Лопаточные машины / сборка (готово)

38. Классификация турбомашин по форме меридионального сечения проточной части, преимущества и недостатки различных схем проточной части.

Компрессор

Форма проточной части во многом определяет газодинамическую эффективность, конструктивную надѐжность и технологичность. На рис. 3.9 приведены наиболее употребительные схемы проточной части.

Несомненными преимуществами схемы с DK = const (см. рис. 3.9, а) являются:

возможность уменьшения ζκ в сравнении со схемами (б) и (в) по причине более высоких скоростей иср;

при одинаковом числе ступеней в схеме (а) имеют место более низкие углы поворота потока Δβ„ следовательно, лопатки ступеней более технологичны;

независимость величины δri, при осевых перемещениях ротора, следовательно, имеет место возможность назначения меньшей его величины, чем в других схемах.

Однако нужно признать, что в схеме с DK = const

–величина hл к наименьшая из всех приведенных схем, если у них одинаковые πκ, GB и Аса к. Естественно, при этом возникают трудности с обеспечением высокого εст, из-за роста потерь на перетекание в радиальном зазоре и вторичных потерь.

–Кроме того, масса ОК этой схемы ощутимо не снижается даже при меньшем числе

ступеней, так как размеры дисков последних ступеней увеличиваются (см. рис. 3.9, а). Схема с Dвm = const (см. рис. 3.9, в) имеет наибольшую hл к. Однако в этой схеме возникают

трудности обеспечения высоких значений εст, по причине повышенных Δβ, по сравнению со схемами (а) и (б).

Поэтому широкое распространение получила схема с Dcp = const, сочетающая часть преимуществ схем с DK = const и DBT = const и обеспечивающая более высокий εκ .

Осевые компрессоры строятся, как правило, многоступенчаты. Проточная полость образуется межлопастными каналами венцов рабочих и направляющих лопастей и поверхностями корпуса и втулки.

Взависимости от формы внутренней поверхности корпуса и наружной поверхности втулки различают два основных геометрических типа проточной полости (рис. 12.6):

Вобоих случаях радиальная длина рабочих и направляющих лопастей уменьшается в направлении от первой ступени к последней.

Изменение длины лопасти обусловлено уменьшением объема газа при сохранении постоянного значения осевой скорости. Последнее условие не является обязательным, и в некоторых случаях уменьшают осевую скорость в последних ступенях с целью уменьшения потерь энергии в них.

Минимальная высота лопасти последней ступени приблизительно 40 мм.

Изменение длины лопасти в направлении движения газа приводит к изменению характерного для осевых машин значения втулочного отношения ν = d в т /dK .

Для первых ступеней νвх = 0,5 … 0,8, для последних νвых = 0,7 … 0,9.

Выясним особенности геометрических типов компрессоров, определяемых условиями (12.11).

1)dвт = const; dк = var. В этом случае втулка — цилиндрическая и изготовление еѐ несложно. Корневые части и крепления рабочих лопастей всех ступеней во втулке совершенно одинаковы. Последние лопасти в этой варианте имеют при прочих равных условиях длины, большие, чем в

варианте с dK =const. В этом легко убедиться, составляя уравнения неразрывности для обоих вариантов и полагая осевые скорости одинаковыми.

Увеличенная длина лопастей хвостовых ступеней уменьшает потери энергии в них.

2)dвт = var; dк = const. В этой схеме упрощаются обработка корпуса и крепление в нем направляющих лопаток. Упрощаются и являются более надѐжными обработка и пригонка внешних концов рабочих лопастей. Благодаря этому допускаются меньшие радиальные зазоры между концами рабочих лопастей и внутренней поверхностью корпуса, что повышает объѐмный КПД

ступени. Окружные скорости лопастей в этом случае выше, чем при dвт = const; что увеличивает работу ступеней, и при заданной степени сжатия компрессора количество ступеней получается меньшим, чем в первом случае. Недостатком этой конструктивной схемы применительно к малым подачам являются малые длины лопастей хвостовых ступеней: КПД хвостовых ступеней снижается.

Кроме рассмотренных схем построения проточной полости иногда применяют и другие схемы с

dвт = var и dK = var, не имеющие, однако, преимуществ перед рассмотренными.

Для стационарных осевых компрессоров применяют в большинстве случаев схему с dвт = const. Существенное влияние на энергетическую эффективность осевого компрессора оказывает

аэродинамика подводящего и отводящего каналов. Они конструируются, как правило, в виде спиральных и осевых каналов переменного сечения (конфузоров и диффузоров).

Турбина

Из (5.17) видно, что распределение величины L ст i, действительно, зависит от формы проточной части турбины и частоты вращения п. На рис. 5.8 приведены возможные формы проточной части турбин современных ГТД.

Проточная часть с DK = const позволяет сработать наибольшие значения Р*ст i, на первой ступени. При этом на первой ступени реализуется и наибольшее снижение температуры Т*. Поэтому схема с DK = const наиболее целесообразна в высокотемпературных турбинах, поскольку последующие ступени (кроме первой) можно выполнять неохлаждаемыми.

Втурбинах с формой проточной части, выполненной при Dcр = const, теплоперепад целесообразно распределять по ступеням равномерно. В результате на расчѐтном режиме сохраняется высокий уровень ε*Т.

Втурбинах же, где DBT = const, теплоперепад следует увеличивать от первых к последним ступеням. Такие формы проточной части наиболее целесообразны для ТНД ТРДД. Дело в том, что на нерасчѐтных режимах (допустим, на крейсерском) перераспределение Рст происходит только на последних ступенях. В результате Р ст, в проточной части относительно выравниваются, и εη остается достаточно высоким.

39. Классификация турбомашин по нагруженности, классификация компрессоров и ступеней компрессоров по степени повышения полного давления. Количественные значения соответствующих параметров и краткая характеристика указанных видов турбомашин.

40. Классификация турбомашин по скорости обтекания профилей (истечения из межлопаточных каналов). Краткая характеристика указанных видов турбомашин.

По скорости обтекания профилей турбомашины классифицируют:

воздуху работа . При этом, что очень важно, вначале сопротивление решетки (работа трения) возрастает гораздо медленнее, чем , что приводит к росту КПД рабочего колеса.

Максимальное значение КПД достигается при некотором оптимальном в этом отношении угле атаки , лежащем недалеко от начала резкого подъема кривой . При дальнейшем увеличении угла атаки вскоре возникает срыв потока с верхней поверхности профилей, образующих решетку, что проявляется в резком увеличении сопротивления, а также в замедленном росте и последующем падении угла отклонения . Угол атаки, при котором возникают эти явления, называется критическим.

Решетки, применяемые в дозвуковых компрессорах, составляются обычно из профилей, средняя линия которых изогнута по дуге круга или по параболе с ̅

максимальная толщина расположена на 30 - 40% хорды, а передняя кромка имеет сравнительно большой радиус закругления, равный 10 - 15 % . Для дозвуковых решеток характерны сравнительно толстые профили с расположением максимальной толщины и максимального прогиба дуги средней линии в области первой половины хорды (̅ ̅ ), что приводит к значительному сужению межлопаточного канала на его входном участке.

Сверхзвук

Одним из основных путей снижения массы и габаритных размеров авиационных ГТД является уменьшение габаритного диаметра компрессора при заданном расходе воздуха и уменьшение числа ступеней. Для уменьшения необходимо увеличение осевой скорости воздуха, но как видно из треугольника скоростей

скорости колеса u или увеличении . Снижение окружной скорости приводит к уменьшению работы, сообщаемой воздуху колесом, и, как в следствие, к уменьшению адиабатической работы сжатия (или ). В результате для получения прежнего значения общей степени повышения давления в многоступенчатом компрессоре придется иметь больше ступеней. Использование положительной предварительной закрутки воздуха позволяет несколько увеличить допустимое значение окружной скорости, но и в этом случае возможности дозвуковых ступеней остаются ограниченными.

В ступенях сверхзвуковым может быть как и поток, набегающий на лопатки РК (в относительном движении), так и поток, набегающий на лопатки направляющего аппарата. Однако в реальных конструкциях обычно сверхзвуковым является только поток, набегающий на рабочее колесо, а скорость воздуха на входе в расположенный за колесом направляющий аппарат на всех радиусах не превышает скорости звука. Основной особенностью таких ступеней является форма профилей лопаток рабочего колеса, обеспечивающая возможность обтекания их сверхзвуковым набегающим потоком при достаточно малом уровне потерь.

Для обеспечения возможности работы решетки при сверхзвуковых скоростях набегающего потока необходимо, чтобы входной участок межлопаточного канала не имел заметного сужения, а потери в нем при углах атака были бы малы. Для этого профиля, составляющего компрессорную решетку, должны иметь малую

относительную толщину (̅ ), при чем максимальная толщина и максимальный прогиб дуги средней линии должны располагаться в задней его части (̅ ), с тем чтобы передняя часть профиля по своей форме напомнила острый клин. Радиус ее скругления должен быть достаточно малым, кривизна верхней поверхности профиля, особенно в передней его части, также должна быть возможно малой.

Трансзвук.

Для большинства трансзвуковых ступеней характерно наличие дозвукового потока на выходе из колеса, т.е. торможение потока в рабочем колесе с переходом через скорость звука.

В целом трансзвуковые ступени благодаря повышенным значениям коэффициента нагрузки и высоким окружным скоростям при использовании их в качестве первых ступеней компрессора могут обеспечить адиабатическую работу сжатия воздуха Н* = 30…60 кДж/кг, что соответствует при равных или более высоких значениях осевой скорости воздуха, чем у дозвуковых ступеней.

Однако, надо учитывать, что тонкие рабочие лопатки с острыми кромками более склонны к вибрациям и более чувствительны к повреждениям посторонними предметами, к износу и к ошибкам в проектировании и производстве, а применение повышенных окружных скоростей требует использования высокопрочных материалов в конструкции ротора ступени и увеличивает шум.

окружная скорость увеличится от u до u’

А - «-», В - «+» ступени в области В препятствуют росту оборотов.

Двухвальная схема не устраняет полностью «+» углов на последней ступени и «-» углов на первых ступенях. На входе площадь изменяется сильнее, поэтому в КНД число ступеней оставляют больше, в КВД меньше.

Каскадом называется группа ступеней, установленных на одном валу и приводимых отдельной турбиной. Идея разделения компрессора в следующем: компрессор с высокими расчетным значением к разделяется на группы ступеней со значительно меньшей величиной к р и соответственно с меньшим возможным рассогласованием ступеней в пределах каждой из них; при этом рассогласование ступеней находящихся в разных каскадах, может быть уменьшено за счет естественного или принудительного изменения соотношения частот вращения каскадов при изменении общей степени повышения давления.

Вэтом двигателе первая группа ступеней образует так называемый компрессор низкого давления (КНД), а вторая группа - компрессор высокого давления (КВД). Оба компрессора расположены на соосных валах и приводятся во вращение каждый от своей турбины, при чем обе турбины также расположены друг за другом. На расчетном режиме параметры этих турбин подбираются так, чтобы каждый из каскадов компрессора вращался с заданной частотой, при которой все ступени компрессора работают согласованно. При этом распределение работы между турбинами будет соответствовать распределению работы, затрачиваемой на вращение ступеней, между КНД и КВД.

Вкомпрессоре, не разделенном на каскады, углы атаки в первых ступенях при снижении приведенной частоты растут, что приводит к возрастанию аэродинамических нагрузок на лопатки - ступени «затяжеляются». В последних ступенях углы атаки уменьшаются, ступени облегчаются. Иными словами, распределение работы вращения между ступенями изменяется в сторону увеличения доли работы, приходящейся на первые ступени. В рассматриваемой схеме КНД и КВД имеют только газодинамическую связь друг с другом, при чем при неизменной общей степени расширения газа в двух стоящих друг за другом турбинах распределение работы расширения газа между ними остается практически неизменным. Следовательно, неизменным должно быть и распределение работы вращения между КНД и КВД. Это означает, что турбины не смогут приводить оба каскада с прежним соотношением частот вращения: у «затяжеленного» КНД она упадет, а у «облегченного» КВД возрастет по сравнению с частотой вращения нерегулируемого компрессора в аналогичных условиях. В результате, так называемое

скольжение роторов ⁄ при снижении пр увеличится. Расход воздуха при этом по сравнению с нерегулируемым компрессором изменится мало, т.к. снижение частоты вращения КНД и увеличение ее у КВД воздействуют на расход взаимно противоположным образом. Но снижение при неизменном расходе воздуха означает уменьшение углов атаки в ступенях КНД, а увеличение - соответствующее увеличению углов атаки на последних ступенях двухкаскадного компрессора.