Эксперименты показывают, что к. п. д. ступени с длинными лопатками, имеющими бандажные полки и лабиринтные уплотнения, увеличивается примерно на 2—3%. Кроме того, эпюры параметров потока за ступенью в периферийной части лопаток получаются более равномерными. Применение бандажных полок без лабиринтного уплотнения снижает прирост к.п. д. ступени примерно вдвое. В целом, использование бандажных полок с уплотнением весьма целесообразно как для борьбы с низкочастотными колебаниями лопаток, так и для повышения к. п. д. ступени. Потери на трение диска турбины могут в принципе определяться по уравнению (6.43).

В ряде отечественных и зарубежных работ [9], [57] отмечается, что в турбинах с постоянной по радиусу плотностью тока степень реактивности по радиусу изменяется медленнее, чем в турбинах с постоянной по радйусу циркуляцией. Осевая скорость изменяется по радиусу несущественно. , В принципе такой ^акон профилирования лопаток позволяет избегать радиальных перетеканий, которые существуют неизбежно в лопатках всех рассмотренных выше типов в основном вследствие влияния сжимаемости. Устранение радиальных перетеканий дает основание ожидать некоторого повышения к. п. д. ступени, но практически этот выигрыш невелик. Лопатки такого типа в авиационной технике применения пока не получили.

В этом характерное отличие турбинных лопаток от компрессорных, в которых возможно было рассматривать лопатки с_ показателем т= —1,0 (постоянная степень реактивности) даже при. При этом изменение осевых скоростей по радиусу за колесом было более неравномерным, чем до колеса. Причиной этих различий является то, что Ят и существенно больше Hth и Кроме того, знаки перед третьим членом в уравнениях (7.55) и (7.56) для (перед колесом) такие же, какие в компрессорных лопатках были для отношения C2a/c2acP, т. е. после колеса. Уменьшение Ятмср до 1,2 и увеличение qt.cp до 0,4 делает поле осевых скоростей на входе в рабочую лопатку более равномерным. Поэтому для ступени турбины с малым значением целесообразно принимать коэффициент нагрузки равным 1,2—1,1. Существенно уменьшается неравномерность осевых скоростей перед колесом при увеличении относительного диаметра втулки, что видно из графика рис. 7.48, построенного для dT = 0,6 при и рт.ср = 0,35.

В случае «а» реализуется закон постоянства циркуляции по радиусу, а в случае «б» — переменная по радиусу работа и, в частности, когда т= —1,0, работа будет изменяться пропорционально квадрату радиуса а вращение потока до и после рабочего колеса будет происходить по закону твердого тела. Если тф\,0, но #TU = const, то произведения cUlrm и c2urm не будут постоянными по радиусу, и рассмотрение порознь циркуляции на входе и выходе затруднительно. Поэтому выражение различных законов циркуляции через сит [см. уравнение (7.46)], а не отдельно через  удобно, так как упрощает определение степени реактивности и осевых скоростей до и после колеса.

До недавнего времени этот параметр принимался равным 3—4. В настоящее время такие значения реализуются только в первых ступенях, а в последних с целью уменьшения массы величину h/bcp = h доводят до 6—7, если это допускают напряжения и не снижается к. п. д. из-за уменьшения чисел Re. Число лопаток прямо пропорционально параметру h/b = h, что видно из уравнения Применение больших удлинений при больших значениях Dcp/h, что свойственно первым ступеням многоступенчатых турбин, приводило бы к конструктивно неприемлемому числу лопаток. По этой причине в первых ступенях удлинения меньше. В лопатках с большим удлинением и малыми значениями Dcv/h растут напряжения изгиба и они склонны к вибрациям из-за их меньшей жесткости.

Величины Dcp/h и dT имеют наименьшее значение в последних ступенях многоступенчатых турбин, в которых высота лопатки из-за пониженной плотности газа возрастает. В этих ступенях турбовинтовых и двухконтурных_двигателей значение Dcp/h может доходить до трех, чему соответствует <2Т = 0,5. Т*акие значения Dcv/h и dT следует считать минимальными, так как даже при их реализации возникают значительные трудности, связанные с профилированием лопаток, а также с прочностью их и диска. В турбинах ТРД степень понижения давления меньше, чем в ТВД и ТРДД, а величина Dcp/h (и dr) в последних_ступенях выше указанных минимальных значений и составляет 4—6 (йт~0,6-т-0,75). В первых ступенях турбин ТРД значения Dcp/h достигают 8—10, а в ТРДД—15—20 и выше.

Уменьшение потерь в этом случае является следствием того, что при малых и больших Hi и ступени работают при больших углах поворота потока и малых значениях. Коэффициенты заметно возрастают в случае увеличения с2/с*д из-за уменьшения угла поворота потока. Термодинамически эти процессы объясняются тем, что при сохранении постоянной работы турбины рост выходной скорости всегда будет увеличивать теплоперепад по статическим параметрам. Однако теплоперепад по заторможенным параметрам при повышенной выходной скорости Может оказаться больше или меньше исходного в зависимости от того, как протекает процесс в турбине при увеличении скорости. Так, например, на рис. 7.43 процесс 0*—2', соответствующий большей скорости на выходе, протекает с меньшими потерями, чем исходный процесс О*—2. В результате, при Ят„ = const адиабатическая работа расширения по параметрам торможения в этом процессе меньше и, следовательно, к. п. д. r)T» выше г\та .

Из этого соотношения следует, что при прочих равных условиях работа турбины прямо пропорциональна температуре газа перед турбиной. Поэтому проблема повышения температуры газа перед турбиной является одной из наиболее актуальных проблем современного турбостроения. Главная трудность на пути повышения температуры связана с обеспечением необходимой жаропрочности материалов в течение длительного срока службы. Как показано ниже, современные жаропрочные сплавы могут лишь частично решать эту задачу, и поэтому применяется охлаждение лопаток и дисков турбины.

Результаты расчетов по формуле (7. 28) приведены на рис. 7. 33, откуда видно, что зависимость Н^ u=/(Qt) при зафиксированных значениях угла а2 и с2а является линейной и коэффициент нагрузки Нт и имеет наибольшее значение при qt=0. Можно и при ет>0 иметь значения Ни и такие же, как и при qt = 0, если принять большие значения с2а и меньшие углы аг, т. е. более высокие с2и. Однако это вызывает при выбранной окружной скорости рост приведенных скоростей Хг» и К2 на выходе из рабочего колеса. С этим же связано увеличение Я"т и, если уменьшать аг при любой зафиксированной степени реактивности, а также С2а И U. С другой стороны,уменьшение степени реактивности, давая возможность иметь большие #т „, приводит к росту и %\w.

Интересным экспериментальным приемом является «взвешивание» пакета лопаток (или одной из них), т. е. определение составляющих аэродинамической силы на аэродинамических весах. Такой способ применен, например, в исследованиях, проводимых в МЭИ [11]. Существенным недостатком описанной выше установки является то, что полное давление на входе в решетку всегда равно атмосферному, что ограничивает диапазон чисел Re, достижимых при продувках на этой установке. Несвободны от этого недостатка и установки, работающие на нагнетание, хотя повышенные значения плотности на входе определяют и повышенные значения чисел Re. Более удачной является установка МАИ с замкнутым контуром (рис. 7.32). В герметизированном корпусе 1 размещен центробежный компрессор 2, приводимый во вращение электродвигателем 4. Циркулируя в замкнутом контуре, рабочее тело попадает в рабочую часть с направляющими створками 9 и, продувая испытуемую решетку 10, снова поступает на вход в компрессор. В контуре предусмотрен холодильник 6 для отвода тепла, выделяющегося при сжатии и течении газа. Испытуемая решетка может поворачиваться, а направляющие створки перемещаться в двух направлениях. Это дает возможность испытывать пакеты лопаток разных размеров при различных углах атаки.