книги из ГПНТБ / Копелев С.З. Расчет турбин авиационных двигателей. (Газодинамический расчет. Профилирование лопаток)
.pdfной ÄTp = sin ßijx/sin ß2n, а степень конфузорности течения — отно шением площадей струи на входе в решетку и на выходе из нее /C=/i//2= sin ßi/sin ß2. Для активных решеток /Ср = 1, а для реак тивных — Кѵ> 1. При Кѵ< 1 решетка будет диффузорной. Для турбинных решеток /Ср^=1.
Экспериментально профильные потери определяются как сумма коэффициентов потерь на трение и кромочных потерь £пр =
___1 |
70 |
SO |
I |
1 |
SO |
90 700 |
(Л-п+Ргр)° |
||
Рис. 1.7. Зависимость потерь трения |
||||
в решетках |
от суммы углов |
ßip + ßäp |
= Етр+ ЕкрПри проектировании решеток желательно иметь раз дельные данные по этим потерям.
Для современных профилей, обтекаемых дозвуковым пото ком, потери на трение в решетке в зависимости от суммы углов (ßi.T+ ß2.-i) и конфузорности решетки могут быть определены по экспериментальным данным Г. Ю. Степанова и В. Л. Эпштейна [23] и характеризуются зависимостями, приведенными на рис. 1.7. Из графика рис. 1.7 видно, что потери на трение умень шаются при увеличении суммы углов решетки и величины Кѵ. Таким образом, в реактивной решетке потери значительно меньше, чем в активной решетке.
Приведенные на рис. 1.7 средние значения потерь на трение в плоских решетках соответствуют оптимальным значениям относительной толщины профилей, которая зависит от угла пово рота потока и типа решетки, а от нее, в свою очередь, зависит форма межлопаточного канала и характер течения в ре шетке.
Г. Ю. Степановым предложена формула для определения
оптимальной относительной толщины профиля |
|
|
|
(Cj!r ) = 1 - Л 5 і п ^ , |
7 |
' |
... |
' * / ОПТ |
I' |
|
V /• ' Ч - |
4
где А — экспериментальный коэффициент, равный 0,8—1,0 — для активных решеток и 1,0—1,1 — для реактивных решеток.
Кромочные потери возникают в результате взаимодействия пограничных слоев, стекающих с вогнутой и выпуклой сторон профиля. Они зависят от состояния пограничного слоя у задней кромки. При отрыве пограничного слоя кромочные потери резко возрастают.
Рис. 1.8. Зависимость коэффициента скорости фПр от степени конфузорности решетки /<р и угла пово рота потока в ней
Коэффициент кромочных потерь в ряде работ [1, 23, 28] реко мендуется оценивать по эмпирической формуле
^кр — 0,2 — = 0,2 — —
|
t sin ß2p |
|
|
где а — ширина узкого |
сечения межлопаточного |
канала |
|
решетки; |
|
|
|
ß2p — выходной угол решетки. |
потерь на |
трение |
|
При известных значениях коэффициентов |
|||
и кромочных потерь может |
быть определен |
коэффициент про |
фильных потерь в плоских решетках при дозвуковых |
скоростях |
|
потока. |
|
|
|
^пр £тр“ Н к р - |
|
На основании |
вышеприведенных данных в работе [28] рас |
|
считаны значения |
£Пр и коэффициента скорости 6 = |
|/1 — $Іір |
при различных значениях углов поворота потока и степени кон фузорности решетки. Зависимости фПр = Я(Ріл + Р2л), КР], приве денные на рис. 1.8, могут быть использованы для оценки коэф фициентов скорости ф и ф при дозвуковых скоростях потока в решетках в области автомодельности по числу Re.
18
1.3.2. Коэффициент вторичных потерь
Для оценки вторичных потерь в решетках может быть исполь зована полученная на основании опытных данных (см. рис. 3. 11 и 3. 12) полуэмпирическая формула
У |
£вт _ |
-А |
(1.9) |
|
1 |
4- 0,5/г |
|
|
|
||
где |
|
|
|
Лл — длина лопатки; |
a = t sin ß2P(/sin dp) коэффициент A = |
= 1,0-y-1,1; меньшее значение (Л = 1,0) для решеток с углом пово рота потока е= 180— (ßi + ß2)^)70o, большее значение (.4 = 1,1) для решеток с углом поворота потока е=110°.
Тогда коэффициент вторичных потерь
5ВІ —Ыі или £ВТ= £ІІР -— =- .
Д — с
Из формулы (1.9) видно, что чем меньше величина Ъ (чем короче лопатка), тем больше потери от вторичных течений.
По известным значениям коэффициентов | Пр и £вт можно определить величину коэффициентов скорости <р и ф, учитываю щих не только профильные, но и вторичные потери.
1.3.3.Потери от перетеканий в радиальном зазоре
Взависимости от диаметра турбины и жесткости ее конст рукции радиальный зазор между концом лопатки и корпусом
турбины в холодном состоянии выбирается в пределах 6= 0,5ч- 1,5 мм. С увеличением радиального зазора потери в турбинной ступени возрастают, а к. п. д. уменьшается. Потери из-за ра диального зазора вызываются тем, что:
1)часть газа уходит через зазор, не совершая работы в ко
лесе;
2)возникает вихревая зона у выходной кромки со стороны спинки лопатки;
3)уменьшается разность давлений на лопатку в периферий
ной части и соответственно |
снижаются аэродинамическая |
сила |
в концевой части лопатки и |
работа турбины. |
через |
Коэффициент потерь с§, |
вызванных перетеканием газа |
радиальный зазор, можно считать равным отношению расходов газа через зазор и через решетку (полагая, что кинетическая энергия газа, протекающего через зазор, полностью теряется). Это отношение расходов в решетке с лопатками без полочных бандажей, в свою очередь, приблизительно пропорционально отношению площадей соответствующих сечений [23]:
2 ± |
( 1. 10) |
ЬЪ |
|
G |
0 thj, sin ß ’ |
где kG= 0,b~0,7 — коэффициент расхода.
19
Коэффициент расхода kG зависит от гидравлических сопро тивлений в зазоре: большие величины kG соответствуют лопат кам с более тонкими концевыми сечениями.
Расчеты и экспериментальные данные показывают, что уве
личение относительного радиального зазора 6= б/Лл на 0,01 при водит к снижению к. п. д. турбинной ступени в среднем на 1,5—2,5% [24]. Экспериментальная зависимость вели чины (1—£г) от относительного ра диального зазора приведена на рис. 1.9.
В случае применения лопаток с бан дажными полками, образующими бан
дажное кольцо, |
принимается |
рав |
|
ным нулю, |
а возможность перетекания |
||
002 0Оь 006âTa3a над |
бандажным кольцом |
почти |
^“ и полностью устраняется путем примене
Рис. 1.9. Зависимость по |
ния специальных лабиринтных |
уплот |
|||
терь в радиальном зазоре от |
нений. Применение бандажных полок |
||||
величины |
относительного |
и лабиринтных |
уплотнений |
над |
ними |
зазора |
б = б/Ал: |
увеличивает к. п. д. турбины |
примерно |
||
о—активная |
ступень; б—реак |
на 2—3%. Однако применение |
бан |
||
тивная ступень |
дажных полок часто бывает ограни |
||||
|
|
чено, так как |
в них при |
больших |
окружных скоростях на периферии лопаток, малой густоте реше ток профилей и небольшой толщине самих полок развиваются напряжения, превышающие допустимые. В таких случаях можег оказаться целесообразным применение узких полок, которые не полностью перекрывают межлопаточный канал. Опыт показы вает, что постановка таких полок также уменьшает потери, вы званные наличием радиального зазора.
О |
|
0,05 |
0,1 |
аблр/ь |
Рис. |
I. 10. |
Зависимость |
коэффициента |
потерь |
в решетке, |
от относительного диаметра бан |
|||
|
|
дажной проволоки |
|
В ряде случаев для предотвращения резонансных колебаний лопаток рабочего колеса применяют бандажирование лопаток с помощью проволоки. Наличие бандажной проволоки в межло-
20
паточном канале приводит к дополнительным гидравлическим потерям. Для оценки потерь в ступени турбины, вносимых бан дажной проволокой, могут быть использованы полученные в ра боте [15] экспериментальные зависимости Ъ = (рис. 1.10), где dg — диаметр бандажной проволоки.
1.3.4. Дополнительные потери
Потери |
от трения и вихреобразований в пограничном слое |
у боковых |
стенок в осевом зазоре и потери от смешения основ |
ного потока с охлаждающим воздухом малы (обычно меньше
1%), |
поэтому в приближенных расчетах ими обычно |
пренебре |
||||
гают. |
|
оценки |
профильных |
потерь |
||
Приведенные зависимости для |
||||||
в ступени даны для случаев обтекания |
|
|
|
|
||
решеток под оптимальными углами ата |
|
|
|
|
||
ки. При отклонении углов атаки от их |
|
|
|
|
||
оптимальных значений потери в решетке |
|
|
|
|
||
возрастают (рис. 1.11). |
|
|
|
|
|
|
|
1.3. 5. Зависимость потерь |
|
|
|
|
|
|
от густоты решетки |
|
|
|
|
|
Влияние густоты решетки на |
потери |
|
|
|
|
|
в ней проявляется следующим образом. |
-W -Ю 0 |
Ю 20 Г |
||||
С уменьшением густоты решетки |
умень |
Рис. |
1.11. |
Зависимость |
||
шаются поверхность трения газа о ло |
профильных |
потерь от |
||||
патки |
и потери на трение в решетке. |
|
угла |
атаки |
||
Однако при этом давление на вогнутой |
|
а на |
выпуклой |
|||
поверхности профиля (корытце) увеличивается, |
(спинке) падает. Это вызывает увеличение скорости у спинки профиля и местной диффузорности течения на выходном участке выпуклой стороны профиля, что может привести к отрыву погра ничного слоя, а следовательно, — к росту потерь.
Взаимопротивоположное влияние этих двух факторов при водит к тому, что для каждой решетки имеется оптимальная густота (относительный шаг), при которой потери в ней мини мальны.
Оптимальная величина относительного шага решетки может
быть определена |
по эмпирической |
формуле, |
предложенной |
||
В. И. Дышлевским: |
|
|
|
|
|
|
180 |
sin ßi l|- |
(1—c). |
( 1. 11) |
|
|
180 — (ßi + ß2) |
sin ß2 J |
|||
|
|
||||
где c= cmax/b — относительная толщина профиля |
(cmax— макси |
||||
мальная толщина профиля). |
|
результаты при |
|||
Формула (1.11) |
дает удовлетворительные |
углах ß2<40°. Для СА следует заменить ßi на ао и ß2 на а\.
21
Следует отметить, что формула (1.11) непосредственно не отражает влияния уровня скоростей в решетке на величину Wb) опт- Очевидно, что при прочих равных условиях, чем больше
скорость на выходе из решетки Т2, тем больше должна быть густота решетки.
1.3.6. КПД турбины
Эффективность турбины оценивается ее коэффициентом по лезного действия.
В авиационных турбинах учет всех безвозвратных гидроди намических потерь обычно производится с помощью к. п. д. по параметрам заторможенного потока
|
|
|
и* |
АТ* |
12) |
|
|
|
Мад |
( 1. |
|
где L =i*. — i2 |
"ад.т |
го — г2ад |
ДГад |
|
|
эффективная работа турбины |
на окружности |
ко |
|||
|
леса; |
|
|
|
|
О Сад |
С Т* |
1 - |
— адиабатическая работа |
||
LPl О |
|
расширения газа в турбине. Этот к. п. д. удобен при анализе процессов в газотурбинном двигателе и анализе совместных ре жимов^ работы турбины и реактивного сопла.
Найдем связь между коэффициентом потерь и к. п. д. тур бины
|
■ К т — (* а /2 ) |
|
Отсюда |
т—(с2/2) |
|
|
|
|
Г]* |
:1 — |
(1.13) |
где |
2Z,o |
|
|
|
|
ÉT= |
L ' = W ; , = W |
.до |
Lri и — невозвратимые потери и коэффициент потерь в от дельных элементах турбины.
КПД ступени турбины может быть также определен по из вестным значениям коэффициентов скоростей ф и ф
|
|
|
|
Г ст |
1 + (^г ст/^ст) |
||
где L' = L' 4- L ’ |
|
= ( — |
Л |
+ ( ± |
_ л А . |
||
р к |
1 |
||||||
т |
гс.а Т г |
^ 2 |
2 |
|
1 1*2 |
) 2 |
|
|
|
|
|
|
22
Для оценки гидравлического совершенства турбины иногда применяется адиабатический к. п. д., определяемый по парамет рам незаторможенного потока на выходе из турбины:
|
Z-T + „ |
|
дГ |
|
^ = |
|
|
|
|
^ад.т |
*о —*2ад |
ад ■ |
(1- 14) |
Наряду с к. п. д. Л* и тіадл, для оценки эффективности турбины
как машины привода (турбин турбовинтовых двигателей, ста ционарных газовых турбин и турбин привода агрегатов) приме няется эффективный (мощностной) к. п. д., определяемый отно шением эффективной работы, снимаемой с вала турбины, к рас полагаемой энергии газа, протекающего через турбину:
_ ь _ |
(1.15) |
^■ад.т |
|
Эффективный к. п. д. характеризует степень использования располагаемой энергии (/,ад.т) Для получения работы на валу (LT) в реальном процессе расширения газа, т. е. учитывает все виды потерь в турбине, в том числе и потери с выходной ско ростью.
Все три рассмотренных выше к. п. д. взаимосвязаны. Найдем связь т]* с т)адл. и ііт.
Подставляя в выражения (1. 12) и (1. 14) значение LT из фор мулы (1. 15), получим
L* |
с2 |
|
|
|
(1. 16) |
ад-т = Т |
|
|
|
|
|
Lад.т |
|
1 |
|
(1.17) |
|
Ѵад.т |
Ъ |
|
|||
|
2 |
|
|
||
Приравнивая правые |
части этих уравнений, |
после преобра |
|||
зований получим |
|
|
|
|
|
|
+ (1 |
^ад.д) |
|
(1.18) |
|
|
|
|
|||
Для современных авиационных газовых турбин достигнутые |
|||||
значения рассмотренных к. п. д. |
на |
расчетном |
режиме |
лежат |
|
в следующих пределах: |
Л* =0,89-1-0,93; Лад.т = 0,94-0,94; |
% = |
= 0,754-0,85.
Большие значения к. п. д. относятся к многоступенчатым тур бинам. Адиабатический к. п. д. отдельных ступеней турбины достиг величины Л*т = 0,914-0,925.
23
Кроме рассмотренных выше к. п. д., гидравлическое совер шенство газовых турбин иногда оценивается с помощью политропического к. п. д. по параметрам заторможенного потока
|
|
|
■ « К - І Ц |
k |
|
|
LT |
k — 1 |
|
ЛПОЛ |
о |
|
||
|
|
п |
||
|
|
|
|
|
|
\ |
dP* |
|
п — 1 |
|
j |
е* |
|
|
|
2 |
|
|
|
где п — показатель политропы условного процесса, характери зующего изменение параметров заторможенного потока в тур бине.
Для выполненных турбин с различной нагруженностью сту пеней политропический к. п.д. лежит в пределах т]*ол=0,88ч-0,92.
Максимальный уровень политропического к. п. д. достиг вели чины 0,92—0,925 и в последние годы почти не изменяется.
Анализ влияния различных факторов на к. п. д. турбины рас сматривается в следующей главе.
1.4. ПОНЯТИЕ О СТЕПЕНИ РЕАКТИВНОСТИ СТУПЕНИ ТУРБИНЫ
В ступенях газовых турбин процесс расширения газа проис ходит как в сопловом аппарате, так и в рабочем колесе. Соотно шение между адиабатическими работами расширения газа в соп ловом аппарате и рабочем колесе элементарной ступени характеризуется степенью реактивности q. Под степенью реак тивности ступени понимают отношение адиабатической работы расширения газа в рабочем колесе к адиабатической работе расширения газа во всей ступени:
^ал.р.к
^■ад.ст
Изменение теплосодержания, эквивалентное адиабатической работе расширения газа, называют располагаемым (адиабати ческим) теплоперепадом H = Lan. В соответствии с этим степень реактивности часто определяют как отношение адиабатического теплоперепада в рабочем колесе к адиабатическому теплопере
паду в ступени: q = # p . k / # C t -
Степень реактивности, определяя соотношение работ расши рения газа в элементах ступени, одновременно является пара метром, характеризующим степень конфузорности рабочей ре
24
шетки. С увеличением р степень расширения газа, а следова тельно, и степень конфузорности каналов в решетке рабочего колеса возрастает.
При q= 1 газ расширяется только в рабочем колесе, в сопло вом же аппарате происходит только поворот потока, а давление газа не изменяется (рі = Ро)-
В активной турбине (р = 0) газ расширяется только в сопло вом аппарате, а в рабочем колесе давление газа не изменяется
(Р2= Рі).
При Q< 0 в рабочем колесе происходит не понижение, а по вышение статического давления. Межлопаточный канал в такой решетке будет диффузорным. В турбинных решетках, имеющих большие углы поворота потока, отрицательная реактивность может привести к отрыву пограничного слоя и к дополнитель ному росту потерь в решетке. Поэтому на расчетном режиме отрицательная степень реактивности обычно не допускается.
При всех обычно применяемых способах распределения па раметров потока по радиусу степень реактивности уменьшается от периферии к корню лопатки. Характер изменения q по ра диусу зависит главным образом от закона распределения пара метров потока по радиусу (см. § 2.4).
Чтобы не иметь |
отрицательной |
степени |
реактивности |
у корня лопатки, на |
среднем радиусе |
величину |
q выбирают |
в пределах рср= 0,254-0,5.
Большие значения р относятся к ступеням, у которых боль шая относительная длина лопатки (меньшая величина отноше
ния Пср/Лл) .
Степень реактивности, подсчитанная по адиабатическим пе репадам, непосредственно не связана с кинематикой потока. Поэтому в теории турбин иногда вводят понятия кинематиче ской степени реактивности
Кинематическая степень реактивности, в которую входят со отношения теплоперепадов, эквивалентных действительным ве личинам скоростей, определяется треугольником скоростей, т. е. она связана с кинематикой потока в ступени. Поэтому в прак тике проектирования турбин ею удобно пользоваться. По сво ему абсолютному значению она несколько меньше степени реак тивности, подсчитанной по отношению адиабатических тепло перепадов (примерно на 1,5—2%). Это отличие будет тем меньше, чем меньше будут отличаться осевые составляющие скорости на входе и выходе из рабочего колеса и чем меньшую долю гидравлических потерь в ступени будут составлять потери в нем. При расчетах величина q„ выбирается в тех же пределах, которые были рекомендованы для термодинамической степени реактивности.
25
1.5 ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ ПАРАМЕТРЫ СТУПЕНИ ТУРБИНЫ
При расчете турбины исходными величинами обычно яв ляются полное давление /?*, температура заторможенного по
тока Г*, расход газа G, работа LT и частота вращения колеса
турбины. |
|
Для того чтобы рассчитать турбину, |
необходимо выбрать |
ряд основных определяющих параметров |
каждой ступени, по |
зволяющих построить треугольники скоростей и обеспечить получение заданной работы турбины при высоком к. п. д.
Определяющие параметры обычно выбираются для среднего радиуса турбины. По ним в соответствии с заданными исход ными величинами рассчитывают треугольники скоростей и опре деляют изменение параметров потока в ступени по высоте ло патки.
Из рассмотрения плана скоростей (см. рис. 1.4) видно, что при известной величине работы ступени турбины LCT для по строения треугольников скоростей, характеризующих кинема тику течения газа в ступени, достаточно знать четыре размер ных или безразмерных определяющих параметра.
От правильного выбора величины определяющих парамет ров зависят потери в турбине и ее к. п. д.
В качестве определяющих параметров ступени турбины мо гут быть приняты следующие величины.
1.Коэффициент нагрузки ц, который представляет собой
отношение работы, |
снимаемой с |
лопаточного венца |
турбины, |
к параметру w2 на соответствующем радиусе |
|
||
Так как обычно L „~ L CT= w (Сіи+ с2и), то |
|
||
|
„ Сіа + с2и |
|
|
|
г — ------------- • |
|
|
|
и |
|
|
При заданной работе ступени турбины коэффициент на |
|||
грузки однозначно |
определяет |
величину окружной |
скорости |
и = У L jp .
2. Степень реактивности.
Величина степени реактивности определяет распределение перепадов давления между СА и РК и в сочетании с другими параметрами позволяет найти кинематические параметры по тока и построить треугольники скоростей.
3. Число М по осевой скорости на выходе из ступени М2а. Значение M2rt влияет на размеры проходного сечения F2, на по тери в турбине и в затурбинном устройстве, на протекание ха рактеристик и на запас работы турбины в системе ГТД.
26