Турбины

Турбины (реже — тюрбины), см. двигатели, XVIII, 30 сл.

I. Водяные турбины являются наиболее распространенным типом водяных двигателей (см. двигатели, XVIII, 31/32, прил. 55'/68'). Извлечение из воды энергии основано в них на предварительном преобразовании последней в кинетическую с тем, чтобы затем — путем изменения величины и направления скорости воды — получать давление на специальные криволинейные поверхности и создавать этим момент (см.), вращающий эти поверхности вокруг некоторой оси, и соответствующую этому моменту работу.

1. Прототипом этого рода двигателем необходимо считать известное в глубокой древности подливное колесо (см. XVIII, 61'/65', фиг. 6, 7, 10, 11, 12). В отличие от водяных колес нормальных конструкций, в нем вода совершенно не работает своим весом, а только лишь давлением, производимым на лопатки путем изменения направления скорости входящей на них струи потока. К этому же типу необходимо отнести и весьма древний тип колес, в которых большая скорость воды создается искусственно путем специального лотка с большим уклоном (тип весьма распространенный и поныне в гористых местностях Кавказа).

Фиг. 1.

Первые попытки решить вопрос об использовании кинетической энергии воды более совершенным образом необходимо отнести к 1750 г., когда Сегнер (Segner) в Геттингене предложил конструкцию реактивного колеса, носящего его имя (фиг. 1; см. сегнерово колесо). Эта конструкция была подсказана незадолго до этого теоретическими исследованиями в области гидравлики математика Даниила Бернулли в 1730 г., в его труде «Hydrodynamica», но не получила, однако, практического применения, дав все же толчок для дальнейших теоретических исследований т. н. реактивного действия воды. Они получили свое завершение в трудах Эйлера в 1751 и 1754 гг., который дал измененную и усовершенствованную конструкцию реактивного колеса (фиг. 2), замечательную тем, что в ней вода перед входом на вращающиеся поверхности (ковши) проходит через неподвижные трубки, придающие ей теоретически наивыгоднейшее направление и скорость; этим был создан имеющий весьма важное в конструкции турбин значение направляющий аппарат.

Фиг. 2.

Истинным творцом турбины, напоминающей по конструкции современные ее типы, является французский инженер Фурнейрон (Fourneyron). Его изобретение было подготовлено предшествующими теоретическими исследованиями и было премировано на конкурсе, объявленном Парижским обществом содействия народной промышленности на предмет постройки водяного двигателя, достаточно мощного и удовлетворительно работающего на практике. 1827 г., когда была установлена первая подобная турбина на металлургическом заводе в городе Ду (Франция), необходимо считать началом развития водяных турбин. К тому же времени необходимо отнести и данное новому водяному двигателю название. Турбина  Фурнейрона принадлежит к типу т. н. радиальных турбин с внутренним подводом воды (см. фиг. 3), в которых вода проходит через рабочее колесо в плоскости перпендикулярной к оси вращения, и выходит на наружном обводе колеса. Турбина  Фурнейрона впервые доказала возможность достаточно совершенной регулировки мощности при помощи осевого перемещения особых задвижек перед входом воды в рабочее колесо. Уже в 1837 г. такими турбинами был использован напор до 110 м при мощности в 60 лошадиных сил.

Фиг. 3.

В 1837 г. появилась впервые аксиальная турбина, т. е. турбина с движением воды в осевом направлении, изобретенная кассельским механиком Генелем (Haenel; фиг. 4). Эта турбина больше известна под именем турбины Жонвалл (Jonval), мюльгаузенского механика, введшего в ней некоторые усовершенствования. Генелем впервые была применена всасывающая труба (фиг. 4), благодаря которой без особых потерь напора рабочее колесо могло быть установлено выше нижнего уровня. Это ценное качество, делавшее работу турбины независимой от колебаний этого уровня, оказало значительное влияние на ее распространение, особенно при малых напорах, несмотря на меньшее совершенство регулирования мощности, которое достигалось не плавно, но скачками, с помощью прикрывания большей или меньшей части каналов направляющего аппарата. Одновременно с этим, благодаря теоретическим исследованиям главным образом Понселе (Poncelet), было усовершенствовано подливное колесо, и сделаны были попытки его установки на вертикальном валу для работы под действием горизонтальной изолированной струи, чем была установлена возможность работы воды в радиальном направлении, по направлению от периферии к центру колеса; вскоре эта идея, была осуществлена на практике в 1841 г. Цуппингером (Zuppinger) в Цюрихе в его тангенциальном колесе (фиг.  6), имевшем некоторое распространение благодаря удобству регулирования. В 1851 г. Жирар (Girard) окончательно установил в своей турбине принцип активного действия, применявшийся и до него Понселе, Цуппингером и другими, т. е. принцип конструирования лопаток рабочего колеса таким образом, чтобы в них на всем пути воды давление оставалось одинаковым и равным атмосферному. Это повело к большим удобствам регулирования и возможности более свободного прикрывания отдельных каналов колеса. Принцип Жирара применен был как к аксиальным, так и к радиальным турбинам. Кроме перечисленных типов, в свое время было предложено и находилось в употреблении много аналогичных им, ныне совершенно исчезнувших, как, например, турбина Кнаппа, шотландская, Швам-Круга и др.

Фиг. 4.

В 1844 г. профессор в Карлсруэ Редтенбахер (Redtenbacher) в своей книге «Теория и устройство турбин и вентиляторов» свел в одну теорию все исследования о турбинах, как свои собственные, так и бывшие до него, и создал научную классификацию появившихся типов; причем им было отведено место и для радиальной турбины с внешним подводом воды, осуществленной до этого лишь отчасти в колесе Понселе и Цуппингера, и предложена идея ее конструкции. Это предложение в Европе осталось незамеченным, но было осуществлено вполне независимо в Америке в 1838 г. Самуилом Гаудом  (Samuel Howd) в штате Нью-Йорк и затем вскоре усовершенствовано Френсисом (Francis; см. фиг. 6). Предложенная как первым, так и вторым, турбина создавала движение воды исключительно в плоскости, перпендикулярной к оси, без изменения его в аксиальное перед выходом из колеса, что является столь характерным для современных типов. Подобное отклонение впервые было предложено также в Америке механиком Свейном (Swain). Несмотря на это, за современной турбиной укоренилось все же название турбины Френсиса. Весьма важное усовершенствование ее было внесено в Европе профессором Финком (Fink), предложивший производить регулирование мощности при посредстве поворота лопаток направляющего аппарата около оси, параллельной оси вращения турбины. Преимущества турбины Френсиса с регулированием Финка было весьма быстро оценено как в Америке, так и в Европе, и этот тип в течение сравнительно немногих лет вытеснил окончательно все остальные типы при низких и средних напорах; распространение турбины, получившей название Френсиса, стало проявляться особенно сильно, когда электротехника перешла к соединению на одном валу с турбиной генератора электрической энергии (см. гидротехнические сооружения, XIV, прил. к 519/20), потребовавшему особенно совершенного регулирования и большого числа оборотов, недостижимых в прочих типах. В последние годы (примерно 1915-1920) стремление к большему числу оборотов привело к новым усовершенствованиям турбины Френсиса и к некоторым коренным в ней изменениям, приведшим в результате к новым типам, названным по имени их изобретателей: Каплана (Kaplan, профессор в Брюнне), Наглера (Nagler, Америка), Лавачека (Lawacek, Прага) и некоторых других. Для больших напоров стало с успехом применяться и вытеснять остальные типы колесо Пельтона, изобретенное в 1880 г. в С.-Франциско инженером Пельтоном (Pelton); оно представляет собой видоизменение тангенциальной турбины; его преимущества выразились, подобно турбине Френсиса, в большей простоте и точности регулирования.

Фиг. 5.

Фиг. 6.

Фиг. 7.

Фиг. 8.

2. Современная турбина Френсиса состоит из нижеследующих основных частей (фиг. 7 и 8). Подводящие сооружения, открытый канал или закрытая труба, в зависимости от располагаемого напора, направляют воду в турбинную камеру, служащую для улучшения входа воды в собственно турбину. Внимательное изучение — на практике и в теории — действия камер показало, что правильная их конструкция может оказать значительное влияние на действие самой турбины, благодаря чему ее следует считать неотъемлемой ее частью; наилучшим очертанием турбинной камеры необходимо признать спиральное (фиг. 8 и 9) — благодаря чему в ответственных случаях к нему и прибегают, конструируя камеру из бетона или из металла, в зависимости от тех давлений, с какими приходятся иметь дело: при установках незначительной мощности, особенно при небольших напорах и соответственно малых скоростях, довольствуются выполнением турбинной камеры в виде простого ящика, каменного, деревянного, бетонного и т. п. (фиг. 10, 11); спиральное очертание заменяется часто цилиндрическим при сдвоенной установке в закрытой трубе (фиг.12). Из турбинной камеры вода входит в направляющий аппарат, состоящий из ряда лопаток, поставленных под углом к ободу на осях, параллельных оси вращения турбины; путем поворота этих лопаток от специально регулирующего механизма (фиг. 7, 9) достигается больший или меньший их наклон к цилиндрической поверхности выхода воды из направляющего аппарата и соответственно большее или меньшее их раскрытие, имеющее следствием вступление большего или меньшего секундного количества воды в турбине. Из направляющего аппарата вода в надлежащем направлении и с надлежащей скоростью вступает в рабочее колесо, состоящее из ряда лопаток (фиг. 13); сложная форма поверхности последних дает возможность надлежащего отклонения струи и плавного ее перевода из направления, приданного ей при входе, в направление, параллельное оси в точках выхода; благодаря подобному отклонению, струя оказывает давление на лопатки, развивая вращающий колесо момент, создающий соответственную работу. Из рабочего колеса вода вступает во всасывающую трубу, отводящую воду на нижний уровень и позволяющую устанавливать турбину на некоторой высоте над последним без потери энергии благодаря развивающемуся в трубе разрежению; расширение всасывающей трубы к выходу дает, кроме того, возможность уменьшать размеры рабочего колеса при большом выходном сечении всасывающей трубы, а, следовательно, при малых потерях энергии в уходящей воде; малые размеры рабочего колеса являются ценным качеством, широко используемым в случае необходимости развить большое число оборотов; практика и теория всасывающей трубы показали весьма большое значение ее для правильного действия турбины; всасывающая труба в зависимости от местных условий делается с прямой осью или с изогнутой, с переходом в горизонтальное направление, изготовляется из металла (литая чугунная, клепаная железная) или из бетона, последнее чаще; ввиду большого значения всасывающей трубы, не прекращаются попытки ее дальнейшего усовершенствования. В новейших турбинах Каплан (1913) и другие изобретатели стремились развить возможно большее число оборотов, для   чего было подвергнуто теоретическому изучению — на основании новых предположений и математических приемов — движение воды в турбинной камере, рабочем колесе и всасывающей трубе; в результате турбина Каплана и ее аналоги оставляют вход воды в рабочее колесо через направляющий аппарат, тождественный с направляющим аппаратом турбины Френсиса, чем сохраняются все удобства регулирования; рабочее колесо имеет вход воды осевой, в некоторых типах — близкий к осевому (фиг. 14); характерным для новейших быстроходных типов является очень незначительное число лопаток и отсутствие связи между их концами в виде обычного наружного обода, — подобный тип рабочего колеса получил название пропеллерного. Каплан, кроме того, в своем типе предложил поворот лопаток рабочего колеса от специального автоматического приспособления, действующего в контакте с приспособлением поворота лопаток направляющего аппарата, — этим достигается лучшее использование энергии воды при мощностях, отличающихся от нормальной.

Фиг. 9.

Фиг. 10.

Фиг. 11.

Фиг. 12.

Фиг. 13.

Фиг. 14.

Турбины  в первых их установках имели вертикальный вал, что было необходимо для правильного действия всасывающей трубы; в турбинах активных, не требовавших установки последней, вал мог быть горизонтальным, что создавало большую простоту и надежность действия его опорных приспособлений; вертикальный вид требовал устройства пят специальной конструкции (пята Фонтеня), которые располагались выше уровня воды и к которым подвешивался полый вал с надетым на нем рабочим колесом; недоступность подобной пяты во время действия турбины вызвала появление кольцевой пяты; усовершенствование всасывающей трубы дало возможность искривления ее оси, что позволило вал турбины располагать горизонтально, направляя в то же время конец всасывающей трубы вертикально (фиг. 11, 12). Это дало возможность перейти к горизонтальным установкам почти повсеместно, как в единичных, так и в кратных турбинах, насаживаемых на один вал. Однако, практика выяснила, что при больших мощностях горизонтальные установки турбин, особенно кратных, требуют значительно больше места, а потому обходятся дороже вертикальных, благодаря чему вертикальные кратные (т. н. этажные) турбины больших мощностей долго не выходили из употребления, несмотря да сложность установки и ремонта. В последнее время, когда наличие быстроходных типов устранило почти совершенно необходимость прибегать к кратным турбинам, с одной стороны, и когда усовершенствование кольцевой пяты уничтожило сложность ухода и ненадежность ее действия, с другой, вертикальная турбина для больших мощностей стала почти единственным применяемым типом, тем более, что и быстроходность лучше достигается, как показывает практика, при вертикальном направлении верхней входной части всасывающей трубы.

Фиг. 15.

Современное колесо Пельтона состоит из рабочего колеса (фиг. 15 и 16) с лопатками, имеющими подобие ковшей; на них действует ударом струя, выходящая из сопла со скоростью, соответствующей всему располагаемому в напорной трубе давлению. Регулировка производится большим или меньшим прикрыванием круглого отверстия сопла, для чего внутри последнего в осевом направлении движется игла с коноидальным наконечником. Как форма ковшей, так и очертание поверхности сопла и его игла потребовали весьма сложных и продолжительных опытов; из них особенно известны опыты американского завода Эбнер Добль (Abner Doble).

Фиг. 16.

Весьма ответственным дополнением к турбинному механизму турбины в узком смысле этого слова является автоматический регулятор числа оборотов, без которого немыслима ни одна более или менее серьезная установка; особенно большие требования к регулированию ставит соединение ее с генератором электрического тока. Так как поворот лопаток турбины Френсиса, равно как и перемещение иглы колеса Пельтона требует значительных усилий и соответственно значительных мощностей при быстром их передвижении из одного положения в другое, то делается необходимым применение вспомогательных двигателей, сервомоторов, приводимых в движение указателем числа оборотов, в большинстве случаев коническим маятником, всякий раз при изменении скорости. Обычно сервомотором служит поршень, передвигаемый давлением масла, нагнетаемого специальным насосом.

Фиг. 17.

Общая схема расположения регулятора следующая (фиг. 17). Конический маятник К в случае изменения числа оборотов действует на рычаг KOL при неподвижной точке О и этим выводит из среднего положения цилиндрический золотник сервомотора, вполне уравновешенный и требующий для своего перемещения минимального усилия. Масло, подаваемое насосом Н и накопляющееся в воздушном колпаке, входит в цилиндр сервомотора и перемещает поршень его в соответствующую сторону, увлекая шток Р, соединенный с регулирующими органами турбин Вместе с перемещением поршня сервомотора перемещается также и стержень DO, благодаря чему неподвижная точка О также перемещается, передвигая одновременно точку L в сторону возвращения золотника в среднее положение и прекращения действия сервомотора. В результате остаются смещенными поршень сервомотора с регулирующими органами турбин, течка О, диск D и конический маятник К; для возвращения его в прежнее положение, для чего требуется также возвращение турбины до прежнего числа оборотов, горизонтальный диск D прижат к вращающемуся постоянно вертикальному диску, который начинает увлекать трением и вращать диск D, коль скоро он вышел из своего нормального положения; при вращении диск D свинчивается или навинчивается на свою ось, изменяя этим расстояния DO и смещая точки О и L с соответственным перемещением золотника; сервомотор вновь несколько передвигается, в результате него точки О и L, диск D и маятник К возвращаются в прежнее положение, возвращая турбину к прежней скорости вращения.

Фиг. 18.

3. Теория турбины развивалась постепенно, параллельно с развитием ее конструкции и накоплением опыта. Требования, предъявленные к водяным двигателям в последнее десятилетие прошлого века, заставили многие заводы Европы и Америки соорудить специальные испытательные лаборатории для изучения работы турбин; они быстро расширили кругозор в деле построения турбин и создали толчок к развитию и осуществлению новых идей; деятельность этих лабораторий приобрела особенно интенсивный и планомерный характер после установления применимости к турбинному механизму закона подобия, давшего возможность судить о действии больших турбин по работе им подобных небольших моделей, испытание которых могло быть произведено сравнительно легко и удобно при напорах и расходах, достижимых в лабораторной обстановке.

Фиг. 19.

Творцами теории турбин необходимо считать лиц, перечисленных выше в историческом очерке; из более новых деятелей в этой области заслуживают упоминания: Брауэр (Brauer), Пфарр (Pfarr), Пражиль (Pràsil), Тома (Thoma), Г. Лоренц (Н. Lorenz), Р. Лоренц, Цейнер (Zeuner), Каплан (Kaplan), Мизес (v. Mises), Банки (Banki), Бауэрсфельд (Bauersfeld).

Законченное развитие получила так называемая одноразмерная теория водных турбин, но в последнее время, при создавшейся возможности более детального изучения движения воды в турбинном механизме, выяснилась ее недостаточность, благодаря чему выдвинута на очередь разработка двухразмерной и трехразмерной теории.

Одноразмерная теория исходит из положения, что все частицы воды обладают одним и тем же запасом энергии при входе в турбину и при выходе из нее и оставляют, таким образом, в ней одно и то же количество энергии; далее предполагается, что траектории отдельных частиц жидкости при прохождении турбины близко одинаковы, в зависимости с чем одинакова и полезная отдача энергии, превращаемой ею в механическую работу. Это позволяет заменить движение всей массы воды через турбину движением одной средней струйки, применяя к нему обычные уравнения гидравлики. Одноразмерная теория учитывает т. н. нормальный ход, соответствующий наименьшим потерям энергии воды в турбине, для чего считают необходимым безударный вход в рабочее колесо и нормальный выход, т. е. вход без резких изменений скорости по величине и по направлению и выход во всасывающую трубу — в направлении ее оси, с целью устранения водоворотных движений в последней. В результате получается ряд следующих основных зависимостей:

Здесь N — число лошадиных сил данной турбины, Q — секундный расход воды в кубических метрах, Н — действительный напор в метрах, т. е. удельное количество энергии, каким располагает установка при входе в турбинную камеру относительно нижнего уровня, γ — вес одного кубического метра воды = 1 000 килограммов,  ε₂ — механический коэффициент полезного действия турбины, учитывающий как гидравлические, так и механические потери (в опорах и т. п.), ε₁ — гидравлический коэффициент полезного действия, учитывающий только гидравлические потери, g — ускорение силы тяжести, u₁ — поступательная скорость (в метрах) рабочего колеса в точке входа в него средней струйки, с — абсолютная скорость вступления средней струйки на рабочее колесо, α — угол наклона лопаток направляющего аппарата, α₁ — угол наклонных лопаток рабочего колеса к окружности.

Фиг. 20

При располагаемом Н для желаемой мощности N вычисляют требующийся расход Q при заданной на основании опытов данной величине ε₂; затем, задаваясь в известных пределах углами α и α₁, отношение  входного и выходного диаметров рабочего колеса, степенью расширения всасывающей трубы, ее длиной и скоростью выхода из нее воды, а, значит, и величиной связанной с ней потери кинетической энергии, определяют основные размеры турбины, после чего приступают к выбору криволинейных поверхностей лопаток направляющего аппарата и рабочего колеса с тем, чтобы они, удовлетворяя основным размерам, давали возможную плавность течения воды с минимальными вредными потерями энергии. Правильное сочетание размеров достигается только путем продолжительного опыта.

Закон подобия в применении к турбинам приводит к независимости коэффициентов ε, от размеров последней и от напора Н, благодаря чему получается нижеследующая зависимость числа оборотов от мощности турбин N и напора H:

величина  φ носит название коэффициента быстроходности, или удельного числа оборотов (в иностранной литературе обозначаемого буквой n_s); она весьма ярко характеризует некоторый определенный тип турбины, могущий быть повторяемым в различных подобных друг другу размерах различной мощности и работающих при различных напорах. Нетрудно видеть, что величина φ есть не что иное, как число оборотов турбины данного типа таких размеров, которые при одном метре напора дают одну лошадиную силу мощности. Из сопоставления основных зависимостей турбины с выражением для φ легко придти к заключению, что увеличения числа оборотов при данном напоре, возможно, достигнуть увеличением φ и уменьшением мощности. Опытами установлена возможность получения в турбине Френсиса значений для φ в пределах от 70 (низший предел, тихоходный тип) до 550 (сверхбыстроходный тип); для турбин Каплана и аналогов — до 800—1 000 и более.

Вообще говоря, большие значения для φ получаются уменьшением входного диаметра рабочего колеса по отношению к выходному, увеличением отношения площади входного сечения всасывающей трубы и площади выходного, увеличением угла α, уменьшением угла α₁, сокращением числа лопаток и возможно полным устранением вредных потерь энергии. Увеличения n возможно достичь также уменьшением мощности отдельного рабочего колеса, что приводит к необходимости ставить кратные турбины на одном валу (фиг. 11).

Коэффициент ε₂ для хорошо выполненных конструкций лежит в пределах 0,80—0,85, но для больших единиц может доходить до 0,90 и даже выше. Коэффициент ε₁ — больше ε₂на 0,2—0,3. Встречающаяся на практике в выполненных установках наибольшая мощность одной единицы достигает 50 000 л. с., имея тенденцию к дальнейшему увеличению; так, в проекте установки Днепростроя предвидится мощность отдельных единиц в 80 000 л. с.

Одноразмерная теория не дает определенных зависимостей для ненормального режима турбины, т. е. для работы турбины при измененном против нормального числа оборотов или измененной мощности (соответственно Q). Разыскивание устанавливающихся при этом зависимостей между изменяющимися n, N, ε₂, Q производится путем опытов, в результате которых получаются т. н. характеристики. Главные характеристики дают зависимости при переменном n и постоянном открытии, т. е. постоянном положении лопаток направляющего аппарата (фиг. 18); рабочие характеристики дают зависимость при переменном открытии (или переменной мощности) и постоянном n (фиг. 19); универсальные характеристики стремятся совместить все данные на одном чертеже (фиг. 20). По данным характеристики получают наглядную картину свойств турбины. Чем больше абсолютно и чем меньше и медленнее он падает при изменении открытия или мощности, тем ценнее качества данного типа.

Трехразмерная теория стремится определить движение каждой отдельной струйки; двухразмерная ставит себе ту же задачу, но вводит недостаточно правильное предположение, что вследствие полной симметрии турбинного механизма существует также и симметрия отдельных струек и что она не нарушается конечным числом лопаток.

Обе теории пользуются уравнениями гидродинамики, которые позволяют довести задачу до конца лишь в частных случаях при ряде упрощающих предположений, из которых главные состоят, во-первых, в пренебрежении вязкостью воды и всеми связанными с этим потерями энергии (в последнее время делаются попытки ввести в расчет и вязкость), и, во-вторых, в допущении, что движение совершается не только без водоворотов, понимаемых в физическом смысле, но и без вихрей (за исключением вихря   с осью параллельной оси турбины); в гидравлическом значении этого олова; в связи с этим теория дает картину некоторого идеального движения, не вполне согласующуюся с реальным; независимо от этого она не может почитаться доведенной до конца. Тем не менее, некоторые указываемые ею положения дают толчок к экспериментальным исследованиям по новым путям и к новым усовершенствованиям. Создателями новой теории необходимо, по-видимому, считать цюрихского профессора Пражиля и профессора Лоренца. В последнее время созданный тип рабочего колеса, напоминающего пропеллер, дает возможность успешно применить к нему выводы аэродинамической теории построения крыльев и пропеллеров (см.) аэропланов.

Теория колеса Пельтона весьма проста и основана всецело на теории удара изолированной струи о криволинейную поверхность. Она дает возможность установить зависимость мощности колеса от располагаемого напора и соответствующей ему скорости истечения из сопла, а также условия наивыгоднейшего действия и числа оборотов колеса. Коэффициент положительного действия колеса достигает 0,90 и более. При уменьшении мощности регулированием коэффициент падает весьма медленно, чем выгодно отличается колесо Пельтона среди остальных типов водяных двигателей. Коэффициент быстроходности обычно ниже 16 и не превышает 20. Его увеличение возможно притом не более как до 32, применением двух сопел и сдваиванием на одном валу колеса, что не считается все же удобным, особенно в крупных установках.

Литература: И. Т. Есьман, «Водяные двигатели», 1918, П.; А. И. Астров, «Водяные турбины», 1907, М.; В. Н. Пинегин, «Гидравлические двигатели», 1928, Одесса; Бовин, «Новейшие быстроходные турбины и установки с ними», 1925, М.; К. Camerer, «Vorlesungen über Wasserkraftmaschinen», 1924, Leipzig; Daugherty R. L., «Hydraulic Turbines», 1924, New-York; Escher-Dubs, «Die Theorie der Wasserturbinen», 1924, Berlin; V. Kapan, «Bau rationeller Francisturbinenlaufräder», 1908, Berlin; Н. Lorenz, «Neue Theorie und Berechnung der Kreiselräder», 1911, Berlin; R. Mises, «Theorie der  Wasserräder»,1908, Leipzig; А. Pfarr, «Die Turbinen für Wasserkraftbetrieb», 1912, Berlin; Rateau А., Eydoux D., Gariel М., «Turbines hydrauliques», 1926, Paris; K. Thomann, «Die Wasserturbinen und Turbinenpumpen», 1922, Stuttgart; «Wasserkraft-Jahrbuch», 1924, 1925, 1926, München.

И. Есьман.

II. Паровые турбины, см. паровые машины, XXXI, 275, 287/94, 296; см. также судостроение, XLI, ч. 5, 354/59, 384/88.

III. Газовые турбины. Газовая турбина, или турбина внутреннего сгорания, является естественным развитием крупных двигателей внутреннего сгорания (см.) в их конкурентной борьбе с паровыми двигателями.

Как показал опыт эксплуатации крупных электростанций, поршневой двигатель внутреннего сгорания не может конкурировать с паровой турбиной выше определенной мощности, несмотря на более высокую термическую экономичность, т. к. коммерческая экономичность его, из-за высоких начальных затрат, подучается ниже, чем у паровой турбины. Газовая турбина — тепловой двигатель, который должен соединить в себе достоинства как паровой турбины, в смысле простоты, надежности и дешевизны конструкции, так и двигателя внутреннего  сгорания в  отношении высокого термического коэффициента полезного действия. Кроме того, газовая турбина, не имея котельной и конденсационной установки, могла бы успешно конкурировать с паровой турбиной даже при равных термических коэффициентах из-за габаритных условий и начальной стоимости. Современные крупные паровые турбины дают термический коэффициент полезного действия (вместе с котельной) около 22—25% (в некоторых случаях даже выше), газовая же турбин Гольцварта дала лишь 14—17% и, кроме того, дает сильное колебание расхода топлива по нагрузке, т. е. при уменьшении нагрузки удельный расход сильно возрастает (значительно сильней, чем в паровой турбине), из-за чего эксплуатационный расход топлива сильно увеличивается. Газовая турбина еще не является промышленным двигателем и не вышла из стадии лабораторных испытаний, и здесь открыто очень широкое поле для конструкторско-научной мысли.

Работа  газовых турбин представляется в следующем виде: в камеру сгорания подается компрессором сжатый воздух и газ (или жидкое распыленное топливо), смесь сгорает или при постоянном давлении (р = const), или при постоянном объеме (v = const), причем давление сгорания в последнем случае поднимается в несколько раз сравнительно с давлением сжатия. Полученные продукты сгорания (сокращенно «абгазы») поступают в сопло, где приобретают большую скорость порядка 1 000—1 300 м/сек. и с этой скоростью поступают на лопатки рабочего колеса аналогично паровым турбинам.

Фиг. 21.

На фиг. 21 представлена газовая турбин профессор Гольцварта (Holzwarth) для жидкого топлива мощностью 300 kw при 3 000 оборотов в минуту. Турбина  работает с v = const; а — камера сгорания, куда через клапан в крышке поступает воздух около 2,5 атмосфер по манометру, форсункой g подается топливо; С — запальные свечи. Абгазы поступают через клапан b к соплу е и отдают кинетическую энергию на колесе d. Колесо выполнено в виде двухступенчатого Кёртиса (т. XXXI, 289). После колеса абгазы с температурой около 450—480°С поступают в «регенератор» h, который представляет собой паровой котел, пар из него идет в паровую турбину, приводящую в движение компрессор К. Компрессорная группа расположена отдельно и делает 5 000 — 6 000 оборотов в минуту. После окончания сгорания и расширения происходит продувка и охлаждение камеры, а также лопаток. Продувочный воздух (1,2 —1,3 атм./abs) подается через клапан f в крышке и через сопло поступает на лопатке.

Ввиду того, что скорость этого воздуха значительно меньше скорости абгазов, на колесе d получается большая вентиляционная потеря. Подобного типа построена и работает на силовой станции завода Thyssen’a (Рур) турбина мощностью 5 000 kw 1 000 об./мин. на газовом топливе. Испытания Г. Гольцварта, произведенные в 1923 г., дали следующие результаты:

Расчетная мощность -  300  kw при 3000 об/мин

Топливо — бензин с удельным весом   0,86  

Подученная мощность    194 kw

Температура камеры   340 — 490°С

Число камер -  6

Температура выхлопа  - 560°С

Число циклов в мин. на 1 камеру -  40

Время сгорания—расширения   0,25 sek.

Термический эффективный коэффициент полезного действия с учетом компрессорной группы - 14,2%.

По проекту Гольцварта построено 5 турбин, начиная с 1908 г.: 1) N = 50 л. с.; n = 3 000 об./мин., 6 камер сгорания по 50 литров каждая; 2) в 1910 г. N = 1 000 л. с., 10 камер по 200 литров; 3) в 1914 г. N =   700 kw, 10 камер по 230 литров, при нагрузке 540 kw дала коэффициент полезного действия 14,6% с учетом компрессорной группы; 4) в 1920 г. N = 5 000 kw, n = 1 000 об./мин., 8 камер по 1 000 литров; б) 1919 г. N =   300 kw, n = 3 000 об./мин. Первые 3 турбины с вертикальным валом, 4-я и 5-я с горизонтальным. Первые четыре на газовом топливе, 5-я — на жидком.

Фиг. 22.

На фиг. 22 дана диаграмма давлений по времени в турбине Гольцварта, результаты испытании которой приведены выше. Полный цикл продолжается 1,5 sek.; сгорание и расширение — 0,25 sek., давление сгорания до 15 атм.

Фиг. 23.

Заслуживает упоминания турбина Жельи (ZséІуі) (испытана в машинной лаборатории при Высшей  технической школе в  Будапеште; фиг. 23). Турбина работает по смешанному циклу (v = const и р = const), больше приближаясь к v = const, и относится к чисто реактивному типу. Через полый неподвижный вал а подается газ и через золотник е попадает во вращающийся барабан b. Барабан радиальными перегородками разделен на 4 камеры сгорания. Из каждой камеры выходит труба d, загнутая назад подобно Сегнерову колесу, h — запальная свеча, g — контакт к этой свече. После вспышки в камере, абгазы вытекают через трубу d и вращают барабан b. За счет инерции газового столба в трубе d и центробежной силы в камере создается разрежение, и через клапан і поступает воздух, а через золотник I — газ, около h происходят вспышки, и цикл повторяется. Испытания были, по-видимому, малоудачными. Неудобство конструкции то, что трубы d при вращении оказывают большое сопротивление, пропорциональное кубу числа оборотов, для лучшего же использования энергии газовой струи надо давать большее число оборотов. Жельи предусматривает постановку обыкновенного активного колеса для использования выходящей скорости из труб d. Суммарный объем четырех камер исполненной турбины составлял около 1 литра, длина труб d — 280 мм, их диаметр 16 мм, число оборотов изменялось от 500 до 1 110. Опытов с нагрузкой не было. Прототипом этой турбины была турбина Караводина (Karavodine, Париж), испытанная в 1903 г. η_i — 2,4%; N = 1,6 л. с. Это — первая газовая турбина, какая была испытана и работала достаточно устойчиво.

Турбины  газовые с постоянным давлением сгорания (р = const) были построены в 1903—04 г. фирмой Société anonyme des Turbomoteurs в Париже по проекту Арманго и Лемаля (Armengaud, Lemale). 1-я турбина типа Лаваля (см. XXXI, 288), диаметр колеса 150 мм, число оборотов 20 000 в минуту, 4 сопла с минимальным диаметром = 8,7 мм, компрессор поршневой. Результаты испытаний следующие: мощность = 25,5 лошадиных сил  без компрессора; топливо — парафин, состав рабочей смеси по весу: воздуха 19; воды 7,7; парафина 1. Расходы парафина 0,67 кг./л. с./час. Температура в камере 1 800°С; температура при входе в сопло 600°С; температура при выходе из турбины 500°С. Термически коэффициент полезного действия бее учета работы компрессора 9,5%, с учетом компрессора — 4%.

2-я турбина — типа Кёртиса (см. XXXI, 269). Диаметр колеса — 950 мм, число оборотов 4 250 в минуту; 33 сопла с d d_min = 10 мм;  турбокомпрессор 3-х корпусный 22 ступени по проекту Рато (Rateau) выполнен фирмой Brown Boveri С-іе. Диск и каждая лопатка охлаждались водой. Абгазы по выходе из камеры сгорания проходили по длинной трубе, где охлаждались вспрыскиванием воды. Термический коэффициент полезного действия без учета компрессора — 5,2%, с учетом — ниже 3%.

Фиг. 24.

На фиг. 24 дана схематическая конструкция камеры сгорания 1-й турбины: через отверстие I входит воздух, Е — камера сгорания, обмурованная карборундом; топливо подходит к форсунке у С, D — колпачок, защищающий платиновую спираль, по которой проходит ток (клемма В) — устройство служит для подогрева топлива; в патрубок F поступает вода и, омывая камеру, выходит через отверстие Н уже в парообразном состоянии и смешивается с абгазами, понижая их температуру; парогазовая смесь поступает в сопло G и на колесо К.

Этими конструкциями и исчерпываются исполненные газовые турбины, как таковые. Имеется большое число выполненных конструкций турбин, работающих на выхлопных газах поршневых двигателей, на них мы остановимся ниже, но эти машины не являются действительно газовыми турбинами, так как рабочее тело (абгазы двигателя) они получают уже готовое. Таким образом, можно говорить лишь о патентных формах и некоторых попытках в разрешении проблемы газовой турбины. Если мы обозначим через:

N_i — мощность в лошадиных силах идеальной турбины;

N_k — мощность в лошадиных силах идеального изотермического компрессора, подающего воздух для данной турбины;

N₀ — мощность в лошадиных силах, затрачиваемая на охлаждение;

В — часовой расход топлива в действительной газовой турбине кг/ч; 

Н_u — теплотворная способность топлива cal./kg;

η_i — относительный кпд турбины, как таковой;

η_k — изотермический кпд компрессора;

η_gi   — термический кпд  газовой турбины, то будем иметь следующее соотношение:

где 632 — тепловой эквивалент одного лошадиного силочаса. Из этого выражения ясно видно влияние всех основных  факторов: необходимо стремиться к увеличению N_t, η_t, η_k и к уменьшению N_k и N₀. Совершенно неправильный взгляд считать охлаждение единственным затруднением, все факторы — N₀, N_k, N_t, η_t, η_k – так  или иначе зависят друг от друга и по  своему влияют на η_gt.

Фиг. 25.

Турбина  Гольцварта дала η_gt = 14%; не зная точно всех факторов, мы можем η_gt представить в виде ряда отношений:

где первая цифра дает в % от N_tη_t в % от В·H_u/631, а вторая (N_k/η_k +N₀) также в %. Допустим, что в η_t в турбине Гольцверта составляет 60%, и пусть вам удалось увеличить его до 75% (т. е. на 25 % сравнительно с 60 % = η_t), тогда для четырех выше написанных отношений получим уже другие, а именно: 18,8; 20; 22,5 и 25% вместо 14%. Мы ничего не меняли, N_k, η_k, и N₀ остались прежними, и видим сильное влияние η_t на η_gt.

Фиг. 26.

Этим примером мы хотим показать, что дело не в одном охлаждении и что, если бы удалось в газовой турбин получить около 75—80% (что уже имеется в паровых турбинах), то, несмотря на трудности охлаждения, мы близко подошли бы к решению проблемы. Аналогично — для η_k, особенно в турбинах с постоянным давлением сгорания. Вполне правильна также мысль совсем освободиться от отдельного компрессора и сделать его органическим целым с самой турбиной. Очень интересная идея в этом направлении принадлежит Нернсту.

турбина Нернста (Nernst) представляет собой чисто реактивную турбину (фиг. 25). Камера е вращается за счет реактивной силы струи, вытекающей из сопел f. По трубе а подается газ, по кольцевой трубе b — воздух, газ смешивается с воздухом в пространстве С, причем за счет центробежной силы и газ, и воздух сжимаются, и в пространстве С смесь зажигается. Турбина  работает с постоянным давлением сгорания (р = соnst). Таким образом, в этой турбине мы не имеем отдельного компрессора, а турбина и компрессор представляют органическое целое. Турбина  имеет низкий коэффициент полезного действия (подсчитанный теоретически), так как сжатие в пространстве С, при выполнимых скоростях вращения, получается в 1,5—2 атм. abs, что явно недостаточно, так как характер зависимости кпд, от степени сжатия в газовой турбине тот же, что и в двигателях внутреннего сгорания (см.), т. е. кпд падает с уменьшением степени сжатия.

Стремление к устранению компрессора привело к целому ряду предложений, где сжатие рабочей смеси осуществляется помощью частью расширившихся продуктов сгорания (Bischof, Westinghouse, Hartmann, Baetz и др.). Процесс протекает следующим образом: продукты сгорания с начального давления (30 атм.) расширяются в сопло до некоторого промежуточного (≈6—10 атм.) и, после работы на колесе, поступают в другую камеру, где производят сжатие свежей смеси до 3—4 атм.; после чего в этой камере происходит зажигание. Идею вряд ли можно признать удачной, так как, горячие продукты сгорания промежуточного давления (≈10 атм.) могут преждевременно воспламенить свежую смесь, и цикл будет сорван.

Фиг. 27

Кроме чисто газовых турбин, существует особый тип турбин, работающих на отработанных газах двигателей внутреннего сгорания. Примером такой конструкции служит турбовоздуходувка (см. XLV, ч. 3, прил. 323”, 328”/42”), фирмы Brown Boveri С-іе (фиг. 26), дающая воздух для наддува в цилиндр 4-х тактного двигателя Дизеля (способ Бюхи) и работающая на выхлопных газах этого двигателя; t — колесо турбины, S₁ и S₂ — каналы, куда подводятся абгазы двигателя, эти каналы могут частично изменять парциальность колеса; I — вход воздуха, v₁ и v₂ — колеса воздуходувки. Второе колесо имеет переставной диффузор для целей регулировки по нагрузке двигателя. Двигатель — швейцарской фирмы. Расход топлива с наддувом 177 г/л. с./ч. Мощность без наддува 850 л. с., с наддувом до 1 600 л. с.

Фиг. 28

С появлением насосов Гемфри (см. XXIX, прил. 657'/59'), которые доказали возможность экономичного сжигания топлива в присутствии водяного зеркала, появился особый вид газовых турбин — мокро-газовые, в которых давление сгорания передается водяному столбу и на лопатках колеса работают не абгазы, а вода. На фиг. 27 представлена мокро-газовая турбина Данлоп (Dunlop). В камере b происходит расширение сгоревшей смеси, столб воды гонится через колесо с, которое вращается; пройдя колесо с, вода попадает в трубу а, которая кончается камерой, аналогичной камере b, т. е. в то время как в камере b происходит расширение, в это время в камере а происходит сжатие, и обратно. Недостатками этой схемы является: 1) переменная скорость воды по времени, из-за чего вода поступает на колесо с с ударом, что вызывает большие гидравлические потери на удар, 2) небольшое число циклов в минуту — 10-15 — во избежание большого волнения поверхности воды (ускорение движения воды должно быть всегда меньше ускорения силы тяжести). Из-за этого получается очень громоздкая конструкция.

Этот недостаток устраняется в турбине Maag (фиг. 28, D. R. Р. № 315191, 1917 г.). Камера сгорания А₁ А₂ вращается, налитая в ней вода располагается по периферии, сгорание же рабочей смеси происходит у центра. Лопатки С — неподвижны. На фиг. 28 изображен момент конца расширения, продувки и зарядки свежей газовой смесью камеры А₂, в камере же А₁ происходит сжатие, в следующий момент в камере А₁ будет вспышка, вода через лопатки В₁ — С — В₂ погонится в камеру А2, где начнется сжатие рабочей смеси, и т. д. В этой турбин можно значительно увеличить число циклов в минуту, так как здесь мы связаны не ускорением силы тяжести, а центробежным ускорением = ω²r (ω – угловая скорость вращения камеры, r – внутренний наименьший радиус водяного зеркала), и его величина зависит в сильной степени от нашего желания. Но и в этой турбине не устранен ударный вход на колесо С, для различных моментов течения процесса.

Фиг. 29.

Устранение обоих недостатков мы имеем в турбине профессор Штаубера (Stauber). На фиг. 29 и 30 дана схема этой турбины. Фиг. 30 дает окружный разрез по кривой А₁—B₁—В₂—А₂ (фиг. 29), развернутый в плоскость. Фиг. 29 дает ступенчатый разрез по А₂ D₂ В₁ А₁ (фиг. 30), причем камера А₁ наверху и А₁ внизу (фиг. 30) представляют одну камеру. На фиг. 29 и 30 изображен момент вспышки в камере А₁ (внизу и наверху одновременно, так как это одна камера). Вода из камеры А₂ вытекает только через лопатку B₁ (фиг. 30) и через канал С₁, попадает в лопатку D₂ и камеру А₂, где и происходит сжатие (при чем опять одновременно наверху и внизу, фиг. 30). Когда камера А₂ придет в положение А_n (фиг. 30), в точке Z золотника S₁ произойдет зажигание смеси в камере Аn, и вода через канал С_n начинает вытекать аналогично А₁—B₂—С₁—D₂. Таким образом, через лопатки B₁ вода всегда вытекает, а в лопатки B₂ (фиг. 30) всегда втекает. Углы B₁ и D₂ постоянны (B₁=D₂), углы же лопаток С₁ все переменны и выполнены так, что как вход на лопатки С₁ из лопаток В₁, так и вход на лопатки D₂ из лопаток C₁ — безударный. Через канал I золотника S₂ и окно m происходит продувка, причем абгазы уходят через окно m в канал а золотника S₁ (фиг. 30). Через канал g золотника S₂ происходит подача свежей газовой смеси. Таким образом, в этой турбине устранен ударный вход, и число циклов может быть доведено до 1 500—2 000 в минуту. Но конструктивное выполнение этой машины является безусловно крайне сложной задачей. Разработкой этой турбины заняты в настоящее время германские фирмы: Allgemeine Elektrizitäts- Gesellschaft; Siemens-Schückertwerke; Krupp; Maschinen Fabrik Augsburg-Nürnberg. Первая опытная модель, построенная для работы сжатым воздухом, доказала правильность динамических соотношений и могла принимать нагрузку.

Литература: Stodola, «Die Dampt- und Gasturbinen», 5 и 6 Auf.; Schüle, «Technische Thermodynamik», 4 Aufl., II В.; его же, «Die Gas- und Ölturbine» (Elektrotechn. Zeitschrift, 1921, Heft 29 и 30); Н. Holzwarth, «Die Gasturbinе», 1911; его же, «Die Entwicklung der Holzwarth — Gasturbine seit 1914», 1920; его же, «Der Wirkungsgrad der Explosions-Gasturbina», V. d. I, 1912; А. Stodola, «Zum  Wirkungsgrad der Explosions-Gasturbine», V. d. I, 1912; Moyer, «Steamturbines», 1924, 5 Ed.; Gentsch, «Die Arbeit an der Gas- und Ölturbine», 1921; его же, «Untersuchung über die Gas- und Öl-Gleichdruckturbine», 1924; «The Gas Turbine in Theory and Practice» (Engineer, 1923, May 4); «The Iron Age», Nov. 20 and 27, 1924; Forbes, «The internal combustion turbine» (Engineer, 1922, Sept. 1); Eyermann-Schulz, «Die Gasturbinen, ihre geschichtliche Entwicklung, Theorie und Bauart», 2 Aufl., 1920; Маковский, «Опыт исследования газовой турбины с постоянным давлением сгорания».

Вл. Уваров.