыми или «ножевыми» кромки сделать невозможно по вопросам обеспечения прочности.

Выравнивание и размывание «спутного» следа за лопаточным венцом происходит в осевом зазоре, а значит, осевые зазоры играют существенную роль и в обеспечении устойчивой работы.

Малые по величине осевые зазоры приводят к неравномерностям обтекания последующего лопаточного венца, к повышению уровня аэродинамического шума компрессора. Возникает опасность вибрационного разрушения лопаточного аппарата, а также угроза осевых задеваний роторных деталей о статорные.

Рекомендуемые значения осевых зазоров находятся в диапазоне .

Волновые потери. При локальных значениях числа Маха потока, больше единицы, проявляется волновое сопротивление профилей. Для профиля используют понятие критического значения числа Маха, при котором в некоторой точке потока вблизи профиля достигается местная скорость звука. При на поверхности лопатки образуется сверхзвуковая зона, заканчивающаяся системой скачков уплотнения, за которыми возникает интенсивный отрыв пограничного слоя с профиля лопатки, что вызывает значительные потери энергии. Они связаны с потерей полного давления, обусловленной взаимодействием потока с данными скачками. Транс- и сверхзвуковые ступени наиболее части применяются в осевых компрессорах. В газовых турбинах они получили гораздо меньшее распространение, поэтому подробное рассмотрение этой группы потерь в курсе «Компрессоры ГТУ».

Концевые потери. Первая группа концевых потерь связана с образованием пограничного слоя на поверхностях, ограничивающих межлопаточный канал, что приводит к изменению параметров рабочего тела вблизи ограничивающих поверхностей.

Вторичные потери в основном обусловлены генерацией вихрей в межлопаточном канале из-за перетекания жидкости от вогнутой поверхности, где давление выше, к выпуклой, где давление ниже. При условии отсутствия радиальных зазоров это течение, взаимодействуя с основным потоком, образует два противоположно вращающихся вихря («парный вихрь»), оси которых вытянуты вдоль канала (рис. 8.5 а).

Результаты проведенных экспериментов показали, что вторичные потери проявляются в пристеночной области, ограниченной расстоянием от торцевых поверхностей, приблизительно равным хорде лопаток.

а б

Рис. 8.5. Схема возникновения вторичных течений
в межлопаточном канале:
а - образование «парного вихря»;
б - вторичные течения при наличии радиального зазора

Существенное влияние на интенсивность вихревого течения оказывают радиальные зазоры, которые зависят на установившемся режиме от температуры деталей ротора и статора, деформации ротора под действием центробежных сил и силы тяжести. На переходных режимах величина радиальных зазоров зависит дополнительно от тепловой инерции деталей ротора и статора.

Перетекания через радиальный зазор приводят к тому, что давление на спинке растет, а на корытце снижается. Этот эффект наблюдается на участке лопатки, равном (см. рис. 8.5 б).

В результате перетекания через радиальный зазор падают КПД и напор в ступени.

Влияние радиального зазора зависит, в первую очередь, от величины относительного зазора . Также оказывают влияние степень реактивности, удлинение лопаток и т. д.

Например, при = 0,5…0,7 увеличение зазора на 1 % приводит к снижению КПД на 2 % и падению напора на 3...5 %.

Вместе с тем практика эксплуатации компрессоров показывает, что «нулевые» зазоры могут приводить даже к снижению КПД ступени, так как они влекут за собой интенсивные вторичные вихревые течения в межлопаточном канале. Заметим, что при = 0,01 КПД ступени несколько возрастает, в сравнении с «нулевым» зазором, вследствие размывания «большого вихря».

В процессе доводки конструкции нового осевого компрессора желательно определить оптимальное значение радиальных зазоров, которое следует выдерживать в дальнейшем при проведении ремонтов.

Величина радиального зазора у корня в необандаженных направляющих лопатках также оказывает влияние на течение в межлопаточном канале, хотя и меньшее в сравнении с рабочими лопатками. При определенном корневом радиальном зазоре может быть достигнут более широкий диапазон бессрывного обтекания по углу атаки.

В ряде случаев НА в компрессорных ступенях могут выполняться с бандажом, что повышает КПД ступени, но естественно усложняет ее конструкцию (рис. 8.6).

а б

Рис. 8.6. Конструктивная схема ступени ОК:
а - с необандажными НА; б - с обандаженными НА

В ступенях газовых турбин, где профили гораздо более массивные, чем в компрессоре всегда стараются рабочие лопатки выполнить с периферийным бандажом, если это возможно по вопросам прочности (например, бандаж невозможно выполнить в охлаждаемых лопатках первых ступеней).

В заключении можно все потери схематично изобразить на эскизе ступени (рис. 8.7).

Рис. 8.7. Потери в ступени