Классификация турбин

Меридиональное сечение турбины представлено на рис.12.1.

Рис.12.1. Схемы турбин

1 – сопловой аппарат; 2 – турбина; 3 – лопатка турбины.

Активная. Весь перепад давления срабатывается в сопловом аппарате. В межлопаточном канале поток поворачивается, и на лопатки действует сила реакции. Часть энергии газов передаётся ротору и абсолютная скорость газа уменьшается, W₁>W₂.

Реактивная. Перепад давления распределяется между сопловым аппаратом и рабочими лопатками, W₂>W_1.

.

Окружное усилие, действующее на лопатки, определяется по теореме импульсов

.

Величина располагаемой работы L_ад, т.е. максимально возможной работы без потерь, определяется адиабатическим перепадом тепла ΔН_ад (теплоперепадом) от параметров газа в заторможенном состоянии на входе в турбину до давления р_вых

.

Адиабатическая скорость

В активной турбине без учёта потерь С_ад = С₁, кинетическая энергия С /2 эквивалентна адиабатическому перепаду тепла в ступени.

Турбины разделяются на:

осевые - направление потока в меридиональном сечении параллельно оси турбины;

радиальные - направление потока в меридиональном сечении перпендикулярно оси турбины.

Бывают центростремительными и центробежными, одноступенчатыми и многоступенчатыми с различной степенью парциальности - когда газ подводится по всей окружности рабочего колеса.

Параметры турбин ТНА

Потребная мощность турбины определяется как сумма потребных мощностей насоса окислителя N_HO, насоса горючего N_НГ и вспомогательных агрегатов N_всп.

Располагаемая мощность турбины

[Вт],
где η_T - КПД турбины;

- расход через турбину.

Степень расширения газа

В открытой схеме π_Т = 15 - 40. Для замкнутых схем π_Т определяется графически.

Рис. 12.2. Определение π_Т для замкнутых схем

Для открытых схем выбор р_вых определяется давлением окружающей среды. р_вых~1,3р_окр.ср. чтобы выход был гарантированно сверхзвуковым. В этом случае возмущения окружающей среды не действуют на турбину.

Для замкнутых схем

р_вых=р_к+Δр, где

Δр~10-15 атм.

Температура газа на входе в турбину Т*_вх определяется работоспособностью лопаток турбины

Т*_вх =800 1200 К.

КПД турбины.

Потери:

- гидравлические потери в сопловом аппарате L_c;

- гидравлические потери в рабочем колесе L_л;

- с выходной скоростью. Имея определённую скорость выхода С₂ с ней теряется кинетическая энергия

- на трение диска и вентиляционные потери за счёт парциальности L_B;

- за счёт утечек газа через уплотнения L_УТ;

- механические потери L_M .

Внутренний КПД

где L_i - внутренняя работа.

L_e = L_i - L_M - эффективная работа турбины.

механический КПД.

Для открытых схем η_Т=0.3-0.7.

Для замкнутых схем η~0.5.

0.1-0.3 – для открытых схем;

0.4-0.6 – для замкнутых схем.

n_T=n_нас.

Высота рабочих лопаток колеса турбины

D₁=D_T-2h_Л.

Шаг лопаток по D₁; t=7-9 мм.

Ширина лопаток