15. Типы рабочих колёс турбодетандера. Уравнение сохранения энергии для рабочего колеса с выходным диффузором турбодетандера.

Типы рабочих колёс турбодетандера.

Рабочие колёса турбомашин различают по нескольким признакам конструктивного характера: 1) радиальные или радиально-осевые; 2) односторонние (большинство случаев) и двусторонние в зависимости от количества входов (выходов) в колесо (двусторонние закрытые или открытые применяются при больших расходах газа); 3) закрытые (с покрывными дисками), полуоткрытые (односторонние без покрывных дисков) и открытые (двухсторонние без покрывных дисков). Схемы колёс радиального и радиального с осевой частью:

Кроме того, колёса могут быть уравновешенными от осевого усилия, которое возникает как разность сил, действующих на основной и покрывной диски. Для уравновешивания одностороннего закрытого колеса турбодетандера на выступе основного диска располагают второе лабиринтное уплотнение и, кроме того, делают сквозные отверстия, соединяющие воронку колеса с областью за основным диском (а). Двухстороннее колесо естественно, относится к уравновешенным от осевых усилий (б):

Уравнение сохранения энергии для рабочего колеса с выходным диффузором турбодетандера.

Рассмотрим уравнение энергии для участка 1-к, включающего рабочее колесо и отводное устройство (выходной диффузор), относя все потери, кроме гидравлических потерь в колесе , к участку 2-к.

Условия применения общего уравнения энергии к данному случаю следующие: сечениям I и II соответствуют сечения «1» и «к», процесс расширения адиабатный, внешняя работа равна , скорость потока в конечном сечении мала. Соответственно: 1) действительный перепад энтальпий на участке 1-к ; 2) изоэнтропный перепад энтальпий в колесе ; 3) гидравлические потери холода в колесе 4) потери холода в отводном устройстве включают выходные потери 5) сумма потерь от внутренних перетечек газа и на трение дисков ; Суммарные потери холода на участке 1-к . Для рассматриваемых условий общее уравнение энергии принимает вид . Это равенство и есть уравнение энергии для рабочего колеса. Из него следует, что в адиабатных условиях изоэнтропный перепад энтальпий на участке от входа в колесо до выходного сечения равен разности внешней работы и кинетической энергии на выходе и соплового аппарата.

Перейдём в уравнении от действительного перепада энтальпий к изоэнтропному перепаду энтальпий в колесе . Используя равенство и заменяя , получаем уравнение энергии для рабочего колеса в следующем виде . Таким образом, изоэнтропный перепад энтальпий в колесе равен сумме технической работы и гидравлических потерь холода в колесе и с выходной скоростью за вычетом кинетической энергии газа на выходе из СА. Дальнейшее преобразование уравнения энергии для колеса турбодетандера и приведение его к безразмерному виду с целью введения основных расчётных параметров и требует предварительного раскрытия потерь холода. Потери холода с выходной скоростью принято считать равными кинетической энергии абсолютной скорости газа на выходе из колеса, т.е. при коэффициенте потерь . Такому определению потери холода соответствует равенство давлений на выходе из колеса и конечного, т.е. условие . Однако следует заметить, что приведённая расчётная формула (с коэффициентом потерь ) не имеет достаточного подтверждения. Есть основания предполагать, что при меридиональном выходе потока, действительно, значение , но вполне вероятно, что при углах , существенно отличных от , коэффициент потерь может быть больше. Гидравлические потери холода в колесе турбодетандера принято определять с помощью скоростного коэффициента рабочего колеса . По аналогии со скоростным коэффициентом для соплового аппарата, его определяют отношением действительной относительной скорости потока на выходе из колеса к изоэнтропной . Потеря холода определяется разностью кинетических энергий в обратимом 1-2s и действительном 1-2 процессах расширения или , где – коэффициент гидравлических потерь в колесе. Иллюстрация для принятых способов определения потерь и .

Скоростной коэффициент рабочего колеса зависит от многих факторов: числа Рейнольдса, числа Маха, угла изгиба лопаток, толщины входных и выходных кромок и др. Влияние всех этих факторов изучено ещё недостаточно, поэтому рекомендации по величине следует рассматривать как требующие уточнения (главным образом для малых машин). Обычно в расчётах принимают: для крупных и средних машин для малых машин. Большие значения относятся к колесам со слабо изогнутыми лопатками, в частности, к лопаткам с . Опыт показывает, что . Поэтому, если сделана достаточно достоверная оценка скоростного коэффициента для СА, то лучше принять . Относительные гидравлические потери в колесе и с выходной скоростью определяются выражениями и .