После сжатия в компрессоре воздух поступает в камеру сгорания, где происходит подвод тепла Q₁ по изобаре 23, в результате чего температура возрастает от Т₂ до T₃. Далее газ поступает в турбину и реактивное сопло, где происходит процесс адиабатического расширения 35 от давления p₃ до давления p₅ при одновременном снижении температуры газа от T₃ до Т₅. Первая часть адиабаты расширения 34 соответствует процессу расширения в турбине, а вторая часть 45 - процессу расширения в реактивном сопле. Эта вторая часть адиабаты расширения занимает в цикле турбореактивного двигателя значительно больший участок, чем в цикле ТВД.

     Давление  газа при выходе из реактивного сопла  р₅ равно атмосферному давлению (как показано на рис. 10) только в случае, если перепад давлений - меньше критического. Если же этот перепад больше критического, то на срезе сопла установится (если сопло, как обычно сделано сужающимся) давление

     

     где - критический перепад давлений. В современных турбореактивных двигателях уже при работе его на месте в реактивном сопле срабатывается перепад давлений, очень близкий к критическому, поэтому в полете давление p₅ больше давления окружающей среды и близко по своей величине к давлению воздуха p₁ в конце входного устройства.

     В курсах теории ВРД показывается, что в случае p₅> тяга двигателя получается почти равной той, которая имела бы место при полном расширении газа в реактивном сопле до давления p₅=p₀. Это объясняется тем, что статическое давление на срезе сопла почти компенсирует недобор тяги, происходящий из-за уменьшения скорости вытекающей струи при p₅> . Поэтому в дальнейшем мы всегда будем считать, что p₅=p₀.

     И, наконец, изобара 50 является условной линией, замыкающей цикл. Если бы в двигателе осуществлялся замкнутый процесс с прохождением одной и той же массы газа, то изобара 50 соответствовала бы охлаждению газа от температуры Г₅, с которой он покидает двигатель, до температуры Т₀ на входе в двигатель. Отнимаемое при этом от 1 кг газа количество тепла

     Q= с_р (T₅-T₀)

     где с_р - теплоемкость газа при постоянном давлении) соответствует потере тепла с выхлопными газами и обусловливает при заданной величине подведенного тепла значение термического КПД цикла

     

/6/

 

5. Работа газа  на лопатках турбины. Уравнение  Эйлера.

 

     Работа  турбины обусловливается изменением количества движения при течении газа через колесо. Согласно второму закону Ньютона, разность количеств движения равняется импульсу движущей силы. Проектируя векторы скоростей с₁, с₂ и силу воздействия газа на лопатки Р на направление вращения, будем иметь

     

     где - расход газа за время t.

     Обозначив секундный расход газа через  , получим

     

     Секундная работа, равная произведению силы на скорость, выразится следующим образом:

     

     Обозначив работу, получаемую от 1 кг газа, через получим формулу Эйлера

     

     т. е. работа 1 кг газа на окружности колеса равна произведению окружной скорости вращения на алгебраическую разность окружных составляющих абсолютных скоростей, деленному на земное ускорение.

     Работа  на валу турбины будет меньше из-за перетекания газа через радиальный зазор между колесом и корпусом турбины, трения газа о колесо и механических потерь в подшипниках турбины. Таким образом, величина представляет собой работу на венце турбины, не имеющей радиального зазора.

     Имея  в виду, что

     

     где - угловая скорость вращения,

     

     где Г₁ и Г₂ - циркуляции абсолютных скоростей до и после колеса.

     Так как  есть угол между направлением с₁ и положительным направлением u, - между направлением с₂ и отрицательным направлением u, то алгебраическая разность величин, фактически является арифметической суммой соответствующих членов.

     Для рассматриваемого случая постоянства  циркуляции скорости вдоль данного радиуса пропорциональна разности циркуляции до и после колеса, следует, что работа на окружности колеса не зависит от радиуса (в действительности некоторые отклонения от этого закона будут, конечно, иметь место) /3/.

     Рассмотрим  процесс, происходящий в решетке  турбины, на примере СА. Для этого  изобразим схему расширения газа в СА в i-s-диаграмме (рис. 1.1).

     Согласно  уравнению энергии, в случае изоэнтропического  процесса потенциальная энергия  сжатого и нагретого газа превращается в СА в кинетическую энергию, т.е. i₀^*-i_1s=c_1s²/2, откуда следует (здесь - удельная изоэнтропическая работа расширения газа в СА).

     Величина  L_sСА может быть найдена по известным термодинамическим параметрам ступени через изоэнтропическую работу расширения газа во всей ступени L_sСТ и степень реактивности r_ст следующим образом:

     

.

     Действительная  скорость истечения газа из СА c₁ меньше изоэнтропической из-за наличия потерь энергии L_r(СА). Последние представляют собой разность между гидравлическими потерями в СА и дополнительной работой объемного расширения (работа вызвана подводом к потоку тепла в результате трения).

     В расчеётной практике скорость c₁ определяют из соотношения:

     c₁ = j_СА c_1s,

     где j_СА - коэффициент скорости СА.

     В современных осевых турбинах j_СА обычно находится в интервале 0,96...0,98.

     Коэффициент скорости j_СА косвенно характеризует уровень потерь энергии в СА ступени ОТ. Скорость c₁ может быть найдена также с помощью коэффициента потерь энергии z_СА, который принято определять отношением:

     

.

     Из  схемы расширения газа на рис. 1.1 следует:

     

,

     откуда  вытекает связь между j_СА и z_СА:

     

.

     Из  этого соотношения легко найти  формулу для определения профильных потерь в натурном или численном эксперименте:

     

,

     где приведенные скорости l₁ и l_1S определяются по газодинамическим функциям и соответственно.

     Из-за потерь энергии L_rСА в СА происходит снижение полного давления, т.е. p₁^*<p₀^*. Для оценки его снижения в теории газовых турбин вводят понятие коэффициента сохранения полного давления

     s_СА = p₁^*/p₀^*.

     Величина s_СА находится в пределах 0,96... 0,995 [2].

     

     Рисунок 11 - i-s - диаграмма процесса расширения рабочего тела в СА.

 

6. Конструкции дисков  турбин и способы их соединения  с валом

 

     В ряде конструкций по некоторым причинам (размеры поковки, станков, печей  и другого оборудования на заводе) максимальный диаметр необлопаченного  ротора ограничен и выполнение ротора с одной ступенью, имеющей диаметр, заметно превышающий корневые диаметры остальных ступеней, может быть нерациональным или даже невозможным. Это касается в первую очередь регулирующей ступени, хотя увеличение диаметра этой ступени, особенно в турбинах с большим начальным объемным пропуском пара, может оказаться целесообразным для сокращения числа ступеней и повышения устойчивости КПД турбины при переменном режиме.

     Конструктивно ротор может быть выполнен с насадными дисками (рис. 12), цельнокованым (рис. 13), сварным (рис. 14) и сварно-кованым, также смешанного типа - цельнокованым в первых ступенях с последующими насадными дисками (рис. 15). При той же длине (расстоянии между подшипниками) оказываются более жесткими. Кроме того, как правило, конструкция насадного диска с широкими втулками удлиняет ротор.

     

     Рисунок 12 - Ротор с насадными дисками 

     Рисунок 13 – Ротор с цельноковаными дисками.

     

     Рисунок 14 – Ротор со сварным и дисками.

     

     Рисунок 15 – Ротор со с сварно-кованым и дисками.

     

     Рисунок 16 – Барабанная конструкция диска

     В дисках, насаженных на вал, отмеченные выше увеличенные напряжения в месте посадки и особенно концентрация напряжений в шпоночных пазах стимулируют коррозионное растрескивание материала в тех элементах турбины, которые находятся в зоне, где процесс расширения пара происходит вблизи линии насыщения. Это может относиться к ступеням низкого давления, а в некоторых турбинах и к последним ступеням части среднего давления. Высокие расчетные напряжения в насадных дисках могут потребовать сталей с повышенными пределами текучести, что также неблагоприятно сказывается при проявлении коррозионных эффектов.

     Указанных недостатков нет у цельнокованого ротора. Однако размеры поковки такого ротора ограничены, его обработка более сложна и длительна. Цельнокованые роторы выполняются в ЦВД и ЦСД турбин высоких параметров пара, а также в ЦВД мощных турбин насыщенного пара (см. рис. 17) и некоторых других турбинах.

     

     Рисунок 17 - Цельнокованые роторы в ЦВД и ЦСД турбин высоких параметров пара. 

     Для проверки качества крупной поковки, используемой для цельнокованых  роторов паровых турбин, обычно ротор  рассверливается по оси, что приводит к повышению напряжений в нем  примерно вдвое по сравнению с  цельным, несверленым ротором. Такое  увеличение напряжений сказывается на возможности использования его для цилиндров низкого давления вследствие значительных центробежных сил от длинных последних лопаток и обычно несколько увеличенного диаметра поковки ротора ЦНД. В связи с этим в паровой турбине К-1200-23,5 ЛМЗ, в цилиндрах низкого давления турбин насыщенного пара ХТЗ применены рассматриваемые ниже сварные и сварно-кованые роторы. Однако для ЦНД турбины К-1000-5,9/50 ЛМЗ впервые в практике мирового парогурбо-строения удалось создать цельнокованый ротор без центрального сверления.

     Барабанные  роторы, роторы среднего давления и  роторы ЦВД тихоходных турбин часто  выполняют сварно-коваными. В этом случае размеры поковки уменьшаются.