167587 | 272752 | ||
| - | 0,893 | 0,926 |
| м2 | 0,1129 | 0,0832 |
| м | 0,1026 | 0,0690 |
| - | 0,5470 | 0.6955 |
| м | 0,2478 | 0,3150 |
| м/с | 350,33 | 380,90 |
| м/с | 283,5 | 269,1 |
| град | 41,79 | 50,87 |
| град | 8,62 | 15,76 |
| град | 76,35 | 90 |
| град | 22,68 | 45,53 |
| - | 0,2661 | 0.3392 |
| - | 0,852 | 1,336 |
| - | 1,196 | 2,202 |
| - | 31 | 79 |
| - | 3,250 | 7012 |
| м | 0.0418 | 0.0257 |
§4.2. Определение геометрических размеров меридионального сечения проточной части подпорных ступеней ротора вентилятора
Как отмечалось выше, в ТРДД нередко встречаются компрессоры низкого давления, выполненные по схеме с подпорными ступенями.
Термодинамический расчет подпорных ступеней КНД, в принципе, не отличается от расчета ступеней дозвукового компрессора, приведенного во второй главе. Подпорные ступени имеют малые значения степени повышения давления 
, но установленные, как правило, за транс- и сверхзвуковыми ступенями вентилятора, они способствуют выравниванию потока воздуха на входе в компрессор высокого давления и, тем самым, повышению его КПД.
При больших степенях двухконтурности m > 8…10, с целью уменьшения числа ступеней турбины вентилятора, между роторами вентилятора и его турбиной устанавливают редуктор.
Ниже приводиться порядок расчета некоторых геометрических параметров подпорных ступеней.
1. Затраченная работа подпорных ступеней 
(или 
) известна из термогазодинамического расчета двигателя.
2. Средний диаметр подпорных ступеней на входе
.
3. Форма проточной части подпорных ступеней определяется формами проточной части вентилятора и компрессора газогенератора. Примем в примере форму проточной части подпорных ступеней с 
.
Тогда 
, т. е. втулочный диаметр подпорных ступеней равен диаметру втулки вентилятора на выходе.
4. Отношение площадей кольцевых сечений на входе и выходе подпорных ступеней
,
где в первом приближении 
можно принять 
.
, т. е. площадь кольцевого сечения на входе в подпорные ступени равна площади кольцевого сечения за вентилятором для внутреннего контура
где 
– температура на входе в компрессор газогенератора;
– температура на выходе из вентилятора.
5. Площадь кольцевого сечения на выходе подпорных ступеней
=
Необходимо согласовать площадь 
с площадью на входе в компрессор газогенератора, полученной в предыдущих расчетах.
6. Средний диаметр на выходе подпорных ступеней
7. Наружный диаметр подпорных ступеней на выходе
8. Так как средний диаметр каждой ступени при форме не известен, то определяем средний диаметр подпорных ступеней как полу сумму средних диаметров на входе и выходе подпорных ступеней.
=
9. Окружная скорость на среднем диаметре подпорных ступеней
.
10. Число подпорных ступеней
где 
– среднее значение коэффициента напора подпорных ступеней. Большие значения принимаются в случае установки редуктора.
Число подпорных ступеней округляется до ближайшего целого числа, и затраченная работа распределяется между ними. Распределение и дальнейшие расчеты подпорных ступеней осуществляются так же, как это делалось для дозвукового компрессора (см. §2.1 – 2.5).
§4.3. Предварительный расчет и согласование турбины вентилятора
Компоновка двигателя и полученные в результате ранее выполненных расчетов геометрические соотношения вентилятора и турбокомпрессора ТРДД приводят к некоторым ограничениям в выборе параметров и геометрических размеров турбины вентилятора. В частности, наружный диаметр турбины вентилятора на выходе не должен существенно превышать диаметра разделителя контуров, т. к. в противном случае это приведет к загромождению проточной части наружного контура двигателя. Поэтому порядок предварительного расчета может быть следующим.
1. Выбирается отношение наружного диаметра турбины вентилятора к диаметру разделителя контуров
.
Большие значения соответствуют ТРДД с большой степенью двухконтурности и без использования редуктора между роторами вентилятора и его турбины.
В примере 
2. Наружный диаметр турбины на выходе
=
3. Потребная внутренняя удельная работа турбины газогенератора определяется из баланса мощностей турбины, вентилятора и подпорных ступеней (если они имеются)
.
– (см. §1.2 п.7).
4. Температура газа за турбиной вентилятора
5. Приведенная скорость и угол 
на выходе из турбины вентилятора
;
.
Выбираем 
; 
6. Отношение полных давлений в турбине вентилятора
где 
– (см. §1.2 п.8).
7. Площадь кольцевого сечения канала на выходе из турбины вентилятора
где
Па – давление за турбиной вентилятора;
–коэффициент сохранения полного давления в переходном канале между турбиной компрессора и турбиной вентилятора.
8. Высота лопаток турбины вентилятора в выходном сечении
9. Средний диаметр турбины на выходе
10. Выбирается форма проточной части турбины вентилятора.
Как показывает практика выполненных ТРДД, при m > 5 турбина вентилятора имеет форму проточной части с , при m < 5 проточная часть с 
. В случае использования реактивного сопла без смешения потоков для снижения потерь в наружном контуре рекомендуется иметь турбину вентилятора с 
.
В примере принимаем форму с 
, хотя в дальнейшем приводятся формулы и для других форм проточной части турбины.
11. Площадь проточной части на входе в турбину вентилятора
где 
= 0,4…0,5 – приведенная скорость на входе в турбину вентилятора. Скорость должна быть согласована с ранее выбранной приведенной скоростью на выходе из турбины компрессора 
.
12. Диаметральные размеры на входе в турбину вентилятора.
При
;
;
.
При
;
;
.
При
;
;
.
13. При схемах и определяем средний диаметр турбины как полу сумму средних диаметров на входе и выходе турбины вентилятора
.
14. Выбор величины параметра согласования 
(см. §1.2 п.42). Для турбовентилятора величина согласует конструктивные и геометрические параметры вентилятора и его турбины и определяется
,
где 
– число ступеней турбины вентилятора;
– число ступеней вентилятора;
– средний диаметр вентилятора, представляющий полу сумму средних диаметров входа и выхода вентилятора;
m – степень двухконтурности двигателя.
Как показывает практика создания турбовентиляторов ТРДД, параметр практически не зависит от числа ступеней турбины вентилятора, подпорных ступеней, 
и m и оценивается пределом = 0,45…0,6.
В примере выбираем =
15. Число ступеней турбины вентилятора
.
Число ступеней турбины вентилятора округляется до ближайшего целого числа, и уточняется .
При схеме с подпорными ступенями число ступеней турбины вентилятора определяется
,
где i – передаточное отношение редуктора, расположенного между роторами вентилятора и его турбиной. При отсутствии редуктора i = 1;
– средний диаметр подпорных ступеней (см. §4.2 п.8).
В современных ТРДД при m < 1,0 турбина вентилятора обычно одно-двухступенчатая, при m = 1,0…2,5 турбина двух - трехступенчатая, при m = 4…6 турбина имеет 
.
16. окружная скорость на среднем диаметре турбины вентилятора
где 
– частота вращения ротора вентилятора;
i = 1 при отсутствии редуктора.
17. Параметр нагруженности ступеней турбины вентилятора
.
Для одноступенчатых турбин вентилятора 
, для двухступенчатых турбин 
, для многоступенчатых турбин вентилятора значение параметра лежит в пределах 
.
В случае, если параметр нагруженности не соответствует указанным пределам, выполнение условий обеспечивается путем изменения параметров , i (если редуктор имеется), 
или изменением 
. В случае изменения указанных параметров расчеты в §4.1…4.3 необходимо скорректировать.
18. Распределение теплоперепада между ступенями турбины вентилятора производится в зависимости от конкретных требований, предъявленных к двигателю, и от его схемы. При распределении необходимо руководствоваться следующим. Большие теплоперепады в первой ступени приводят к значительному снижению температуры газа в ней, чем исключается необходимость вводить охлаждение в последующих ступенях (в высокотемпературных ступенях).
При увеличенном теплоперепаде на последних ступенях получается более плавное очертание меридионального профиля проточной части турбины, и несколько увеличивается КПД турбины.
В примере принято следующее распределение теплоперепадов
19. Оцениваются прочностные параметры рабочей лопатки последней ступени турбины вентилятора.
Предварительно определяется температура в корне лопаток последней ступени турбины (неохлаждаемый вариант)
.
По температуре лопатки 
, выбранному ресурсу 
и принятому материалу лопаток определяется предел длительной прочности 
материала (см. §1.2 п.12).
Проверка прочности рабочих лопаток последней ступени турбины проводится по упрощенной формуле, исходя из максимального суммарного напряжения разрыва и изгиба в корневом сечении лопаток от действия центробежных и газовых сил
,
где 
– частота вращения ротора турбины. При отсутствии ротора (i = 1) 
;
– площадь кольцевого сечения на выходе из турбины;
(см. §1.2 п.15);
(см. §1.2 п.15).
Запас прочности для лопаток последней ступени
.
Если 
, необходимо выбрать другой материал с повышенной длительной прочностью или ввести охлаждения для снижения .
20. Оценивается запас прочности в лопатках первой ступени турбины вентилятора.
Напряжения в лопатках первой ступени
,
где – число ступеней турбины вентилятора.
Температура газа за первой ступенью вентилятора
Температура торможения газа в относительном движении в первой ступени турбины вентилятора
.
Температура в корне лопаток первой ступени
.
Если температура лопатки окажется выше допустимой (
), то необходимо ее охлаждать (см. §1.2 п.10).
После выбора системы охлаждения температура лопатки определяется по формуле
,
где 
и 
– безразмерная температура и температура охлаждающего воздуха (см. §1.2 п.10).
Так же, как и для рабочих лопаток последней ступени определяем предел длительной прочности материала для первой ступени (см. §1.2 п.12).
Запас прочности для лопаток первой ступени
.
Если 
, необходимо подобрать другой материал с повышенной длительной прочностью, или вводить более эффективную систему охлаждения (если лопатки требуют охлаждения).
Построение схемы меридионального сечения проточной части турбины вентилятора и ее детальный расчет проводятся так же, как и для турбины газогенератора (см. §3.1, §3.3, §3.4). Результаты поступенчатого детального расчета турбины вентилятора по среднему диаметру приведены в табл. 3.1.
§4.4. Особенности расчета геометрии проточной части свободной турбины ТВаД
ГТД со свободной турбиной широко используется как в авиации (ТВаД для вертолета), так и в наземных транспортных и стационарных энергоустановках (для привода компрессоров в газоперекачивающих станциях, энергогенераторов и других потребителей). ГТД со свободной турбиной имеет то достоинство, что свободная турбина может быть спроектирована на требуемое для потребителя число оборотов. Последнее исключает необходимость использование редуктора. Поэтому основная особенность расчета свободной турбины, по сравнению с ТВД и ТНД, заключается в том, что частота вращения ротора задается.
Другим преимуществом свободной турбины является то, что силовой вал может быть направлен в сторону выхлопа газового потока из ГТД, что обеспечивает более свободный вход воздуха в компрессор ГТД.
Следует отметить, что в основном геометрия проточной части свободной турбины рассчитывается аналогично расчету геометрии проточной части турбины низкого давления.
Ниже приводится особенность расчета свободной турбины авиационного турбовального двигателя.
а) Полное давление перед свободной турбиной
,
где 
– коэффициент восстановления полного давления в переходных каналах между турбинами.
б) Давление за свободной турбиной
,
где 
– степень расширения в сопле ТВаД.
в) Внутренняя работа свободной турбины
,
где 
– степень понижения давления в свободной турбине.
г) Средний диаметр на входе свободной турбины
,
где 
0,5…0,55 – характеристика Парсонса для одноступенчатой турбины;
0,55…0,65 – для многоступенчатой турбины;
– число оборотов свободной турбины;
– число ступеней свободной турбины.
д) Окружная скорость на среднем диаметре свободной турбины
.
ж) Кольцевая площадь на входе в свободную турбину
,
где 
– кольцевая площадь на выходе из турбины газогенератора
з) Площадь на выходе свободной турбины
,
где 
;
;
;
и) Проточность рабочих лопаток последней ступени свободной турбины оценивается по параметру напряженности 
,
где 
;
– высота на выходе рабочей лопатки последней ступени свободной турбины.
к) Выбирается форма проточной части свободной турбины, и определяются диаметральные размеры и высоты лопаток на входе и выходе свободной турбины
При
; 
;
; 
;
; 
.
При схемах 
и величина 
и 
определяется исходя из условия обеспечения определенного ранее среднего диаметра на входе свободной турбины 
и выбранной величины 
.
При
относительный диаметр втулки на выходе свободной турбины
,
периферийный диаметр [2]
,
где 
;
;
.
диаметр втулки на выходе свободной турбины
.
При
диаметр втулки свободной турбины
,
где 
;
;
.
По полученным размерам вычерчивается схема меридионального сечения проточной части свободной турбины аналогично тому, как это делалось для ТВД и ТНД. Детальный расчет свободной турбины проводится так же, как и аналогичный расчет неохлаждаемой турбины низкого давления.
Глава V. Расчет пространственного потока в ступенях осевого компрессора и турбины (закрутка лопаток)
§5.1. Распределение параметров потока по радиусу ступени осевой турбомашины
Параметры потока на различных радиусах по высоте проточной части ступени отличаются от таковых на среднем радиусе. Это отличие связано с переменностью окружной скорости, (
) предварительной закруткой потока на входе в рабочее колесо (
), закруткой потока на выходе из рабочего колеса (
), а также переменчивостью шага (t) и густоты решетки по радиусу 
.
Вследствие указанных причин скорость воздуха, форма треугольников скоростей и численные значения коэффициентов затраченного напора, степень реактивности, коэффициент 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 относительной высоты лопатки 
или величины относительного диаметра втулки 
. 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
, (5.1)
где 
- для компрессорных ступеней;
- для турбинных ступеней;
- окружные составляющие абсолютных скоростей на входе и выходе из рабочего колеса, соответственно;
m – показатель степени, при различных численных значениях которого получают различные законы закруток лопаток по радиусу.
Для определения кинематических параметров потока в различных сечениях по высоте лопаток необходимо знать треугольники скоростей в этих сечениях на входе и выходе из решетки. Чтобы построить эти треугольники скоростей достаточно знать изменение осевой, окружной составляющих абсолютной скорости 
и окружной скорости (U) по радиусу. Окружная скорость определяется по формуле 
. Составляющие скорости Са и СU определяются исходя из выбранного закона изменения параметров по радиусу. Приводимые ниже расчетные формулы получены из совместного решения уравнения радиального равновесия и уравнения энергии (в форме уравнения Бернулли) для осевых зазоров цилиндрической ступени при радиально уравновешенном потоке (Сr = 0) и постоянной работе на лопатках по высоте проточной части.
§5.2. Расчет параметров потока по радиусу ступени компрессора
В настоящее время практическое применение находят следующие типы компрессорных ступеней:
- ступень с промежуточным или комбинированным законом закрутки, для которых 
в уравнении (5.1);
- ступени с постоянной по радиусу кинематической степенью реактивности (
), для которых m = -1.0;
- ступени с постоянной по радиусу циркуляцией (
), для которых m = 1,0.
Опыт проектирования показывает, что в первых ступенях каскада низкого давления компрессора целесообразно использовать промежуточный закон закрутки с показателем степени m = -0,5…-0,75 или комбинированный закон (для вентиляторной ступени), в котором используются не одно, а два или более значений показателя степени m по радиусу в пределах .
В средних ступенях компрессора (первые ступени каскада высокого давления) обычно применяют закон закрутки с показателем степени m = -1.0.
Закрутку последней ступени компрессора выполняют по закону с показателем степени m = 1,0.
Обычно расчет производится в большом числе сечений по высоте. В приводимых примерах ограничимся тремя сечениями.
За основу расчета принимаются величины, полученные при расчете ступени по среднему диаметру, предполагая, что течение воздуха в пределах ступени происходит по цилиндрическим поверхностям тока.
 |
Расчетные сечения в корневой и периферийной частях (см. r1 и r3 на рис. 5.1) выбираются на расстоянии 2 мм …4 мм (в примере 2 мм) соответственно от втулки и наружного радиуса лопатки на выходе из решетки. Радиус
совпадает со средним радиусом 
ступени.
Рис. 5.1. Расчетные сечения рабочей лопатки 3-ей ступени компрессора
Осевая составляющая абсолютной скорости потока воздуха на входе в рабочее колесо в расчетных сечениях по радиусу определяется по формулам.
Для промежуточного закона
,(5.2)
где 
и 
- относительные радиусы расчетных сечений;
- периферийный радиус;
r – текущий расчетный радиус.
Для закона (m = -1.0)
. (5.3)
Для закона (m = 1,0)
. (5.4)
Осевая составляющая абсолютной скорости воздуха на выходе из рабочего колеса в расчетных сечениях определяется по следующим формулам.
Для промежуточного закона
.(5.5)
Для закона (m = -1.0)
(5.6)
Для закона (m = 1,0)
(5.7)
Изменения окружной составляющей абсолютной скорости СU вдоль радиуса обычно задаются, что и определяет закон закрутки лопаток. В общем виде эти законы определены выражением (5.1).
Для промежуточного закона и для закона окружные составляющие абсолютной скорости на входе и выходе из рабочего колеса удобно представлять в виде (учитывая в дальнейшем использование ЭВМ в расчетах)
, (5.8)
, (5.9)
где 
;
.
Для закона (m = 1,0)
(5.10)
(5.11)
Дальнейший порядок расчета и расчетные формулы не зависят от выбранного закона закрутки. Поэтому алгоритм расчета удобно представлять в табличном виде (табл. 5.1).
Численные значения, приведенные в табл. 5.1, относятся к расчету параметров по высоте рабочей лопатки 3-ей ступени компрессора газогенератора, для которой выбран закон закрутки 
. Исходные данные для расчета закрутки взяты из §2.3 и табл. 2.4.
Таблица 5.1
Определяемый параметр и расчетные формулы
НЕ нашли? Не то? Что вы ищете?
Реклама
Реклама на сайте, общая информация Контент-маркетинг Поддержите проект! Copyright © 2009-2026 Pandia. Все права защищены. Мнение редакции может не совпадать с мнениями авторов. Автоответчик: +7 495 7950139 228504 Написать письмо: [email protected] 
❮
❯
|