Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

Госник ТРЛМ1

.pdf
Скачиваний:
4
Добавлен:
18.03.2015
Размер:
1.07 Mб
Скачать

18. Рабочее колесо и формы лопаток рабочего колеса центробежного компрессора.

Использование центробежного эффекта при сжатии позволяет намного больше, чем в осевом компрессоре, увеличить степень повышения полного давления. Однако лобовая производительность, отнесённая к площади РК, в центробежном компрессоре в 2-3 раза меньше, чем в осевом, а также меньший КПД.

Ступень центробежного компрессора состоит из ВНА, РК и выходной системы, которая включает в себя безлопаточный щелевой диффузор, лопаточный диффузор и выходной патрубок.

На рис. приведены схемы применяемых конструкций РК центробежных компрессоров. РК открытого типа (а) имеет отдельные лопатки, укреплённые на втулке. При его использовании возникают повышенные концевые потери, связанные с перетеканием воздуха. РК закрытого типа (в) обеспечивает наибольшее значение КПД, наличие покрывного диска снижает концевые потери. Однако этот тип колеса значительно конструктивно сложнее других и имеет меньшую скорость вращения, допускаемую по условиям прочности. Наиболее часто применялись РК полуоткрытого типа (б). Иногда использовались двусторонние полуоткрытые РК (г).

Формы лопаток РК центробежного компрессора приведены на рис.: а –

лопатки, загнутые против вращения

 

К

0,5

 

 

(реактивное колесо); б –

радиальные лопатки К

0,5 ; в – лопатки, загнутые по вращению

 

К

0,5

(активное колесо).

 

 

19.Продолжение

19. Осевые турбины. Основные параметры.

са

рк

Как показано на рисунке , ступень осевой турбины состоит из неподвижного НА (обычно называемого сопловым аппаратом) и вращающего РК. Лопатки СА и РК образуют проточную часть ступени турбины, в которой газ, расширяясь, передает значительную часть своей энергии лопаткам рабочего колеса и далее на вал турбины.

Степень понижения давления в одной ступени турбины достигает π= 2,8 ...

3,2, что при начальной температуре на входе Тг1600 ... 1650 К позволяет получить в одной ступени турбины удельную работу, равную LT - 400 ...

500 кДж/кг. Однако для получения такой работы с высоким КПД требуется, чтобы окружная скорость рабочих лопаток турбины достигала значений Uт — 500 м/с и более. Поэтому рабочие лопатки турбины являются самым нагруженным элементом двигателя. Всовременных высокотемпературных ГТД требуемая работоспособность деталей и узлов турбины обеспечивается интенсивным охлаждением, чаще всего воздухом, отбираемым за последней ступенью компрессора.

У авиационных ГТД сложных схем используются многоступенчатые многовальные турбины, причем даже на одном валу, число ступеней может быть больше одной.

Удобство создания многоступенчатой конструкции является основным достоинством осевой турбины, что в сочетании с высоким КПД (у неохлаждасмой турбины до 0,94, у охлаждаемой 0,87-—0,89), сделало ее основным типом турбин в современных авиационных ГТД.

Основные параметры.

К числу основных параметров элементарной ступени осевой турбины, как и ранее для осевого компрессора, относятся две группы параметров. Первая группа — геометрические и газодинамические (в том числе кинематические), параметры профиля, скорости потока, числа М, углы поворота, углы атаки и отставания, конфузорность течения и др. Ко второй группе относятся специфические параметры, введенные и используемые в теории турбомашин — степень реактивности, коэффициент теоретической работы и коэффициент расхода. Параметры, относящиеся к охлаждению, составляют самостоятельную группу.

20. Характеристика ступени компрессора. Характеристики

компрессоров. Условия подобия течения.

20 Характеристика ступени компрессора. Характеристика компрессоров. Условия подобия течения

Рис. Характеристика компрессора

Рис Характеристика ступени

компрессора

 

 

В ТРЛМ моделируют явления в отдельных венцах и в многоступенчатых

турбомашинах. По результатам численных опытов с моделями пытаются

судить о характере эффектов в натурных условиях. Для этого значения

режимно-конструкторских параметров модели и реального объекта, процесса

должны быть соответсвующими условиям подобия. Различают размерные

(длина, время, масса, сила и т.д.) и безразмерные (отношение одноименных

величин или их комбинация) параметры. В теории подобия оригинал и модель

подобны, если по заданным характеристикам одного можно получить

характеристики другого простым пересчетом, который аналогичен переходу

от одной системы единиц измерения к другой (т.е. с использованием

масштаба, как например, характеристики одного и того же явления,

выраженных в двух различных системах единиц измерения.).

 

Для подобных явлений все безразмерные характеристики имеют одинаковые

численные значения. И наоборот, если все безразмерные характеристики для

двух явлений одинаковы, то они подобны. Это необходимое и достаточное

условие подобия двух явлений - равенство численных безразмерных

комбинаций, называемых критериями подобия. Так, если известны

*к и *к в

каком-нибудь компрессоре, то в другом, но геометрически подобном, эти

значения будут такими же, как и в первом, при тех же значениях критериев

подобия (ПЗР –параметрах, определяющих режим).

 

Выбор номенклатуры безразмерных комплексов – критериев подобия –

устанавливается на основании П-теоремы теории размерностей: для любого

процесса (например, процесса в компрессоре или турбине) из физических

соображений выделяют n определяющих параметров (аргументов), модель

превращается в зависимость какой-либо размерной величины а от а1, а2, …, аn

параметров вида а=f(a1, а2, ...,аn). Согласно П-теореме из общего числа n

определяющих режимно-конструкторских параметров, из которых k имеют

независимую размерность, можно

выделить n–k критериев

подобия

(независимых безразмерных комплексов).

 

21. Схема и принцип действия осевой турбины. Потери в ступени турбины.

са рк

Как показано на рисунке , ступень осевой турбины состоит из неподвижного НА (обычно называемого сопловым аппаратом) и вращающего РК. Лопатки СА и РК образуют проточную часть ступени турбины, в которой газ, расширяясь, передает значительную часть своей энергии лопаткам рабочего колеса и далее на вал турбины.

Степень понижения давления в одной ступени турбины достигает π= 2,8 ...

3,2, что при начальной температуре на входе Тг1600 ... 1650 К позволяет получить в одной ступени турбины удельную работу, равную LT - 400 ...

500 кДж/кг. Однако для получения такой работы с высоким КПД требуется, чтобы окружная скорость рабочих лопаток турбины достигала значений Uт — 500 м/с и более. Поэтому рабочие лопатки турбины являются самым нагруженным элементом двигателя. Всовременных высокотемпературных ГТД требуемая работоспособность деталей и узлов турбины обеспечивается интенсивным охлаждением, чаще всего воздухом, отбираемым за последней ступенью компрессора.

Потери ступени турбины Для турбинных решеток существуют два основных вида потерь —

профильные и вторичные, причем профильные, в свою очередь, можно разделить на потери: от вихреобразований и трения в пограничном слое и при срыве его на вогнутой и выпуклой сторонах профиля; от вихреобразований в закромочном следе профиля; волновые при сверхзвуковых скоростях в межлопаточпых каналах. В охлаждаемых турбинных решетках существуют дополнительные потери, связанные с выпуском охлаждающего воздуха в газовый поток.

22. Классификация потерь в компрессоре.

Газодинамические потери в проточной части лопаточной машины делят на потери в межлопаточных каналах и потери вне каналов – концевые потери, последние условно подразделяются на потери в радиальном зазоре и потери на трение рабочего тела вне межлопаточных каналов, включая потери на трение диска. В средней части «длинных» лопаток (прямолинейный участок а–а) имеют место потери, характерные для обтекания безграничного (по размаху) профиля Eпроф. Эти потери, складываются из потерь на трение и вихреобразование в пограничном слое, из кромочных потерь, образующихся при смешении на выходной кромке потоков, сходящих с выпуклой и вогнутой сторон профиля, и волновых потерь (при около- и сверхзвуковых скоростях). У радиальных границ канала добавляются вторичные потери. Они обусловлены трением на радиальных границах канала и специфическими циркулярными течениями. Можно указать величину вторичных потерь энергии ( Eвт) и осредненные («размазанные») по радиусу суммарные потери энергии в канале ( Eкан).

23. Изменение параметров по высоте лопатки.

Параметры потока на различных радиусах по высоте проточной части ступени отличаются от таковых на среднем радиусе. Это отличие связано с переменностью окружной скорости (U), предварительной закруткой

потока на входе в рабочее колесо (С1u), закруткой потока на выходе из

рабочего колеса (С2u), а также переменчивостью шага (t) и густотой решетки по радиусу (b/t) .

Вследствие указанных причин скорость воздуха, форма треугольников скоростей и численные значения коэффициентов затраченного напора, степени реактивности, коэффициента расхода и другие величины не остаются постоянными вдоль радиуса ступени. Действительная ступень представляет собой совокупность бесконечного большого числа элементарных ступеней. Поэтому для получения наибольшей эффективности ступени в целом параметры элементарных ступеней на каждом радиусе должны быть согласованы между собой. Это приводит к тому, что профиль лопатки должен меняться по высоте решетки, если выдерживать оптимальный угол атаки при входе на решетку. Другими словами, лопатку необходимо закручивать по высоте. Выбор же закона закрутки (выбор типа ступени) зависит от характера пространственного потока решетки. Последнее в основном будет

зависеть от(Dcp/h)- относительной высоты лопатки или величины

относительного диаметра втулки

d

вт . Важнейшим критерием выбора

 

того или иного закона закрутки ступени является ее коэффициент полезного действия.

Тип лопаток ступени определяется в основном законом изменения циркуляции по высоте лопатки, который удобно выражать зависимостью

С rm = const,где

 

ип

 

 

 

 

 

 

 

C

 

 

C

 

C

 

 

1U

 

 

2U

 

 

 

 

 

 

 

 

 

un

 

 

 

 

2

 

- для компрессорных ступеней;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

C

 

 

 

C

C

 

 

 

 

 

1U

 

 

2U

-для турбинных ступеней;

 

 

 

 

 

 

 

 

un

 

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

т - показатель степени, при различных численных значениях которого получают различные законы закруток лопаток по радиусу.

24. Изменение параметров по высоте лопатки компрессора. Способы закрутки лопаток в ступени осевого компрессора.

Тип лопаток ступени определяется в основном законом изменения циркуляции по высоте лопатки, который удобно выражать зависимостью

Сипrm = const,где

C

 

 

C

C

 

 

1U

 

2U

 

 

 

 

 

un

 

 

2

 

 

 

 

 

 

В настоящее время практическое применение находят следующие типы компрессорных ступеней:

-ступени с промежуточным или комбинированным законом закрутки, для которых -1,0 <т < 1,0 в уравнении ;

-ступени с постоянной по радиусу кинематической степенью

реактивности k= const), для которых т = -1.0;

- ступени с постоянной по радиусу циркуляцией ( и - const), для которых

т = 1,0.

Опыт проектирования показывает, что в первых ступенях каскада низкого давления компрессора целесообразно использовать промежуточный закон закрутки с показателем степени т = -0,5...-0,75 или комбинированный закон (для вентиляторной ступени), в котором используются не одно, а два или более значений показателя степени т по радиусу в пределах -1,0 <т <1,0 .

В средних ступенях компрессора (первые ступени каскада высокого давления) обычно применяют закон закрутки ρк = constс показателем степени

т = -1.0.

Закрутку последних ступеней компрессора выполняют по закону rCu=const с показателем степени m=1.0

25. Формы входных патрубков, лопаточных диффузоров и выходных устройств центробежного компрессора.

Схема лопаточного диффузора приведена на рис. 7.1. Поток на входе в

лопаточный диффузор имеет скорость с3 ( c

≤0,85...0,9) и угол

3. Величина

 

3

 

угла на выходе из безлопаточного диффузора обычно бывает в пределах 3=12...18°. В лопаточном диффузоре под воздействием лопаток поток не

подчиняется закону cur=const, и окружная составляющая скорости уменьшается более интенсивно, чем в безлопаточном диффузоре. На выходе из лопаточного диффузора угол обычно бывает в пределах 4=25...30°. Рассмотрим на простом примере, на какую величину сокращаются габаритные размеры компрессора при применении для торможения скорости лопаточного диффузора. Пусть протяженность диффузора составляет D4/D3=1,25. Если бы не было лопаток, то отношение площадей F4/F3 и,

следовательно, торможение скорости при

=const также составляло бы

величину с4/с3=1:1,25. Пусть при отношении D4/D3=1,25 угол входа потока

лопатки диффузора составляет величину

3=15°, а на выходе из него 4=30°,

 

F

 

D sin

4

 

 

тогда

4

 

4

2,5 и, следовательно, торможение скорости при

F

D sin

 

 

 

3

 

 

 

3

 

3

 

 

=const будет с4/с3=1:2,5.

Коэффициент потерь в лопаточном диффузоре определяется выражением, аналогичным (7.38):

 

 

 

i

 

i

i

 

i

 

.

 

 

4

3

 

 

 

4s

3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4

 

 

 

c

2

/ 2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 7.1. Схема основных элементов центробежного компрессора:

1 – рабочее колесо; 2 – безлопаточный (щелевой) диффузор; 3 – лопаточный диффузор

26. Регулирование компрессора.

Для уменьшения рассогласования ступеней многоступенчатого компрессора на нерасчетных режимах и улучшения его работы в различных условиях эксплуатации широко применяются различные способы регулирования. Целями регулирования являются:

1.Повышение запасов устойчивости.

2.Повышение КПД компрессоров на переменных режимах работы.

3.Изменение соотношений между расходом воздуха, частотой вращения и степенью повышения полного давления для улучшения характеристик двигателя.

4.Уменьшение вибрационных напряжений в лопатках.

Основными способами регулирования компрессора являются:

1.Перепуск воздуха из проточной части компрессора в атмосферу, в наружный контур двигателя или в какое-либо пространство с пониженным давлением.

2.Поворот направляющих или рабочих лопаток.

3.Изменение соотношения между частотами вращения различных групп ступеней (применением двух- и многокаскадных компрессоров).

Рассмотрим, способы регулирования.

Перепуск воздуха. Регулирование многоступенчатого осевого компрессора путем перепуска части воздуха применяется при работе компрессора на режимах с пониженными частотами вращения. На этих режимах работы компрессора первые ступени смещаются влево по коэффициентам расхода, вследствие чего наступает потеря устойчивости и возникают повышенные вибрационные напряжения в лопатках из-за возникновения вращающегося срыва.

Поворот лопатки компрессора. Уменьшение углов атаки на промежуточных режимах работы компрессора может быть достигнуто поворотом лопаток статора и ротора. Осуществление поворота лопаток ротора весьма сложно по конструктивным соображениям и в настоящее время применяется только в одноступенчатых промышленных вентиляторах. Поворот лопаток статора (ВНА, НА и совместно ВНА и НА) нашел широкое применение при регулировании компрессоров газотурбинных двигателей.

Применение двухкаскадных компрессоров. До сих пор мы рассматривали работу многоступенчатого осевого компрессора, у которого все ступени расположены на одном валу и приводятся во вращение одной турбиной. В газотурбинных двигателях применяются компрессоры, у которых группы ступеней объединены в блоки, как говорят каскады, каждый из которых имеет свой вал и эти валы раздельно приводятся во вращение каждый своей турбиной. Чащеделяткомпрессорнадваблокаилидвакаскада.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]