close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

9457.Экспериментальное определение характеристик малоразмерных лопаточных машин

код для вставкиСкачать
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
“САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ
УНИВЕРСИТЕТ имени академика С. П. КОРОЛЕВА”
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ХАРАКТЕРИСТИК МАЛОРАЗМЕРНЫХ
ЛОПАТОЧНЫХ МАШИН
Утверждено Редакционно-издательским советом университета
в качестве учебного пособия
САМАРА
ИЗДАТЕЛЬСТВО СГАУ
2006
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
УДК 621.438
ББК 31.363
Э 413
ЦИ
ОНАЛЬ
НЫ
ПР
ТЕТНЫЕ
Е
Н
А
О
РИ
ОЕКТЫ
Инновационная
образовательная
программа
"Развитие центра компетенции и подготовка
специалистов мирового уровня в области аэрокосмических и геоинформационных технологий”
ПР
И
Составители: О.В. Батурин, И.Б. Дмитриева,
А.В. Лапшин, В.Н. Матвеев
Рецензенты: д-р техн. наук, проф. С. В. Ф а л а л е е в,
д-р техн. наук Ю. И. К л и м н ю к
Э 413 Экспериментальное определение характеристик малоразмерных
лопаточных машин : учеб. пособие / [сост. О.В. Батурин и др.].–
Самара : Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 2006, 128 с. : ил.
ISBN 5-7883-0462-0
Пособие содержит краткие сведения о схемах и основах рабочего
процесса наиболее распространенных типов лопаточных машин. В работе
приведены их основные геометрические и кинематические параметры.
Кроме того, описаны методики экспериментального определения
характеристик компрессоров и турбин на основе испытания малоразмерных
моделей.
Пособие разработано на кафедре теории двигателей летательных аппаратов СГАУ и предназначено для студентов, обучающихся по курсам
«Теория и расчет лопаточных машин авиационных двигателей и энергетических установок», «Теория и расчет лопаточных машин агрегатов ракетных двигателей», «Теория авиационных двигателей», «Лопастные
машины и гидродинамические передачи», «Агрегаты наддува двигателей
внутреннего сгорания»
УДК 621.438
ББК 31.363
ISBN 5-7883-0462-0
2
© Самарский государственный
аэрокосмический университет, 2006
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ОГЛАВЛЕНИЕ
Основные условные обозначения...........................................................
6
Введение..........................................................................................................
9
1. Назначение и место лопаточных машин.........................................
11
1.1. Назначение и место лопаточных машин в системе ГТД..
11
1.2. Системы питания ЖРД................................................................
15
1.3. Система наддува двигателей внутреннего сгорания...........
20
2. Устройство и принцип действия наиболее распространенных типов
лопаточных машин.....................................................................
23
2.1. Схема и принцип действия осевого компрессора...............
23
2.1.1. Схема и основные геометрические параметры ступени
осевого компрессора................................................
23
2.1.2. Принцип действия ступени осевого компрессора.....
27
2.2. Схема и принцип действия центробежного компрессора
30
2.2.1. Принцип действия центробежного компрессора.......
30
2.2.2. Основные геометрические параметры ступени центробежного компрессора...................................................
33
2.3. Схема и принцип действия осевой турбины.........................
2.3.1. Схема и основные геометрические параметры одноступенчатой осевой турбины......................................
2.3.2. Принцип действия одноступенчатой осевой турбины.........................................................................................
2.3.3. Основные элементы, параметры профиля лопатки и
турбинной решетки профилей....................................
2.4. Схема и принцип действия центростремительной турбины...................................................................................................
2.4.1. Схема и основные геометрические параметры центростремительной турбины..............................................
38
38
40
42
45
45
2.4.2. Принцип действия центростремительной турбины..
45
2.4.3. Геометрические параметры ступени центростремительной
турбины..................................................................
48
2.5. Схема и принцип действия шнекоцентробежного насоса
48
3
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.5.1 Определение насоса и его основные параметры.........
49
2.5.2. Схема насоса...........................................................................
51
2.5.3 Основные геометрические параметры насоса..............
53
2.5.4. Принцип действия шнекоцентробежного насоса......
57
3. Экспериментальное определение характеристик малоразмерных
компрессоров, турбин и сопловых лопаточных венцов.................................................................................................................
3.1. Определение характеристик центробежного микрокомпрессора.............................................................................................
62
62
3.1.1. Характеристики центробежного компрессора.............
62
3.1.2. Стенд для экспериментального определения характеристик
центробежного микрокомпрессора.............
65
3.1.3. Порядок выполнения лабораторной работы...............
69
3.1.4. Обработка результатов экспермента и построение
характеристик.......................................................................
71
3.1.5. Содержание отчета по лабораторной работе...............
74
3.1.6. Контрольные вопросы для подготовки к сдаче лабораторной работы..............................................................
3.2. Определение характеристик центростремительной микротурбины..........................................................................................
75
3.2.1. Характеристики центростремительной турбины........
75
3.2.2. Стенд для определения характеристик малоразмерных
центростремительных турбин и методика обработки
результатов эксперимента...........................
84
3.2.3. Порядок проведения эксперимента................................
89
3.2.4. Обработка результатов экспермента и построение
характеристик.......................................................................
90
3.2.5. Содержание отчета по лабораторной работе...............
92
3.2.6. Контрольные вопросы для подготовки к отчету по
лабораторной работе...........................................................
3.3. Определение основных газодинамических характеристик
кольцевых решеток малоразмерных турбин................
3.3.1. Анализ течения газа в двухмерных решетках турбомашин.................................................................................
4
74
93
94
94
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.3.2. Особенности исследования кольцевых решеток малоразмерных турбин...........................................................
3.3.3. Установка и схема измерений для экспериментального
исследования кольцевых радиальных турбин..
103
107
3.3.4. Порядок проведения эксперимента................................
112
3.3.5. Обработка результатов эксперимента............................
113
3.3.6. Содержание отчета по работе...........................................
116
3.3.7. Контрольные вопросы для подготовки к отчету по
лабораторной работе...........................................................
118
Список использованных источников.....................................................
118
Приложения...................................................................................................
120
5
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
Параметры лопаточных машин
а
а кр
— скорость звука, м/с ;
b
b/t
с
Сm
D
— хорда профиля, м;
— густота решётки ступени компрессора;
— скорость воздуха или газа в абсолютном движении, м/с;
— максимальная толщина профиля, мм;
— диаметр, м;
d
— относительный диаметр втулки;
— площадь проходного сечения, м;
— массовый расход воздуха или газа, кг/с;
F
G
G
Hth
НТU
hл
h/b
k
LK
LT
m
M
NK
NТ
n
p
R
S
T
u
w
z
α
β
6
— критическая скорость, м/с;
— коэффициент производительности;
— теоретический напор, создаваемый компрессором, Дж/кг;
— теоретическая работа турбины, Дж/кг;
— высота лопатки, м;
— удлинение лопатки;
— показатель изоэнтропы;
— удельная работа компрессора, Дж/кг;
— удельная работа турбины, Дж/кг;
— масса, кг;
— число Маха (отношение скорости потока к скорости звука),
крутящий момент, Н ⋅ м;
— мощность привода компрессора, кВт;
— мощность на валу турбины, кВт;
— частота вращения, мин -1; показатель политропы;
— давление, Па;
— универсальная газовая постоянная, Дж/(кг К);
— осевая ширина лопатки, м; линия тока;
— температура, К;
— окружная скорость колеса, м/с;
— скорость в относительном движении, м/с;
— число ступеней; число лопаток;
— углы потока и лопаток в абсолютном движении, град;
— углы потока и лопаток в относительном движении, град;
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
δ
— угол отгиба профиля, град; радиальный зазор, мм;
— угол установки профиля в решётке, град;
ξ
ϕ
ψ
ρ
σ
η
— коэффициент потерь;
λ
πК
— приведенная скорость;
πТ
ω
— степень понижения давления в турбине;
γ
— коэффициент скорости в сопловом аппарате;
— коэффициент скорости в рабочем колесе;
— плотность, кг/м3;
— коэффициент восстановления полного давления;
— коэффициент полезного действия;
— степень повышения давления в компрессоре;
— угловая скорость, рад/с.
Индексы
*
а
в
вт
г
к
т
тр
пр
кр.
сп
ст
к
ср
вт
кор
пред
отр
л
с
n
r
— заторможенные параметры;
— по оси машины;
— вход, воздух;
— вторичный;№
— газ;
— компрессор;
— турбина, теоретический;
— трение;
— профильный, приведенный;
— кромочный, критический;
— спинка;
— ступень;
— концевой, периферийный;
— средний;
— втулочный;
— корытце;
— предельный;
— отрывной;
— лопатка;
— абсолютный;
— по нормали;
— радиальный;
7
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
w
0
1
2
3
— относительный;
— сечение на входе в сопловой аппарат;
— сечение на входе в рабочее колесо;
— сечение на выходе из РК;
— сечение на выходе из направляющего аппарата.
Условные сокращения
ВНА — входной направляющий аппарат;
Г
— горючее;
ГДФ — газодинамические функции;
ГТД — газотурбинный двигатель;
ГТУ — газотурбинная установка;
ДВС — двигатель внутреннего сгорания;
ЛВ
— лопаточный венец;
ЛД
— лопаточный диффузор;
ЛМ — лопаточная машина;
МТ — микротурбина;
НА — направляющий аппарат;
О
— окислитель;
ПД
— поршневой двигатель;
РЗ
— радиальный зазор;
РК
— рабочее колесо;
СА
— сопловой аппарат;
ТРД — турбореактивный двигатель;
ТРДД — турбореактивный двухконтурный двигатель;
ТНА — турбонасосный агрегат;
ШЦБН
— шнекоцентробежный насос;
ЦСМТ — центростремительная микротурбина.
Остальные обозначения, индексы и условные сокращения объяснены в
тексте.
8
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ВВЕДЕНИЕ
Лопаточные машины (компрессора, вентиляторы, турбины, насосы…)
широко применяются в энергетических установках различного назначения
и их системах. В частности, лопаточные машины являются основными
узлами газотурбинных двигателей, турбонасосных агрегатов систем
питания жидкостных ракетных двигателей, турбокомпрессоров наддува
двигателей внутреннего сгорания. Поэтому курс теории и расчета
лопаточных машин изучается, например, в таких специальностях, как
«Авиационные двигатели и энергетические установки», «Ракетные
двигатели», «Двигатели внутреннего сгорания», «Гидравлические
машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика», «Техническая эксплуатация летательных аппаратов и двигателей».
В рамках курса теории и расчета лопаточных машин учебными
планами
указанных
специальностей
предусмотрен
комплекс
лабораторных работ, последовательность которых увязана с читаемым
лекционным материалом. При проведении лабораторных работ студенты в
первую очередь знакомятся с назначением и местом лопаточных машин в
изделиях конкретной специальности, схемами различных типов
лопаточных машин и их принципом действия, с их основными
геометрическими и кинематическими параметрами. В дальнейшем
рассматриваются
типовые
характеристики
лопаточных
машинисполнителей и машин-двигателей, экспериментальные методы их
определения. Именно в такой последовательности и излагается учебный
материал в настоящем методическом пособии.
Поэтому для студентов специальностей «Авиационные двигатели и
энергетические установки» и «Техническая эксплуатация летательных
9
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
аппаратов и двигателей» первую лабораторную работу предлагается
проводить, используя подразделы 1.1, 2.1, 2.2 и 2.3.
Для специальности «Ракетные двигатели» в первой лабораторной
работе целесообразно использовать подразделы 1.2, 2.3, 2.4. и 2.5.
Для специальности «Двигатели внутреннего сгорания» будут полезны
подразделы 1.3, 2.2 и 2.4.
Для специальности « Гидравлические машины, гидроприводы и
гидропневмоавтоматика» следует при выполнении первой лабораторной
работы изучить материал разделов 1 и 2.
В дальнейшем в подразделах 3.1, 3.2 и 3.3 последовательно
рассматривается
экспериментальное
определение
характеристик
центробежного микрокомпрессора, центростремительной микротурбины и
соплового лопаточного венца. Представленный в этих подразделах
материал дает возможность познакомиться не только с методиками
проведения эксперимента, но и позволяет проанализировать особенности
получаемых характеристик лопаточных машин.
Данное методическое пособие предназначено не только для
выполнения лабораторных работ, но и будет полезно для самостоятельного изучения схем, принципа действия и характеристик
лопаточных машин.
10
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1. НАЗНАЧЕНИЕ И МЕСТО
ЛОПАТОЧНЫХ МАШИН
Лопаточной машиной называется устройство, в проточной части
которого осуществляется подвод (или отвод) механической энергии к
потоку рабочего тела, проходящего через машину. Это взаимодействие с
потоком рабочего тела осуществляется системой вращающихся и
неподвижных лопаток специальной формы.
1.1. Назначение и место лопаточных машин
в системе ГТД
Для современной авиации, освоившей большие высоты Нп и
Vп,
требуются
скорости
полета
силовые
установки,
в
которых
реализуется термодинамический цикл
с непрерывным характером рабочего
процесса. Таким циклом является цикл
Брайтона, или, как его чаще называют,
цикл с подводом тепла при p=const.
Схема этого цикла приведена на рис.
1.1. Для реализации цикла необходимо
Рис. 1.1. Идеальный цикл
осуществить следующие процессы:
p=const (Брайтона)
- н-к - непрерывное сжатие в
в p-V- координатах
воздухозаборнике и компрессоре;
- к-г - изобарический подвод тепла;
11
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
-
г-с - непрерывное расширение с целью организации реактивной струи;
- с-н - изобарический отвод тепла от реактивной струи во
внешнюю среду.
Наиболее простой тип устройства авиационного газотурбинного
двигателя, в котором реализуется цикл с подводом тепла при р=соnst,
представлен на рис. 1.2.
Рис. 1.2. Схема проточной части одновального турбореактивного двигателя
Входное устройство ТРД выполняется в виде дозвукового или
сверхзвукового диффузора и служит для предварительного поджатия
поступающего в двигатель рабочего тела воздуха (участок н-в, см. рис.
1.1) за счёт изменения его кинетической энергии, которой оно обладает на
входе.
Компрессор представляет собой агрегат, предназначенный для
непрерывного сжатия поступающего рабочего тела до расчётного уровня
степени повышения давления π к участок в-к, (см. рис. 1.1). Для
осуществления сжатия к компрессору подводится извне механическая
работа Lк , в результате чего полное давление и полная температура
рабочего тела возрастают, достигая на выходе значений р к∗ и Т к∗ .
Камера сгорания - это устройство, в котором происходит непрерывное сгорание топлива (керосина) при р=const в потоке сжатого
рабочего тела, в результате чего подводится потребное количество тепла
Q1 , а температура возрастает до расчётного значения Т г∗ (участок к-г, см.
рис. 1.1).
12
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Турбина предназначена для выработки мощности, необходимой для
привода компрессора. При этом сжатое и нагретое рабочее тело,
расширяясь (участок г-Т, см. рис. 1.1), совершает работу Lт = Lк + Lпр
где Lпр - работа, необходимая для привода бортовых агрегатов самолета и
агрегатов самого ГТД.
В результате совершения работы давление и температура рабочего
тела в турбине уменьшаются, достигая на выходе значении рТ∗ и Т Т∗ .
Реактивное сопло представляет собой суживающийся конфузор при
дозвуковых перепадах давления. Если срабатывается сверхзвуковой
перепад давления, оно имеет форму сопла Лаваля.
В сопле осуществляется дальнейший процесс расширения сжатого и
нагретого рабочего тела (участок Т-с, см. рис. 1.1). При этом его
потенциальная энергия превращается в кинетическую энергию струи,
вытекающей из сопла, и используется как движущая сила (тяга) самолета.
И, наконец, в результате тепломассообмена струи с атмосферой
происходит изобарический отвод тепла Q2 (участок с-н, см. рис. 1.1). Это
условный процесс, замыкающий цикл при р=const.
Как следует из сказанного, основными узлами ТРД являются
компрессор и турбина, в которых реализуются термодинамические
процессы сжатия и расширения рабочего тела. Для обеспечения их
непрерывности в современных ТРД компрессор и турбина выполняются в
виде лопаточных машин.
В настоящее время ГТД выполняются по самым различным схемам
[1,4]. Они могут быть не только одновальными (рис. 1.2), но и двух,
трехвальными, одно или двухконтурными, с авиационными или
вертолетными винтами, а также винтовентиляторами (рис. 1.3…..1.9). И во
всех перечисленных типах ГТД основными узлами являются компрессора
и турбины, вентиляторы и подпорные ступени, являющиеся лопаточными
машинами.
13
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.3. Схема двухвального турбореактивного двигателя
Рис. 1.4. Схема двухвального ТРДД с подпорными ступенями и смешением
потоков
Рис. 1.5. Схема двухвального ТРДД с подпорными ступенями
и с раздельным истечением потоков
Рис. 1.6. Схема трехвального ТРДД с раздельным истечением потоков
14
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.7. Схема одновального турбовинтового двигателя
Рис. 1.8. Схема двухвального турбовинтового двигателя
Рис. 1.9. Схема трехвального турбовального двигателя с двухкаскадным
компрессором и свободной турбиной
1.2. Системы питания ЖРД
Жидкостный ракетный двигатель (ЖРД) – это двигатель, работающий
на жидких компонентах топлива, находящихся на борту ракеты.
Компонентами топлива являются окислитель (жидкий кислород, азотная
кислота, четырёхокись азота и др.) и горючее (керосин, жидкий водород,
несимметричный диметилгидразингидрат и др.) Может применяться и
однокомпонентное топливо (перекись водорода и др.)
Основным отличием ЖРД от других двигателей внутреннего сгорания
является независимость от атмосферного воздуха как окислителя. Эта
особенность ЖРД позволяет двигателю работать в условиях
15
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
безвоздушного пространства (космоса, под водой) и развивать при этом
необходимую силу тяги.
ЖРД предназначены для кратковременного создания тяги. Величина
тяги ЖРД варьируется от долей ньютона до тысяч килоньютонов.
В ЖРД используются обычно два компонента топлива – горючее (Г) и
окислитель (О). Давление этих компонентов в камере сгорания достигает
1,0..30 МПа, а их расход в зависимости от типа двигателя может быть и
очень маленьким (0,05..5 г/с), и очень большим (до 3000 кг/с).
Рассмотрим простейшие схемы ЖРД и принцип их действия, а также
выявим место турбонасосного агрегата в ЖРД как системе.
Известны два типа систем подачи компонентов топлива в камеру
сгорания ЖРД [7, 9]: вытёеснительная и насосная.
Схема вытеснительной системы подачи топлива приведена на рис.
1.10, а. Из бака высокого давления 1 инертный газ (например, азот, гелий
или др.) через пусковые клапаны 2, редуктор давления 3 и обратные
клапаны 4 и 5 поступает в баки 6 горючего (Г) и 7 окислителя (О). Под
воздействием давления инертного газа компоненты топлива вытесняются
в камеру 20 двигателя, когда открываются главные клапаны окислителя 18
и горючего 19.
Преимущество вытеснительной системы подачи компонентов
заключается в простоте и надежности системы питания. Однако при этом
давление в баках должно быть высоким, больше давления в камере
сгорания. Поэтому в случае большой тяги двигателя, а следовательно,
значительных расходов горючего и окислителя при больших импульсах
тяги баки получаются чрезвычайно толстостенными и массивными, т.е. по
массе неприемлемыми для ракетной техники.
16
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.10. Двигательные установки ЖРД, выполненные по вытеснительной
(а) и по открытой (б) и закрытой (в) насосным схемам
1 – бак с инертным газом; 2 - пусковой клапан; 3 - редуктор; 4, 5 – обратные
клапаны; 6, 7 – баки горючего и окислителя; 8, 9 – места стыковки ЖРД с ракетой
по линиям горючего и окислителя; 10, 11 – пусковые клапаны горючего и
окислителя; 12 – насос горючего; 13 – насос окислителя; 14 – газовая турбина; 15,
17 – клапаны окислителя и горючего на линии газогенератора; 16 – газогенератор;
18 – главный клапан окислителя; 19 – главный клапан горючего; 20 – камера ЖРД;
21 - утилизационное сопло; 22 – дроссельная шайба.
Для ЖРД умеренной и большой тяги применяются насосные системы
подачи топлива (рис. 1.10, б,в). В этом случае внутри топливных баков 6,7
поддерживается небольшое давление, достаточное для бескавитационной
работы насосов 12 и 13. Эти насосы обеспечивают необходимое давление
для подачи компонентов в камеру 20.
17
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Существуют две принципиально отличные друг от друга схемы
работы ЖРД с насосной системой подачи топлива:
- открытая схема (рис. 1.10, б), когда отработанные на турбине
газы идут на «выхлоп» в окружающую среду;
- закрытая схема или схема с дожиганием отработавших на
турбине газов в камере сгорания.
Рассмотрим принцип действия ЖРД, выполненного по открытой
схеме (рис. 1.10, б). По команде «Пуск» открывается пусковой клапан 2.
Инертный газ (чаще всего гелий), находящийся в баке 1 высокого
давления, с существенно низким давлением, срабатываемым в редукторе
давления 3, через обратные клапаны 4 и 5 поступает в баки 6 горючего и 7
окислителя, т.е. осуществляется наддув баков. Открываются пусковые
клапаны горючего 10 и окислителя 11. Компоненты топлива через насосы
12 горючего и 13 окислителя заполняют магистрали двигателя до
клапанов 15 окислителя и 17 горючего газогенератора и камеры 18, 19
соответственно.
В заданный момент по достижении определённого давления наддува
открываются клапаны окислителя 15 и горючего 17 газогенератора.
Топливо поступает в газогенератор 16, где воспламеняется от специальной
системы
зажигания
или
самостоятельно,
если
компоненты
самовоспламеняющиеся. Далее продукты сгорания из газогенератора
поступают на турбину 14, которая начинает раскручивать насосы 12 и 13,
повышая давление на их входе.
По достижении заданного давления компонентов топлива за насосами
открываются главные клапаны 18 окислителя и 19 горючего. Топливо
поступает в камеру 20. Один компонент (на рис. 1.10, б,в) проходит по
рубашке охлаждения камеры 20, а затем поступает в камеру. При
смешении компонентов топлива в камере оно воспламеняется аналогично
тому, как это происходит в газогенераторе. Продукты сгорания поступают
в турбину, она раскручивается до расчетной частоты вращения, и
двигатель выходит на режим.
Недостаток открытой схемы ЖРД заключается в том, что часть
расхода компонентов топлива, идущего на привод турбины,
выбрасывается на «выхлоп» через сопло 21. При этом не полностью
используется его энергия, так как температура этой части топлива
18
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
существенно ниже, чем в камере сгорания и, кроме того, эта часть топлива
практически не участвует в создании тяги двигателя.
Энергетически более выгодна замкнутая схема ЖРД (см. рис. 1.10, в),
в которой отработанный в турбине 14 газ, образовавшийся в
газогенераторе 16 при сгорании топлива, поступает не на «выхлоп», а в
камеру 20 на дожигание. В этом отличие принципа действия ЖРД,
выполненного по замкнутой схеме, от выполненного по открытой схеме.
Это отличие приводит к тому, что в ЖРД с дожиганием весь расход
одного из компонентов топлива идёт через газогенератор 16 (на рис. 1.10,
в – окислителя), а другой компонент (на рис. 1.10, в – горючее) большей
частью поступает в камеру 20.
При этом незначительная часть его (порядка 1% от суммарного
расхода топлива) идёт в газогенератор для обеспечения процесса горения
и образования газа, т.е. рабочего тела для привода турбины. Поскольку газ
после турбины 14 поступает непосредственно в камеру 20 ЖРД, то такая
турбина называется предкамерной.
Таким образом, ЖРД состоит из следующих основных агрегатов:
камеры сгорания 20, обеспечивающей основной параметр двигателя –
тягу; турбины 14 и насосов 12 горючего и 13 окислителя (в целом эти
агрегаты называют турбонасосным агрегатом – ТНА), повышающих
давление компонентов топлива для обеспечения величины р к в камере и
газогенераторе
до
десятков
мегапаскалей;
газогенератора,
обеспечивающего создание рабочего тела турбины; агрегатов автоматики,
которые обеспечивают управление запуском и остановом двигателя, а
также регулировани величины тяги; трубопроводов и узлов общей сборки,
соединяющих все агрегаты двигателя в единую систему.
ТНА – наиболее трудоёемкий агрегат в составе ЖРД как по объёму
конструкторской и технологической документации, так и в оснащении
производства на его изготовление и испытания, а также по затратам на
доводку и числу экспериментов по еёе осуществлению.
Основные требования на разработку ТНА – это давление и расход
компонентов топлива на входе в двигатель (по местам стыковки 8 и 9 с
ракетой, см. рис. 1.10, б, в) и на выходе из насосов, габаритные размеры,
точки подсоединения к магистралям двигателя, масса агрегата.
19
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Насосная система подачи значительно сложнее вытеснительной, но
при больших расходе и давлении компонентов на входе в камеру она
обеспечивает меньшую массу всей двигательной установки –
совокупности ЖРД и баков.
Таким образом, в состав мощных ракетных двигательных установок
обязательно входит ТНА, состоящий из нескольких насосов и приводной
турбины.
1.3. Система наддува двигателей внутреннего сгорания
Повышение удельных параметров двигателя внутреннего сгорания
(ДВС) возможно за счет увеличения массы топливного заряда, т.е.
увеличения количества воздуха и топлива, подаваемого в цилиндр.
Выполняется это без изменения объема двигателя за счет увеличения
плотности воздуха путем его наддува с помощью компрессора. Привод
компрессора может осуществляться от вала двигателя или от турбины,
работающей на выхлопных газах. В последнем случае агрегат наддува
называется турбокомпрессором.
Вместе с тем наддув ДВС позволяет не только форсировать двигатель,
увеличивать удельную мощность, но и обеспечивает комплексное
повышение таких показателей технического уровня, как энергетическая
эффективность, экологичность и надежность.
Схема наддува ДВС приведена на рис. 1.11.
При работе двигателя 4 воздух из атмосферы засасывается через
фильтр 1 и компрессором 2 подается через теплообменник 3 в двигатель 4.
Теплообменник 3 служит для охлаждения надувочного воздуха.
При выхлопе отработавшие газы из двигателя 4 поступают в турбину
7, которая вырабатывает механическую энергию, необходимую для
привода в действие компрессора 2.
20
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Регулирование работы системы наддува осуществляется следующим
образом. В случае повышенного давления за компрессором 2 шток 5
перемещается на открытие регулирующего клапана 6. При этом часть
выхлопных газов перепускается из подводящей магистрали
в
затурбинный
диффузор. Мощность турбины
7 снижается, что обеспечивает
уменьшение частоты вращения
турбокомпрессора, и, следовательно, давления воздуха на
выходе из компрессора 2.
Таким образом, основным
элементом системы наддува
ДВС
является
турбокомпрессор, обычно состоящий из центробежного
компрессора
и
центростремительной или радиальноосевой
турбины.
Конструктивная схема типового турбокомпрессора ДВС
представлена на рис. 1.12.
Рис. 1.11. Схема системы наддува
двигателя внутреннего сгорания
21
Рис. 1.12. Конструктивная схема турбокомпрессора двигателя внутреннего сгорания
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
22
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. УСТРОЙСТВО И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ НАИБОЛЕЕ
РАСПРОСТРАНЕННЫХ ТИПОВ ЛОПАТОЧНЫХ
МАШИН
2.1. Схема и принцип действия осевого компрессора
2.1.1. Схема и основные геометрические параметры ступени осевого
компрессора
Компрессор – это лопаточная машина, предназначенная для
непрерывного сжатия рабочего тела до расчетного уровня степени
повышения давления πК*.
Схема ступени осевого компрессора приведена на рис. 2.1. Ступень
представляет
собой
совокупность подвижного РК и
неподвижного
НА.
В
соответствии с ГОСТ 23851-79
"Двигатели
авиационные
газотурбинные"
сечение
на
входе в РК обозначается индексом 1, на выходе - 2 и,
наконец, на выходе из НА - 3.
Направление движения воздуха
в проточной части совпадает с
направлением оси вращения РК.
Прежде чем перейти к
Рис.2.1. Схема и геометрические
описанию основных геометпараметры
осевого компрессора
рических параметров ступени
осевого компрессора и других
23
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
лопаточных машин, необходимо привести некоторые определения.
Средняя линия профиля – геометрическое место точек центров
окружностей d i , вписанных в профиль.
Линия, соединяющая точки пересечения средней линии профиля с его
контуром называется хордой профиля и обозначается буквой b .
Выпуклая часть контура профиля называется спинкой, вогнутая корытцем.
Угол изгиба профиля θ - угол между касательными к средней линии,
проведенными в точках пересечения ее с контуром профиля.
Стрела максимального прогиба средней линии профиля - расстояние от хорды до максимально удаленной от неё точки средней линии.
Максимальная толщина профиля - диаметр максимальной окружности, вписанной в профиль.
Координата максимального прогиба - расстояние вдоль хорды от
носика профиля до точки максимального прогиба.
Координата положения максимальной толщины - расстояние
вдоль хорды от носика профиля до точки положения максимальной
толщины.
Шаг решётки t - расстояние между одноименными точками двух
соседних профилей.
Фронт решётки - линия, соединяющая крайние точки профилей на
входе в решётку или на выходе из неёе.
Угол установки профиля в решётке - угол между хордой профиля и
фронтом решётки.
Конструктивные углы на входе и выходе - углы между касательными
и средней линии и фронтом в точках их пересечения у входной и
выходной кромок соответственно.
Величина горло решётки - минимальный диаметр окружности,
вписанной в канал между соседними профилями.
Угол атаки - разность между конструктивным и действительным
углом набегания потока на входной кромке.
Угол отставания потока - разность между конструктивным и
действительным углом выхода потока.
24
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Основные геометрические параметры проточной части осевого
компрессора в меридиональной плоскости представлены на рис. 2.1 и
табл. 2.1.
Таблица 2.1
Основные геометрические параметры осевого компрессора
в меридиональной плоскости
Наименование геометрического параметра
Обозначение
Наружный (периферийный) диаметр
Dк i
Втулочный диаметр
Dвт i
Средний диаметр
Dсрi = (Dкi − Dвтi ) 2
Высота лопатки
hл i
Ширина венца рабочего колеса
SРК
Ширина венца направляющего аппарата
SНА
Ширина осевого зазора
δ0
Величина радиального зазора
δ r = ( Dкiст − Dкi ) 2
Относительный диаметр втулки
d i = Dвтi Dкi
Удлинения лопатки
h лi = h лi S срi
Для рассмотрения геометрических параметров профилей и решеток
профилей осевого компрессора необходимо построить дополнительное
сечение. Для этого создадим секущую цилиндрическую поверхность
радиусом ri = Dсрi 2 с осью, совпадающей с осью компрессора. В
дальнейшем разрежем эту поверхность по образующей и развернем ее на
плоскость. Таким образом, будет получена плоская решетка профилей.
Основные элементы и геометрические параметры профилей и решеток
профилей осевого компрессора приведены на рис. 2.2, 2.3 и в таблице 2.2.
25
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.2. Основные геометрические характеристики решетки профилей
РК осевого компрессора
Рис. 2.3. Основные геометрические характеристики профиля
лопатки осевого компрессора
Таблица 2.2
Основные геометрические параметры решеток профилей
Наименование геометрического параметра
26
Обозначение
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Диаметры окружностей вписанных в профиль
di
Хорда профиля
b
Угол изгиба
θ = β 2 л − β1 л
Стрела максимального прогиба средней линии профиля
f
Максимальная толщина
Сm
Координата максимального прогиба
xf
Координата положения максимальной толщины
xc
Шаг решетки
t
Угол установки профиля в решетке
γ
Конструктивный угол
на входе:
на выходе:
β1 л
β 2л
Горло решетки
аг
Густота решетки
b/t
Относительная величина горла
аг/t
Угол атаки
i = β1л − β1
Угол отставания потока
δ = β 2л − β 2
Угол поворота потока в решетке
Δβ = β 2 − β1
2.1.2. Принцип действия ступени осевого компрессора
Рассмотрим двухмерную модель рабочего процесса ступени осевого
компрессора, расположенную на некотором радиусе (рис. 2.4).Рабочее
тело набегает на РК в самом общем случае с некоторой скоростью с1 под
углом α1 к фронту решётки. На входных кромках РК воздух начинает
участвовать в двух движениях: с переносной скоростью и, с которой
вращается РК на радиусе ri , и с относительной скоростью w1 в
межлопаточных каналах, а
w1 = c1 − u1 . При этом угол потока в
27
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
относительном
движении
составляет с фронтом решётки
величину β1 . Лопатки РК
выполняют так, чтобы конструктивный угол входной
кромки β1л был примерно
равен углу β1 .
Конструктивный
угол
выходной кромки β 2 л всегда
больше угла β1 . При этом
межлопаточный
канал
получается расширяющимся
(диффузорным).
Поскольку
РК вращается принудительно,
то со стороны лопаток на
поток воздуха действует сила
R.
Еёе
окружная
составляющая
Ru
осуществляет подвод работы
поэтому c 2 > c1 , а угол потока
в абсолютном движении на
выходе из РК составляет α 2 .
Осевая
составляющая
Ra
Рис. 2.4. Двухмерная модель рабочего
выполняет роль поршня и в
процесса в осевом компрессоре
относительном
движении
проталкивает воздух в диффузорном межлопаточном канале,
поэтому w2 < w1 , а угол выхода потока β 2 примерно равен углу β 2 л ,
при этом c 2 = w2 + u 2 . В результате торможения потока в относительном
движении статические pi и Ti в РК возрастают.
С целью обеспечения безударного входа конструктивный угол
входных кромок НА α 2 л выполняется так, чтобы он был примерно равен
углу α 2 .
28
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Конструктивный угол выходных кромок в НА α 3 л как и в РК, больше
α 2 л , следовательно, межлопаточные каналы его также диффузорны. В
диффузорном межлопаточном канале НА происходит торможение потока,
поэтому с 2 > c3 , а статические pi и Ti продолжают возрастать. Угол
выхода потока из НА α 3 примерно равен углу α 3 л , который, в свою
очередь, выбирается таким образом, чтобы α 3 л был примерно равен α1 .
Совместив входной треугольник скоростей в одном полюсе с
выходным, мы получим план скоростей в ступени ОК (см. рис. 2.5). На
плане скоростей приведены как система отсчета углов ( α i и βi ), так и
углы поворота потока в решётках:
в РК в относительном движении - Δβ = β 2 − β1 ;
в НА в абсолютном
движении
Δα = α 3 − α 2 .
В решётках компрессора происходит
процесс торможения,
который
сопровождается
повышенными потерями,
Δβ (Δα )
поэтому
обычно ограничивают
значениями в 20...30°.
Рис. 2.5. План скоростей в ступени осевого
компрессора
2.2. Схема и
принцип действия центробежного компрессора
2.2.1. Принцип действия центробежного компрессора
Схема ступени центробежного компрессора (ЦБК) приведена на рис.
2.7. Ступень ЦБК представляет собой совокупность вращающегося
рабочего колеса (РК) а и расположенных за ним щелевого б и лопаточного
в диффузора и выходного устройства г. Основным элементом ступени
29
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
является РК, снабжённое специальным образом спрофилированными
лопатками.
По конструкции РК центробежные компрессоры можно разделить на 4
группы: открытое, полуоткрытое, закрытое и двустороннее (рис. 2.6).
Рис. 2.6. Виды РК центробежного компрессора: а – открытое; б – полуоткрытое;
в – закрытое; г - двустороннее
Принцип действия ЦБК заключается в следующем. При вращении РК
рабочее тело перемещается по межлопаточным каналам от сечения 1-1 к
сечению 2-2 (от входа к периферии) (рис. 2.7). Перед РК образуется
область разрежения и поток наружного воздуха поступает в колесо. В его
каналах рабочее тело сжимается, вследствие действия инерционных сил и
торможения потока в относительном движении. При этом к выходу из РК,
к сечению 2-2, давление р и температура Т повышаются. Абсолютная
скорость потока с увеличивается (с2> с1) вследствие подвода к нему
механической работы. График изменения основных параметров потока в
ступени ЦБК приведен на рис. 2.8.
30
Рис. 2.7. Схема и геометрические параметры ступени центробежного компрессора
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
31
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Из РК рабочее тело поступает в диффузор, который
может быть щелевым или
лопаточным. В нем повышенная
кинетическая
энергия потока преобразуется в работу сжатия.
При этом абсолютная
скорость с уменьшается, а
статические давление р и
температура Т растут. Поскольку внешняя работа в
Рис. 2.8. Изменение параметров
диффузоре не подводится,
в ступени ЦБК
полная температура рабочего
тела не изменяется Т*2= Т*3, а полное давление несколько снижается из-за
наличия гидравлических потерь р 3* < р 2* .
В выходном устройстве процесс превращения кинетической энергии
потока в работу сжатия продолжается. Изменение параметров потока
аналогично их изменению в диффузоре.
Для обеспечения безударного входа потока рабочего тела в РК
используется два конструктивных приема:
- применение неподвижного входного НА, в котором поток
получает предварительную закрутку с1U в сторону вращения колеса (рис.
2.9), причем на расчетном режиме c1U = u . Применение закрутки потока
позволяет уменьшить приведенную скорость потока в относительном
движении в РК λ1W (что снижает в нем потери);
- отгиб входных кромок лопаток колеса в направлении вращения
последнего (рис. 2.10).
32
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.10. Плоские решетки РК
ЦБК с отгибом лопаток
Рис. 2.9. Плоские решетки ВНА и РК ЦБК с
планами скоростей
2.2.2. Основные геометрические параметры ступени центробежного
компрессора
Основные геометрические параметры проточной части центробежного
компрессора в меридиональной плоскости приведены на рис. 2.7, 2.11,
2.12 и табл. 2.3.
Для рассмотрения геометрических параметров профилей лопаток
необходимо построить дополнительное сечение. Для этого создадим
секущую цилиндрическую поверхность радиусом ri = Dсрi 2 с осью,
совпадающей с осью компрессора. В дальнейшем разрежем эту
поверхность по образующей и развернем ее на плоскость. Таким образом,
будет получена плоская решетка профилей лопаток ВНА или входной
части РК.
Основные элементы и геометрические параметры входной части
профилей РК и решеток рабочих профилей центробежного компрессора
приведены на рис. 2.13 и в табл. 2.4.
33
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис 2.11. Профиль внутренней
стенки РК
Рис 2.12. Схема меридионального
сечения канала РК
Рис. 2.13. Профиль лопаток входного участка РК (ВНА)
Таблица 2.3
34
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Основные геометрические параметры центробежного компрессора в
меридиональной плоскости
Наименование геометрического параметра
Обозначение
Наружный диаметр на входе в РК
D1к
Втулочный диаметр на входе в РК
D1вт
Средний диаметр на входе в РК
Dср = (D1 − D0 ) 2
Высота лопатки на входе в РК
h1
Высота лопатки на выходе из РК
h2
Наружный диаметр РК
D2
Наружный диаметр лопаточного диффузора
D3
Ширина ВНА
S1
Ширина РК
S2
Относительная толщина диска
Δ 2 D2
Угол наклона внутренней стенки ВНА
θ1
Угол уширения внутренней стенки диска
θ2
Радиус внутренней стенки РК
Rто
Радиус внешней стенки РК
R
Толщина диска РК вблизи выходных кромок
Δ2
Лопаточный
диффузор
предназначается
для
дальнейшего
преобразования кинетической энергии потока в потенциальную энергию
статического давления. Процесс в диффузоре сопровождается снижением
скорости. Основные геометрические параметры лопаточного диффузора
показаны на рис. 2.14 и 2.15, а также в табл. 2.5.
Таблица 2.4
Параметры входной части рабочего колеса центробежного компрессора
35
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Наименование геометрического параметра
Обозначение
Лопаточный угол входных кромок
β1л
Угол входа потока в РК
β1
Угол атаки
Угол изгиба профиля
Лопаточный угол в месте контакта лопатки с диском
Хорда
Густота решетки
Отклонение потока
Радиус средней линии профиля
i = β1л − β1
θ
β 2′ л
b
b t1
Δβ = β 2 − β 1
R
Шаг профилей
t1 = πD1 z
Число лопаток
z
Угол установки профиля
γ
Ширина лопаточного венца
S1
Рис. 2.14. Схема и геометрические параметры лопаточного диффузора
36
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.15. Схема меридионального сечения диффузора центробежного
компрессора
Таблица 2.5
Основные геометрические параметры лопаточного диффузора
Наименование геометрического параметра
Обозначение
Диаметр на входе в диффузор
D3
Диаметр на выходе из диффузора
D4
Ширина лопаточного диффузора на входе
h3
Ширина лопаточного диффузора на выходе
h4
Лопаточный угол на входе в диффузор
α3л
Лопаточный угол на выходе из диффузора
α4л
Отношение проходных сечений
Радиус кривизны вогнутой поверхности профиля лопатки
диффузора
Радиус кривизны выпуклой поверхности профиля
лопатки диффузора
f = F4 F3
Rвнут
Rвнеш
Радиус кривизны средней линии профиля лопатки
диффузора
Rл
Толщина профиля лопатки диффузора
Δ
Радиус центров расположения радиусов Rл
r0
37
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.3. Схема и принцип действия осевой турбины
2.3.1. Схема и основные геометрические параметры одноступенчатой
осевой турбины
Турбина – это лопаточная машина, в которой происходит отбор
энергии от сжатого и нагретого газа, а также преобразование ее в
механическую энергию вращения ротора. Схема ступени осевой турбины
показана на рис. 2.16.
Рис. 2.16. Основные геометрические параметры ступени осевой турбины
Ступень турбины состоит из соплового аппарата и РК. Приводные
турбины ТНА имеют обычно одну или две ступени. Для автономных
турбин с выхлопом в окружающую среду в ЖРД открытых схем (см.
рис.1.10, б) характерны большие значения степеней понижения давления
(πТ = 20..50). СА таких турбин представляет собой совокупность
осесимметричных сужающе-расширяющихся сопел. У предкамерных
турбин степень расширения газов обычно находится в диапазоне πТ =
1,2...1,8. Их СА выполняются в виде лопаточных венцов, установленных
между неподвижным диском и корпусом ТНА.
38
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В ступени турбины выделяются три характерных сечения:
− на входе в СА сечение 0-0;
− на выходе из СА (на входе в РК) сечение 1–1;
− на выходе из РК сечение 2-2.
Основные геометрические параметры ступени турбины в меридиональной плоскости обозначены на рис. 2.16 и приведены в табл. 2.6.
Таблица 2.6
Основные геометрические параметры
ступени турбины в меридиональной плоскости
Наименование геометрического параметра
Диаметры на входе в СА:
− периферийный
− средний
− втулочный
Диаметры на входе в РК:
− периферийный
− средний
− втулочный
Диаметры на выходе из РК:
− периферийный
− средний
− втулочный
Высоты лопаток:
− на входе в СА
− на входе в РК
− на выходе из РК
Обозначение
D0 к
D0 ср
D0 вт
D1 к
D1 ср
D1 вт
D2 к
D2 ср
D2 вт
h0
h1
h2
Ширина лопаточного венца СА
SСА
Ширина лопаточного венца РК
SРК
Величина осевого зазора
δо1
Величина радиального зазора
δr
2.3.2. Принцип действия одноступенчатой осевой турбины
Рассмотрим принцип действия турбины на примере осевой ступени
предкамерной турбины (рис. 2.17).
39
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.17. Схема элементарной ступени осевой турбины (а)
и потока в ней (б)
Мысленно вырежем в ней бесконечно тонкую цилиндрическую
оболочку на произвольном радиусе r толщиной dr. Разрежем эту оболочку
по образующей и развернем на плоскость. В результате получится так
40
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
называемая элементарная ступень, состоящая из элементарных
лопаточных венцов СА и РК.
На вход в ступень (сечение 0–0) подается газ высокого давления p*0 с
повышенной температурой Т 0* до 1150...1500К. На выходе из ступени
(сечение 2–2) статическое давление р 2 значительно меньше давления
р 0* . Поэтому газ с входа стремится попасть на выход из турбины.
Первоначально рабочее тело проходит через СА. Так как
межлопаточные каналы СА выполнены конфузорными (сужающимися) и
криволинейными, то поток в них разгоняется и разворачивается,
направляясь на лопатки РК с большой абсолютной скоростью с1 . Струя
газа, попадая в межлопаточные каналы РК, создает на рабочих лопатках
силу Р (см. рис. 2.17), окружная составляющая которой обеспечивает
крутящий момент и заставляет вращаться РК с угловой скоростью ω .
Окружная скорость вращения выделенного элементарного ЛВ РК в
этом случае будет равна u = ω ⋅ r .
Для того, чтобы теперь определить скорость потока относительно
входной кромки рабочей лопатки надо вычесть из вектора абсолютной
скорости c1 вектор окружной скорости u1 и построить треугольник
скоростей на входе в РК (см. рис. 2.17).
В межлопаточных каналах РК поток газа разворачивается, совершает
механическую работу и выходит из рабочего ЛВ по направлению
выходных кромок лопаток с относительной скоростью⎯ w2 . Абсолютную
скорость газа на выходе из РК c 2 определяют, сложив вектора w2 и u 2
(см. рис. 2.17). Следует отметить, что в РК относительная скорость потока
если и увеличивается, то незначительно, вследствие небольшой степени
конфузорности межлопаточных каналов. Абсолютная скорость потока в
РК уменьшается вследствие преобразования части кинетической энергии в
механическую энергию вращения РК. Рабочие лопатки последней ступени
турбины проектируют (профилируют) так, чтобы c 2 не имела закрутки,
т.е. чтобы c 2 = c 2 л .
41
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.3.3. Основные элементы, параметры профиля лопатки и турбинной
решетки профилей
Основные элементы, геометрические и кинематические параметры
рабочей решетки профилей осевой турбины обозначены на рис. 2.18 и
приведены в табл. 2.7.
Основные элементы и геометрические параметры профиля лопатки
турбины приведены на рис. 2.19, их названия даны в табл. 2.8.
Рис. 2.18. Основные геометрические и кинематические параметры рабочей
решётки профилей
Таблица 2.7
Основные элементы, геометрические и кинематические параметры решетки
профилей
42
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Наименование элемента или параметра
Входной фронт решетки
Выходной фронт
Обозначение
Входной фронт
Выходной фронт
Лопаточный угол на входе в РК
β1л
Лопаточный угол на выходе в РК
β2л
Шаг решетки
Ширина лопаточного венца РК
Хорда
Угол установки профиля в решетке
t
SРК
b
γУСТ
Горло межлопаточного канала – минимальная
ширина межлопаточного канала
Косой срез межлопаточного канала – область
между горлом и выходным фронтом
Угол потока на входе в РК в относительном
движении
Косой срез
Угол атаки
i = β1л - β1
Угол потока на выходе из РК в относительном
движении
Эффективный угол рабочей решетки
Угол отклонения потока в косом срезе рабочей
решетки
Кинематическая степень конфузорности рабочей
решетки
Геометрическая степень конфузорности рабочей
решетки
аг
β1
β2
β2эф = arcsin( aг / t )
δ β2 = β2 - β2эф
кин
К КОН
= sin β1 / sin β2
геом
= sin β1Л / sin β2Л
К КОН
43
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.19. Основные элементы и геометрические параметры
профиля лопатки
Таблица 2.8
Основные элементы и геометрические параметры профиля лопатки
Наименование элемента
Обозначение
или геометрического параметра профиля
Вогнутая часть контура профиля
Корытце
Выпуклая часть контура профиля
Спинка
Радиус входной кромки профиля
rвх
Радиус выходной кромки профиля
rвых
Максимальная толщина профиля
Сm
Координата расположения максимальной толщины профиля
Xc
Максимальный прогиб средней линии
Координата расположения максимального прогиба средней
линии
Угол изгиба средней линии профиля – угол между
касательными в средней линии на входе и выходе
Хорда профиля лопатки
Относительная координата расположения максимальной
толщины профиля
Относительная координата расположения максимального
прогиба средней линии
44
f
Xf
θ
b
⎯Xc = Xc / b
⎯Xf = Xf / b
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.4. Схема и принцип действия центростремительной турбины
2.4.1. Схема и основные геометрические параметры
центростремительной турбины
Рис. 2.20. Меридиональное сечение
ступени центростремительной
турбины
Схема ступени центростремительной турбины, приведена на рис. 2.20. Ступень
центростремительной турбины
также как и осевой представляет
собой
совокупность
неподвижного
соплового
аппарата и расположенного за
ним вращающегося рабочего
колеса. Основным элементом
ступени
является
РК,
снабженное
специальным
образом
спрофилированными
лопатками.
2.4.2. Принцип действия центростремительной турбины
Принцип действия центростремительной турбины заключается в
следующем (рис. 2.21). На входе в СА газ имеет начальные параметры Т 0*
и р 0* и вектор скорости с 0 , направленный под некоторым углом α 0 к
фронту решетки. Лопаточный угол решетки на выходе из СА α1Л
значительно меньше лопаточного угла на входе в решетку α 0 Л . При
таком соотношении углов площадь межлопаточного канала на выходе из
СА существенно меньше, чем на входе. Это приводит к увеличению
скорости газа в нем и соответственно к снижению давления и
температуры ( р 0 > р 1 , Т 0 >Т 1 ). Газ покидает СА со скоростью с1 под
углом α 1 , который близок к выходному лопаточному углу СА α1Л .
45
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.21. Схема и принцип действия ступени центростремительной турбины
(сечение А-А на рис. 2.20)
На входных кромках РК газ начинает участвовать в двух движениях:
относительном со скоростью w1 и абсолютном со скоростью с1 . При этом
ρ
относительная скорость w1 определяется векторной суммой w1 = c1 − u1 ,
где u1 - переносная скорость. Межлопаточный канал в РК также как и в
СА конфузорный. В результате скорость потока в относительном
движении возрастает w2 > w1 , а статические давления и температура
снижаются ( р 2 < р 1 , Т 2 <Т 1 ). График изменения основных параметров
потока в ступени центростремительной турбины приведен на рис. 2.22.
46
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.22. Схема изменения параметров
потока в ступени центростремительной
турбины
В результате поворота и
ускорения
потока
в
относительном движении в
межлопаточном канале РК на
поверхности
лопаток
возникает разность давления.
Вблизи корытца наблюдается
повышенное давление, а у
спинок
–
пониженное.
ρ
сил
Равнодействующая P
давления в общем случае
направлена как показано на
ρ
рис. 2.21. Силу P можно
разложить на две составρ
ляющие: окружную PU и
ρ
радиальную Pr . Окружная
ρ
составляющая PU создает на рабочих лопатках крутящий момент и
заставляет РК вращаться.
В агрегатах питания современных ЖРД используются как
автономные, так и предкамерные турбины [7]. В автономных турбинах
выхлоп рабочего тела осуществляется в забортное пространство
посредством специальной системы газоотвода. Вследствие этого для таких
турбин характерны высокие степени понижения давления ( π Т = 20...50 ) и
малые расходы рабочего тела ( G Г = 0,5...5 кг сек ). Из-за незначительных
расходов рабочего тела турбины агрегатов ЖРД имеют малые высоты лопаток ( h л < 20 мм ) и парциальный подвод рабочего тела ( ε < 1 ), что
вызывает необходимость использования активных ступеней ( ρ CT = 0 ).
В агрегатах подачи с предкамерной турбиной рабочее тело после
турбины подается в основную камеру сгорания ЖРД. При этом один из
компонентов топлива (чаще горючее) полностью пропускается через
газогенератор турбины, а второй добавляется лишь в таком количестве,
которое обеспечивает потребную температуру газа ( T Г* ) перед турбиной.
47
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для таких турбин характерны небольшие π Т ( π Т = 1,3...1,8 ), но
высокие расходы рабочего тела ( G Г = 20...100 кг сек ). Последнее
обусловливает выполнение ступеней с полным подводом рабочего тела
( ε = 1 ). Вместе с тем, высоты лопаток предкамерных турбин значительно
больше, чем у автономных, и ступени обычно выполняются с ρ CT > 0 .
Несмотря на отмеченные особенности автономных и предкамерных
турбин принципиальных различий в их рабочих процессах не существует.
Однако имеющиеся особенности необходимо учитывать при анализе
протекания характеристик этих турбин.
2.4.3. Геометрические параметры ступени
центростремительной турбины
Основные геометрические параметры ступени центростремительной
турбины в меридиональном сечении приведены на рис. 2.23 и в табл. 2.9.
Их обозначения в основном соответствуют аналогичным параметрам,
описанным выше. Параметры профиля РК ЦСМТ не отличаются от
параметров профиля РК осевой турбины (рис 2.18, 2.19).
Рис 2.23. Основные геометрические параметры ступени центростремительной
турбины в меридиональном сечении
48
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2.9
Основные геометрические параметры ступени центростремительной
турбины в меридиональном сечении
Наименование геометрического параметра
Обозначение
Втулочный диаметр диска РК на выходе
Dвт
Диаметр СА на входе
D0
Диаметр РК на входе
D1
Диаметр РК на выходе
D2
Периферийный диаметр выходного отверстия в корпусе
Dп
Высота лопатки на входе в РК
h1
Высота лопатки на входе из РК
h2
Радиальный зазор
δr
Нижняя перекрыша
ΔН
Верхняя перекрыша
ΔВ
2.5. Схема и принцип действия шнекоцентробежного насоса
2.5.1. Определение насоса и его основные параметры
Насос – это машина для преобразования механической энергии
двигателя в энергию перекачиваемой жидкости. В насосе увеличивается и
потенциальная, и кинетическая энергии рабочего тела (жидкости).
Насос характеризуется тремя основными параметрами:
- производительностью;
- напором;
- мощностью.
Производительность – это количество жидкости, подаваемой
насосом в единицу времени. Различают объемную V& и массовую m&
производительности.
Объёмная производительность – это объем рабочего тела, перекачиваемый насосом в единицу времени.
49
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Массовая производительность - масса рабочего тела, подаваемая
насосом в единицу времени.
В ЖРД используется синоним производительности – расход
компонента (Г или О). Связь между объёмным и массовым расходами
компонента описывается зависимостью m&= V&ρ , где ρ - массовая
плотность компонента.
Напор – это приращение механической энергии каждого килограмма
жидкости, проходящей через насос, т.е. это разность удельных
(приходящихся на единицу массы) энергий жидкости на выходе из насоса
и входе в него. Такой напор в теории насосов еще называется
действительным напором.
Для несжимаемой жидкости, пренебрегая энергией положения,
действительный напор насоса можно определить по формуле:
Н=
2
2
),
( рвых − рвх ) + (свых
− свх
ρ
2
где р вых и р вх - статическое давление на выходе и входе в насос;
с вых и с вх - скорость жидкости на выходе и входе в насос.
Обычно действительный напор насоса ТНА располагается в диапазоне
от 10 до 40 кДж/кг. У насосов жидкого водорода вследствие очень малой
плотности рабочего тела действительный напор достигает 200..500
кДж/кг.
Мощность. Различают потребляемую мощность N н для привода
насоса и полезную мощность N n .
Приращение энергии жидкости, проходящей через насос в единицу
времени, и есть полезная мощность. Полезная мощность связана с
напором следующим образом:
N = Hm& или N = HV&ρ
n
n
Отношение полезной мощности к затраченной называется полным
КПД насоса.
NП
.
ηH =
NH
Обычно КПД имеет значение в диапазоне от 0,5 до 0,8.
50
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2.5.2. Схема насоса
В качестве насоса ТНА ЖРД обычно используется насос с двумя
рабочими колесами – осевым (шнек) и центробежным. Такой насос
называется шнекоцентробежным. Шнек служит для улучшения
антикавитационных качеств насоса, а с помощью центробежного колеса
жидкости передается основная часть механической энергии.
Рассмотрим схему шнекоцентробежного насоса, представленную на
рис. 2.24 Проточная часть ШЦБН состоит из следующих элементов.
Входное устройство – подвод расположен между сечениями вх-вх и 1ш1ш. Шнек размещен между сечениями 1ш-1ш и 2ш-2ш. Область между
сечениями 2ш-2ш и 1ц-1ц называется переходным каналом.
Между сечениями 1ц-1ц и 2-2 находится центробежное РК. За ним
между сечениями 2-2 и 3-3 расположен безлопаточный (щелевой)
диффузор.
За щелевым диффузором иногда между сечениями 3-3 и 4-4
устанавливается лопаточный диффузор. Хотя ЛД усложняет конструкцию
насоса, но позволяет несколько снизить диаметральные размеры, а также
повысить жесткость и прочность корпуса насоса в случае его тонких
стенок.
Далее между сечениями 4-4 и Г-Г размещается так называемый «язык»
спирального сборника, а между сечениями Г-Г и вых-вых – конический
диффузор. В сечении Г-Г располагается самое узкое место конического
диффузора – его горло.
2.5.3 Основные геометрические параметры насоса
Основные геометрические параметры проточной части насоса в
меридиональной и окружной плоскостях представлены на рис. 2.24, а их
названия приведены в табл. 2.10
51
Рис. 2.24. Схема и геометрические параметры проточной части шнекоцентробежного насоса
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
52
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таблица 2.10
Основные геометрические параметры насоса
в меридиональной и окружной плоскостях
Наименование геометрического параметра
Диаметр на входе в насос
Диаметры на входе в шнек средний
− втулочный
− периферийный
Диаметры на выходе из шнека средний
− втулочный
− периферийный
Диаметры на входе в центробежное РК средний
− втулочный
− периферийный
Обозначение
dвх
D1ср ш
D1вт ш
D1п ш
D2ср ш
D2вт ш
D2п ш
D1ср ц
D1вт ц
D1п ц
Высота лопаток на входе в РК
b1
Высота лопаток на выходе из РК
b2
Диаметр на выходе из РК
D2
Диаметр на выходе из щелевого (безлопаточного) диффузора
D3
Ширина безлопаточного диффузора в меридиональной
плоскости
b3
Диаметр на выходе из лопаточного диффузора
D4
Высота лопаток на выходе из лопаточного диффузора
b4
Ширина горла на входе в конический диффузор
aг
Диаметр на выходе из насоса
dвых
Для рассмотрения геометрических параметров шнека необходимо
построить дополнительное сечение. Для этого создадим секущую
r = D1срш 2
с осью,
цилиндрическую поверхность радиусом
совпадающей с осью шнека. В дальнейшем разрежем эту поверхность по
53
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
образующей и развернем ее на плоскость. Таким образом, будет получена
плоская решетка профилей шнека.
Основные элементы и геометрические параметры решетки шнека
постоянного шага приведены на рис. 2.25, а, а их названия даны в табл.
2.11.
Рис. 2.25. Основные элементы и геометрические параметры решетки шнека: а
– постоянного шага; б – переменного шага
Шаг шнека s – это расстояние, на которое перемещается винтовая
линия за один полный оборот. У шнека постоянного шага лопаточные
углы на входе и выходе одинаковы и обозначены на рис. 2.25,а как
β 1ПШ ( β 1ПШ = β 2 ЛШ = β ЛШ ).
Если шнек имеет переменный шаг (см. рис. 2.25,б), то лопаточный
угол на выходе β 2 ПШ больше лопаточного угла на входе β 1ПШ . При
этом угол β 1ПШ представляет собой угол между входным фронтом и
касательной к средней линии профиля на входе в шнек, а угол β 2 ПШ –
угол между выходным фронтом и касательной к средней линии профиля
на выходе из шнека.
Таблица 2.11
54
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Основные элементы и геометрические параметры
решетки профилей шнека постоянного шага
Наименование элемента
Обозначение
или геометрического параметра
Входной фронт решетки
Выходной фронт решетки
Лопаточный угол
Входной фронт
Выходной фронт
β ЛШ
Шаг шнека
s
Шаг решетки шнека
t
Количество лопаток шнека
Длина шнека
Zлш
l
Плоские решетки профилей лопаток центробежного РК и ЛД
получаются сечением плоскостью, перпендикулярной оси насоса (сечение
А-А на рис. 2.24). Основные геометрические параметры этих решеток
указаны на рис. 2.26, а их наименования приведены в табл. 2.12.
Как и у решеток шнека, на входе в кольцевые решетки РК и ЛД и
выходе из них расположены входные и выходные фронты (см. рис. 2.26,
б). Лопаточный угол на входе в решётку РК и решётку ЛД строится
следующим образом:
− проводится касательная к средней линии профиля в конечной
точке средней линии;
− точка пересечения касательной и входного фронта фиксируется;
− из этой точки проводится касательная к входному фронту.
Лопаточный угол образуется двумя построенными касательными.
55
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.26. Основные геометрические параметры решётки: а – центробежного
РК; б – лопаточного диффузора.
Лопаточный угол на выходе из решёток РК и ЛД строится
аналогичным образом, только при этом используются выходные фронты.
Линейный и угловой шаги связаны с числом лопаток следующим
образом:
t=
πD
z
и θ=
360
z
.
Таблица 2.12
56
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Основные геометрические параметры решеток профилей лопаток
центробежного РК и ЛД
Наименование геометрического параметра
Обозначение
Шаг решетки профилей на входе в РК
t1
Шаг решетки профилей на выходе из РК
t2
Лопаточный угол на входе в решетку РК
β1лц
Лопаточный угол на выходе из решетки РК
β2л
Число лопаток РК
zлРК
Угловой шаг рабочей решетки
θРК
Шаг решетки профилей на входе в ЛД
t3
Шаг решетки профилей на выходе из ЛД
t4
Лопаточный угол на входе в решетку ЛД
α3л
Лопаточный угол на выходе из решетки ЛД
α4л
Число лопаток ЛД
zлЛД
Угловой шаг решетки ЛД
θЛД
2.5.4. Принцип действия шнекоцентробежного насоса
При принудительном вращении ротора насоса с угловой скоростью ω
решетка шнека, расположенная на радиусе ri перемещается с окружной
скоростью u = ωr в сторону, указанную на рис. 2.27. При этом лопатки
шнека воздействуют на жидкость в межлопаточных каналах с некоторой
силой⎯ R . Осевая составляющая этой силы R a проталкивает рабочее тело
к выходу из насоса как поршень, а окружная составляющая
Ru
определяет потребный крутящий момент, необходимый для привода
шнека во вращение.
57
Рис. 2.27. Схема потока в шнекоцентробежном насосе
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
58
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
На место вытесненной из межлопаточных каналов жидкости на вход в
шнек поступает новое рабочее тело из подвода с некоторой абсолютной
скоростью c1ш – скоростью относительно неподвижный стенок
проточной части насоса. Скорость потока c1ш обычно находится в
диапазоне 5……..10 м/с.
Абсолютную скорость жидкости при ее перемещении по
межлопаточным каналам вращающихся колес можно представить в виде
векторной суммы окружной (переносной) скорости u и относительной
скорости w – скорости жидкости относительно перемещающихся стенок
РК: с = w + u . Тогда вектор относительной скорости рабочего тела на
входе в шнек можно определить как разность: w1 = c1 − u1 .
Вектор относительной скорости⎯ w1 образует с вектором окружной
скорости⎯ u1 угол β 1 , который называется углом потока в относительном
движении на входе в шнек. В случае шнека с постоянным шагом
необходимо, чтобы значение β 1 было меньше величины β ЛШ , а угол
атаки i = β ЛШ − β 1 был бы положительным. Только в этом случае в
шнеке постоянного шага происходит увеличение площади поперечного
сечения потока жидкости и увеличение ее статического давления.
В шнеке переменного шага межлопаточные каналы диффузорны (см.
рис. 2.25, б) и статическое давление рабочего тела будет увеличиваться и
при нулевом угле атаки. Увеличение статического давления необходимо
для обеспечения бескавитационной работы центробежного колеса насоса.
Относительная скорость потока при увеличении его площади
поперечного сечения уменьшается, и на выходе из шнека величина
относительной скорости w2 будет меньше значения w1 .
Для
того,
чтобы
определить
вектор
абсолютной
скоро-
сти⎯ c 2 рабочего тела на выходе из шнека, надо к вектору скорости
w2 ⎯прибавить вектор окружной скорости u 2 ⎯(см. рис. 2.27). Следует
отметить, что величина скорости c 2 больше значения скорости c1
вследствие воздействия на жидкость лопаток шнека с силой R .
59
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В переходном канале поток изменяет свое направление от почти
осевого (с некоторой окружной закруткой c 2 ИШ ) до приблизительно
радиального, а вот скорость потока по абсолютной величине изменяется
незначительно. Вследствие этого статическое давление в переходном
канале остается практически одним и тем же.
При вращении центробежного РК его лопатки, как и лопатки шнека,
воздействуют на жидкость и проталкивают ее к выходу из насоса. По
векторам абсолютной скорости с1ц и окружной скорости u1ц на входе в
центробежное колесо определяется вектор скорости⎯ w1ц (см. рис. 2.27).
Вектор w1ц образует с вектором окружной скорости u1ц угол потока β1ц .
Значение этого угла обычно меньше величины лопаточного угла β1лц на
5...15°. Следовательно, угол атаки на входе в центробежное колесо
i = β1лц − β1ц равен 5...15°. В этом диапазоне он слабо влияет на
энергетические и кавитационные параметры насоса.
Площадь поперечного сечения межлопаточных каналов центробежного РК увеличивается. Это обусловливает уменьшение
относительной скорости потока и увеличение его статического давления.
Кроме того, статическое давление жидкости в центробежном РК
увеличивается еще и вследствие действия инерционных сил. Таким
образом, на выходе из центробежного РК p2 > p1 , а w 2 < w1 .
Вектор абсолютной скорости с2 жидкости на выходе из центробежного колеса находится как сумма векторов w2 и⎯ u 2 (см. рис. 2.27).
Следует отметить, что окружная скорость на выходе из центробежного
колеса u2 больше окружной скорости на его входе u1 вследствие того,
что диаметр на выходе из колеса больше, чем на входе.
Величина скорости с2 значительно больше значения c1 благодаря
интенсивному воздействию на поток лопаток центробежного колеса.
Величина скорости с2 достигает значений 150...200 м/с.
Повышенное значение скорости с2 означает, что поток обладает
повышенной
кинетической
энергией.
Последнюю
необходимо
преобразовать в потенциальную энергию давления. Поэтому на выходе из
60
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
центробежного колеса оставшиеся элементы проточной части насоса
(щелевой и лопаточный диффузоры, язык спирального сборника и
конический диффузор) имеют расширяющуюся форму. Это позволяет
снизить в них скорость жидкости и повысить ее статическое давление.
Скорость потока на выходе из насоса обычно располагается в диапазоне
10...20 м/с, а давление жидкости может достигать 25...30 МПа.
61
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ХАРАКТЕРИСТИК МАЛОРАЗМЕРНЫХ
КОМПРЕССОРОВ, ТУРБИН И СОПЛОВЫХ
ЛОПАТОЧНЫХ ВЕНЦОВ
3.1. Определение характеристик центробежного
микрокомпрессора
3.1.1. Характеристики центробежного компрессора
На расчетном режиме поток набегает на лопатки рабочего колеса
компрессора под углом атаки i близким к оптимальному. Оптимальный
угол атаки на входе в РК центробежного компрессора равен нулю.
В условиях эксплуатации ГТД часто имеет место отклонение от
расчетных значений частоты вращения компрессора n и параметров
воздуха на его входе р Н и Т Н . Изменение последних определяет
изменение расхода воздуха через компрессор. При этом меняется режим
∗
∗
обтекания лопаток, что приводит к изменению π К
и ηК
компрессора в
целом. Отклонение от оптимального режима обтекания лопаток может
∗
∗
сопровождаться не только снижением π К
и ηК
, но и появлением срыва
потока со спинок лопаток, что в конечном итоге может привести к срыву
работы компрессора в целом (к помпажу). Многочисленные эксперименты
показали, что их причиной в компрессоре является появление больших
положительных углов атаки i из-за уменьшения составляющей
абсолютной скорости с а на входе в РК или роста частоты вращения n.
Следовательно, чем больше n(u), тем при больших расходах воздуха
возникает срыв. При увеличении отрицательных углов атаки i срыв
потока, как правило, не наблюдается.
62
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Чтобы знать характер изменения параметров, характеризующих
∗
∗
работу компрессора ( π К
и ηК
) на режимах отличных от расчетного,
экспериментально определяют их зависимость от режимных параметров
(расхода G в
∗
и частоты вращения n). Зависимости π К
= f (G в ) и
η К∗ = f (G в ) , полученные для нескольких значений частот вращения n,
называют характеристиками компрессора. На рис. 3.1 приведены
типовые характеристики центробежного компрессора.
Рис. 3.1. Типовая характеристика центробежного компрессора
∗
∗
Рассмотрим причины определяющие характер изменения π К
и ηК
от
изменения величины расхода воздуха G в через компрессор при n=const
для центробежной ступени. С этой целью мысленно рассечем ВНА и РК
63
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
цилиндрической поверхностью диаметром Dср . Поверхность сечения
развернем на плоскость. Получим плоскую решетку (см. рис. 2.13).
Рассмотрим изменение обтекания лопаток РК ЦБК из-за изменения
режима работы ступени при условии неизменности частоты вращения
ротора n=const (u=const). С уменьшением расхода рабочего тела через
компрессор GВ уменьшается осевая составляющая абсолютной скорости
с1а. Направление скорости с1 не изменяется, так как оно определятся
конструктивным углом выхода из расположенного впереди венца.
Поэтому при неизменной частоте вращения угол β1 уменьшится и угол
атаки i станет положительным (рис. 3.2).
Отклонение угла атаки от расчетного значения приводит к
возникновению отрыва потока с нерабочей стороны лопатки (спинки).
При этом лопатка, вращаясь, стремится “уйти” от срыва.
В результате, область срыва стремится занять всю область
межлопаточного канала и «загромождает» его проходное сечение.
Центробежная сила перемещает зону вихрей вверх по каналу, что может
привести к пульсирующей подаче воздуха в камеру сгорания. При этом
кпд ступени η*К значительно уменьшается.
Из-за снижения расхода GВ при u=const увеличивается работа,
передаваемая каждой единице массы воздуха, что сопровождается ростом
π*К. В то же время увеличение потерь из-за отрыва на спинке снижает
подводимую к рабочему телу работу и при достижении некоторого
значения расхода воздуха GВ степень сжатия начинает уменьшаться.
∗
Таким образом, зависимость π К
= f (G в ) имеет максимум, причем точка
максимума не совпадает с расчетным режимом и лежит в области
пониженных расходов воздуха.
С ростом расхода рабочего тела GВ осевая составляющая абсолютной
скорости с1а и угол β1 увеличиваются, а угол атаки i становится
отрицательным (рис. 3.3).
Отклонение угла атаки от расчетного значения приводит к
возникновению отрыва потока с рабочей стороны лопатки (корытца). В
этом случае вращение РК будет прижимать срывную зону к стенке
лопатки и локализовывать ее (зону срыва). Из-за отклонения угла атаки от
оптимального значения кпд ступени η*К уменьшается. Степень сжатия
64
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ступени π*К также снижается из-за того, что подводимая к компрессору
мощность распределяется по большей массе рабочего тела. В результате
характеристика ступени компрессора имеет вид, представленный на рис.
3.1.
3.1.2. Стенд для экспериментального определения
характеристик центробежного микрокомпрессора
Схема стенда для определения экспериментальных характеристик
центробежного компрессора приведена на рис. 3.4.
Атмосферный воздух попадает в мерную трубу 1, проходит через
расходомерную шайбу 2, приобретает предварительную закрутку в
неподвижном НА 3 и попадает в рабочее колесо 4. Оно приводится во
вращение воздушной микротурбиной 8. Пройдя рабочее колесо 4, воздух
попадает в выходной коллектор 5 и выходит в атмосферу через окна 6.
Площадь окон может изменяться с помощью диска – дросселя 7, за счет
чего осуществляется регулирование расхода воздуха через компрессор.
Регулирование частоты вращения компрессора n обеспечивается
изменением расхода сжатого воздуха через микротурбину с помощью
вентиля 9. Сжатый воздух, пройдя турбину, выбрасывается в атмосферу.
На установившемся режиме крутящий момент МТ, развиваемый турбиной,
тратится на вращение РК компрессора и преодоление сопротивления
подшипников ротора.
Однако, ввиду малости момента сопротивления, потери в
подшипниках в расчетах не учитываются и считается, что крутя-
65
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.2. Планы скоростей на входе в РК ЦБК при GВ<GВрасч.
Рис. 3.3. Планы скоростей на входе в РК ЦБК при GВ>GВрасч.
Примечание: Пунктиром на
скоростей на расчетном режиме
66
рисунках
обозначен
треугольник
Рис. 3.4. Принципиальная схема стенда для получения экспериментальных характеристик
центробежного микрокомпрессора
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
67
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
щий момент турбины равен моменту, потребляемому компрессором МК.
Для построения характеристики микрокомпрессора измеряются
следующие параметры:
- давление на входе в компрессор рН, принимается равным
атмосферному давлению в мм. рт. ст;
- температуру воздуха на входе в компрессор tН, принимают
равной атмосферной температуре в °C;
- избыточное давление на выходе из компрессора рКИ*, в
кг/см2;
- избыточное давление на входе в приводную микротурбину рТИ*, в кг/см2;перепад давления на расходомерной
шайбе ΔрД, в мм.вод. ст.;
- частоту вращения в мин -1.
Измерение полного избыточного давления перед турбиной осуществляется манометром, проградуированным в технической системе
единиц, а не в системе СИ. При обработке результатов испытания это
необходимо учитывать.
Измерение полного избыточного давления на выходе из компрессора осуществляется датчиком, преобразующим давление в
электрический сигнал. Величина давления рКИ* в технической системе
единиц находится с помощью градуировочного графика, приведенного в
приложении 1.
Прим: Строго говоря, давления, измеряемые в ресивере за
компрессором и на входе в турбину, являются статическими. Однако
вследствие того, что скорость потока в указанных местах невелика, то
статическими и полные параметры будут отличаться друг от друга
незначительно.
Измерение расхода воздуха выполняется с использованием мерной
диафрагмы, установленной на пути потока воздуха, поступающего в
компрессор по мерной трубе. Мерная диафрагма представляет собой
шайбу с отверстием, диаметр которого меньше, чем внутренний диаметр
мерной трубы. Местное сужение потока отверстием диафрагмы
обусловливает на ней перепад давления, что регистрируется водяным
пьезометром. По величине перепада давления и диаметру отверстия
68
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
диафрагмы определяется расход воздуха. Точность его определения
составляет приблизительно 2%.
Перепад давления определяется с помощью датчика, преобразующего
разность давления в электрический сигнал. Величина перепада давления
на расходомерной шайбе в миллиметрах водяного столба находится с
помощью градуировочного графика, приведенного в приложении 2.
Частота
вращения
ротора
микрокомпрессора
измеряется
бесконтактным способом с помощью фотоэлектрического датчика и
регистрируется частотомером
Измерение момента, затрачиваемого на вращение компрессора. На
установившемся режиме этот момент равен моменту, развиваемому
приводной микротурбиной.
Предварительно, на специальном тормозном устройстве для
нескольких значений частот вращения n, была измерена величина момента
МТ, развиваемого микротурбиной, в зависимости от абсолютного давления
воздуха рТ* на входе в нее. По результатам этих измерений была построена
графическая зависимость, приведенная на рис. 3.5. С помощью этой
зависимости по известному давлению на входе в приводную
микротурбину рТ* и принятой частоте вращения n определяется момент
МК, затрачиваемый на вращение микрокомпрессора.
3.1.3. Порядок выполнения лабораторной работы
Ознакомившись с принципом действия и характеристиками
компрессора, изучив схему экспериментального стенда и выслушав
объяснения преподавателя, студенты начинают заполнять бланк отчета по
лабораторной работы. В них заносятся атмосферные условия в момент
проведения работы (tН и рH), чертится эскиз лабораторной установки,
подготавливаются необходимые таблицы. Форма отчета по лабораторной
работе приведена в приложении 3.
69
Рис. 3.5. Зависимость крутящего момента турбины МТ от давления на входе в турбину рТ*
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
70
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Когда группа студентов подготовилась к проведению работы,
лаборант плавно открывает вентиль 9 (см. рис. 3.4) подачи воздуха на
приводную турбину и устанавливает частоту вращения n=30000 об/мин,
после чего дает команду на регистрацию всех параметров.
Студенты записывают в бланки отчета следующие параметры:
- частоту вращения, определяемую по частотомеру в мин -1.
- величину напряжения с датчика избыточного давления на
выходе из компрессора рКИ*, в В;
- избыточное давление на входе в приводную микротурбину рТИ*, в кг/см2;
- величину напряжения с датчика перепада давления на
расходомерной шайбе ΔрД, в В.
Затем лаборант прикрывает дросселем окна выпуска воздуха из
компрессора примерно на 20% их максимальной площади и, восстановив
вентилем 9 частоту вращения приводной турбины равной исходной, вновь
дает команду на регистрацию всех параметров.
Измерения повторяются при положении дросселя, перекрывающего
последовательно 40%, 60%, 80% и 100% площади перепускных окон.
Измерения могут быть повторены на другой частоте вращения.
Убедившись, что регистрация параметров закончена, лаборант плавно
закрывает вентиль подачи воздуха в приводную турбину.
3.1.4. Обработка результатов экспермента
и построение характеристик
Данные, необходимые для построения характеристик микрокомпрессора, рассчитываются в следующей последовательности.
1. Измеренная температура атмосферного воздуха tH переводится в
градусы Кельвина:
Т Н = t Н + 273,15, К .
2. Определяется абсолютное полное давление воздуха на входе в
компрессор:
р
р ∗В = Н ⋅ 98,1, кПа .
735,6
71
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. Определяется абсолютное полное давление на выходе из
компрессора:
р
р ∗К = ( р ∗КИ + Н ) ⋅ 98,1, кПа ,
735,6
где
р*КИ – избыточное давление за компрессором в технической системе
единиц (кг/см2), найденное по измеренным параметрам по графику в
приложении 1.
4. Рассчитывается плотность воздуха перед расходомерной
диафрагмой:
ρВ =
1000 р *В кг
,
,
R ⋅ TН
м3
где R – универсальная газовая постоянная, R = 287 Дж
5.
кг ⋅ К
.
Находится расход воздуха через микрокомпрессор:
Gв = 0,348 ⋅ 10 −3 ⋅ К д ⋅ d д2 ⋅ Δр д ⋅ ρ В , кг ,
с
где
Δр д - перепад давления на мерной диафрагме в мм. вод. ст.,
найденный по замеренным параметрам по графику в приложении 2;
d д = 2,5см – диаметр отверстия в мерной диафрагме;
К д = 0,73 - коэффициент расхода диафрагмы.
6. Абсолютное полное давление на входе в турбину рассчитывается
по формуле:
р
∗
рТ∗ = ( рТИ
+ Н ) ⋅ 98,1, кПа ,
735,6
где
р*ТИ – избыточное давление на входе в турбину в технической системе
единиц (кг/см2), найденное по манометру.
7. Находится степень повышения давления в микрокомпрессоре:
π К∗ =
72
р *К
р *В
.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
8. Определяется изоэнтропическая работа сжатия единицы массы
воздуха в микрокомпрессоре:
L KS
k −1
k
*
k
=
⋅ R ⋅ T H* ⋅ (π K
k −1
− 1), Дж
кг
,
где
k - показатель адиабаты, для воздуха k =1,4;
k
⋅ R = 1005 Дж кг .
k −1
9. Рассчитывается мощность, затраченная на вращение компрессора:
M K ⋅n
NK =
, Вт,
9,55 ⋅10 2
где
МК
- момент, затраченный на вращение компрессора в Н⋅см,
определяется по рис. 3.5 в зависимости от частоты вращения п и
абсолютного полного давления на входе в турбину рТ* .
10. Действительная работа, затраченная на сжатие единицы массы
воздуха в компрессоре, находится по следующей зависимости:
N
L*К = К , Дж .
кг
G
В
11. Находится кпд микрокомпрессора:
*
ηК
=
L*KS
L∗K
.
Результаты расчетов заносятся в таблицу обработки произведенных
измерений отчета по лабораторной работе.
По полученным значениям строятся зависимости степени повышения
давления πК* и кпд ηК* микрокомпрессор от расхода воздуха GВ через него.
Обозначения точек и линий характеристик должны быть различные
(различный цвет, линия сплошная и пунктирная).
3.1.5. Содержание отчета по лабораторной работе
В отчете по лабораторной работе должны быть приведены:
73
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
-
-
протокол испытаний, в котором даны параметры,
определенные непосредственно в ходе испытаний, а также
атмосферные условия;
схема экспериментальной установки;
таблица с результатами обработки произведенных
измерений;
построенные по результатам эксперимента характеристики микрокомпрессора π *К = f (G В ) и η *К = f (G В ) .
Вид бланка отчета по лабораторной работе представлен в приложении
3.
После оформления отчета по лабораторной работе надо с
помощью приведенных ниже контрольных вопросов убедиться в
понимании физической сущности протекания характеристик компрессора,
принципах работы экспериментального стенда и систем измерения
параметров. При необходимости следует обратиться за разъяснением к
преподавателю.
3.1.6. Контрольные вопросы для подготовки
к сдаче лабораторной работы
1.
2.
3.
4.
5.
Как и за счет чего осуществляется сжатие рабочего тела в центробежном компрессоре?
Как и почему меняются основные параметры потока в ступени
центробежного компрессора?
Для чего нужно рабочее колесо компрессора?
При каких условиях и почему возможен выход компрессора на режим
срыва?
Почему при уменьшении расхода воздуха от его расчетного значения
возможен рост π к* , а при увеличении расхода π к* снижается?
6.
7.
Как и почему меняется кпд компрессора η *К при отклонении угла
атаки от расчетного значения?
Почему оптимальный угол атаки лопаток рабочего колеса ЦБК равен
нулю?
74
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
8.
Каковы причины отступления от расчетного режима работы
компрессора в условиях эксплуатации?
9. Какова физическая сущность работы неподвижного направляющего
аппарата центробежного компрессора?
10. Зачем рабочие лопатки компрессора выполняются с отгибом входных
кромок с направлении вращения рабочего колеса?
11. Объясните принцип определения момента, затрачиваемого на
вращение компрессора.
12. Объясните принцип измерения расхода воздуха на экспериментальном стенде.
3.2. Определение характеристик центростремительной
микротурбины
3.2.1. Характеристики центростремительной турбины
Экономичность турбины во многом определяет эффективность работы
изделия (ГТД, ЖРД, агрегата наддува ДВС) в целом. Величина же кпд
турбины зависит в первую очередь от режима её работы. При изменении
условий эксплуатации изменяются величины, характеризующие режим
работы турбины, а, следовательно, изменяется и ее кпд. Поэтому в
практике создания и эксплуатации турбин необходимо знать зависимости
кпд турбины от различных режимных параметров.
Наиболее важными параметрами, характеризующими режим работы
ступени турбины, являются [7, 11]:
а) y Т = u1 c SCT - параметр нагруженности ступени;
б)
ρ CT
- степень реактивности ступени, определяющая рас-
пределение работы расширения газа между СА и РК.
Физическая картина влияния этих параметров на кпд ступени турбины
становится понятной, если рассмотреть изменение основных
составляющих потерь энергии в лопаточных венцах при изменении yТ и
ρCT . Анализ изменения составляющих потерь энергии в настоящих
указаниях проведен для центростремительной ступени. Вместе с тем, все
выводы будут справедливы и для осевой ступени, лопаточные решетки
которой можно рассматривать как частный случай решеток
75
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
центростремительной ступени при увеличении радиусов кривизны
( R0 , R1 , R 2 ) до бесконечности.
Принято считать, что потери в турбинной ступени складываются
главным образом из потерь в лопаточных венцах СА и РК, а также потерь
с выходной скоростью [2, 8, 11]. В этом случае уравнение энергии для
ступени можно записать в виде:
с2
(1)
L ST = LТ + ΔLСА + ΔL РК + 2 ,
2
или в относительных величинах (по отношению к располагаемому
теплоперепаду)
1=
LТ
′ + ξ ВЫХ ,
+ ξСА + ξ РК
LST
(2)
где
ΔLСА
ΔLРК
с2
′ =
; ξ РК
; ξ ВЫХ = 2 - относительные доли поLST
LST
2 LST
терь в СА и РК и с выходной скоростью соответственно.
Тогда связь между мощностным кпд ступени и коэффициентами
потерь можно записать в виде:
ξСА =
ηT =
LТ
′ − ξ ВЫХ .
= 1 − ξСА − ξ РК
LST
(3)
Формула (3) позволяет проанализировать влияние yТ и ρCT на η T .
Действительно, величину потерь энергии в СА ΔLСА можно представить
в виде:
c2 c2
2
ΔLСА = 1S − 1 = LSCA (1 − ϕСА
),
2
2
(4)
где
ϕ СА = с1 с
1S
- коэффициент скорости СА.
Если учесть, что ρCT =
LSPK
LST
, то для ξСА можно получить
следующее выражение:
2
ξ СА = (1 − ϕ СА
)(1 − ρ CТ ).
76
(5)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Аналогично определяется величина ΔLРК :
⎞ 2 ⎛⎜ w2
w2
w2 ⎛ 1
= 2S − 2 = ⎜
− 1⎟ ⋅ ϕ СА
⋅⎜
⎜ψ 2
⎟
2
2
⎜ c1
⎝ РК
⎠
⎝
ΔL РК
ψ РК = w2 w
2S
2
⎞ c2
⎟ ⋅ 1S , где
⎟⎟
2
⎠
- коэффициент скорости РК.
Тогда:
⎛
⎞
⎛w
2 ⎜ 1
′ = ϕ СА
− 1⎟ ⋅ (1 − ρ Т ) ⋅ ⎜⎜ 2
ξ РК
⎜ψ 2
⎟
⎝ C1
⎝ РК
⎠
2
⎞
⎟⎟ .
⎠
(6)
Коэффициент ξ ВЫХ определяется соотношением:
⎛c
c 22
2
= ϕ СА
⋅ (1 − ρ Т ) ⋅ ⎜⎜ 2
2 L ST
⎝ c1
2
⎞
⎟⎟ .
(7)
⎠
Используя соотношения (5)...(7), можно проанализировать изменение
коэффициентов потерь энергии, а следовательно, и η T при изменении yТ
ξ ВЫХ =
и ρCT . Сам анализ целесообразно проводить не по параметру yТ , а по
величине
u1 / c1 ,
которые
связаны
между
собой
следующим
соотношением:
yТ =
u1
u
= 1 ϕСА 1 − ρТ .
cST c1
(8)
На рис. 3.6 приведена диаграмма изменения составляющих потерь
энергии при изменении u1 / c1 при ρ CT = const . Горизонтальная линия с
ординатой 1,0 соответствует (в относительных единицах) располагаемому
теплоперепаду. Величина ξСА , как следует из (5), не зависит от u1 / c1 .
Эти потери изображены в виде отрезка, отложенного вниз от линии с
ординатой 1,0.
77
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.6. Зависимость кпд турбины от u1/c1
Зависимость ξ РК от u1 / c1 при ρ CT = const , как следует из (6),
определяется изменением w2 / c1 . Для установления связи u1 / c1 с
величинами w2 / c1 и с 2 / c1 рассмотрим планы скоростей ступеней,
имеющих одинаковые значения c1 и α 1 при различных u1 (см. рис. 3.7).
План скоростей на рис. 3.7, а соответствует малому значению u1 / c1 .
Величина w1 в этом случае близка к c1 . Поскольку значение w2
определяется из выражения:
2
w2 = ψ РК w12 + 2 LSPK − u12 ⎛⎜1 − D ⎞⎟ ,
⎝
⎠
78
(9)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
то в этом случае и значение w1 велико. По мере роста u1 (см. рис. 3.7)
величина w1 уменьшается. Соответственно уменьшаются значение w2 и
′ . В осевых ступенях, когда D1 = D 2 , т.е. D = 1 , наименьшее
величина ξ РК
значение
w1 (следовательно, и наименьшее значение ξ РК ) будет
достигнуто в том случае, когда вектор w1 будет направлен вдоль оси
ступени, т.е. при u1 = с1 ⋅ cos α 1 .
В центростремительных турбинных ступенях ( D < 1 ) вследствие
непосредственного влияния u1 на w2 , как следует из выражения (9),
минимальные значения w2
′
и ξ РК
должны быть достигнуты при
несколько больших значениях u1 (см. рис. 3.7, д).
Дальнейшее увеличение
окружной скорости обуславливает
увеличение относительной скорости на выходе из РК и относительной
′ .
доли потерь в РК ξ РК
′ (см. рис.
Отложив вниз от ординаты 1,0 отрезок, равный ξСА + ξ РК
3.6), получим новую кривую зависимости изоэнтропического кпд η S от
параметра u1 / c1 . Анализ ее показывает, что минимальное значение
получается при u1 / c1 > cos α 1 .
79
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.7. Планы скоростей турбинных ступеней при различных значениях
параметра u1/c1
Зависимость ξ ВЫХ от u1 / c1 , как следует из выражения (7), определяется отношением с 2 / c1 . Из рис. 3.7 видно, что по мере роста
u1 / c1 скорость c 2 сначала уменьшается, но потом, при больших u1 / c1 ,
снова начинает расти. Минимум потерь с выходной скоростью
достигается при такой форме треугольника скоростей, которая изображена
на рис. 3.7, в, т.е. при осевом выходе потока из ступени ( α 2 = 90° ).
При
'
ξСА + ξ РК
u1 = 0
работа
на
валу
турбины
равна
нулю,
т.е.
+ ξ ВЫХ = 1 и кпд турбины равен нулю η Т = 0 , поскольку
полезная работа не совершается. Таким образом, кривая η Т = f (u1 c1 )
выходит из точки η Т = 0 при u1 / c1 = 0 и достигает максимума при
80
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
оптимальном параметре
(u1 / c1 )opt ,
величина которого соответствует
выходу газового потока из ступени под углом α 2 , превышающим 90° (см.
рис. 3.7, г). Причём в осевых ступенях максимум η Т , достигается
практически при
(u1 / c1 )opt
α 2 = 90° . В центростремительных же ступенях
соответствует α 2 > 90° и возможны случаи, когда ηТ max
достигается при α 2 = 120...140° [2, 8].
Для выяснения влияния ρ CT на η Т рассмотрим вначале решётки СА
и
РК
ступени
с
небольшой
степенью
реактивности
ρ CT 1 .
Соответствующий этой ступени план скоростей изображен на рис. 3.8
(сплошными линиями). Из этого рисунка следует, что скорость w2
незначительно превышает w1 , а величина α 2 , как отмечалось выше, при
(u1 / c1 )opt
несколько больше 90°. С ростом степени реактивности
ρ CT 2 > ρ СТ 1 скорость w2 (пунктирные линии на рис. 3.8) становятся
значительно больше w1 и для достижения угла α 2 , обеспечивающего
ηТ max , требуется всё большая скорость u 2 , а, следовательно, и большее
значение параметра
u1 / c1 . Таким образом,
величина
(u1 / c1 )opt
увеличивается с ростом ρ CT .
Вид зависимостей η Т = f (u1 c1 ) при различных значениях ρ CT
представлен на рис. 3.8. Применение ступеней с повышенной степенью
реактивности позволяет несколько увеличить их кпд. Это объясняется тем,
что при росте ρ CT увеличивается степень конфузорности течения газа в
решётке РК. Последнее обстоятельство и приводит к снижению потерь в
колесе и росту ξ РК . На рис. 3.8 показан примерный характер зависимости
(пунктирная линия)
кпд ступени
от степени реактивности (при
оптимальных по ηТ значениях u1 c1 ).
81
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Однако
чение ρ CT
увелиследует
сопровождать
увеличением
окружной
скорости, что приводит к возрастанию
уровня
напряжений,
действующих в диске
и лопатках РК. Дополнительно в турбинах ТНА частота
вращения
ограничивается из условия
бескавитационной
работы насоса. И,
наконец, увеличение
ρ CT сопровождается
существенным
увеличением потерь на
утечку рабочего тела
через радиальный зазор и ростом осевого
Рис. 3.8. Влияние степени реактивности ρСТ на
кпд ступени турбины
усилия, действующего
и оптимальное значение u1 / c1
на ротор.
Таким
образом,
увеличение ρ CT в турбинах ТНА сопровождается целым рядом
нежелательных эффектов, вследствие чего ступени с повышенной
степенью реактивности ( ρ CT > 0,25...0,3) даже в предкамерных турбинах
практически не применяются.
В случае выполнения турбинных ступеней с парциальным подводом
рабочего тела (см. рис. 3.9) (обычно это ступени автономной турбины)
появляются дополнительные потери - потери от парциальности ΔLε . Основную их долю составляют потери на вентиляцию и выколачивание.
82
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Потери
на
вентиляцию
возникают вследствие затрат
энергии на перемещение рабочего тела в межлопаточных
каналах РК, расположенных в
данный момент вне зоны
действия
сопловой
струи.
Потери
на
выколачивание
обусловлены необходимостью
Рис. 3.9. Схема ступени с
удаления
(выколачивания)
порциальным подводом
сопловой
струей
инертного газа
рабочего тела
из межлопаточных каналов РК,
подошедших из пассивной зоны (на рис. 3.9 эти каналы заштрихованы).
Указанные потери увеличивается с ростом отношения скоростей
u1 / c1 (см. рис. 3.10) [5]. Поэтому величина ηТ уменьшается, а оптимальное значение u1 / c1 сдвигается влево.
Характеристики турбины получают в основном экспериментально: на
специальных тормозных стендах.
3.2.2. Стенд для
определения
характеристик
малоразмерных
Рис. 3.10. Влияние степени порциальности ε
на кпд
ηТ
турбины
83
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
центростремительных турбин и методика обработки результатов
эксперимента
Схема тормозного стенда для испытания ЦСМТ представлена на рис.
3.11. На основании 1 расположено две стойки 2 с призмами 3 и корпус 14
турбины. На призмы 3 через ножевые опоры 4 свободно установлен
качающийся корпус 6 тормозного барабана. На нем установлено
коромысло весов 5. В корпусе 6 на двух шарикоподшипниках 9
размещается вал 15 экспериментальной установки. На правом (см. рис.
3.11) конце вала 15 располагается РК ЦСМТ 10. СА турбины 11
смонтирован в корпусе 14, связанном с основанием 1. На левом конце вала
помещен тормозной диск 7 и вентилятор 8. Периферийная часть диска 7
размещена в зазоре между полюсами электромагнитов 16, установленных
на качающемся корпусе 6.
Работает стенд следующим образом. Сжатый воздух из сети с
давлением 400…600 кПа проходит через расходомерное устройство 12, и
подается в СА исследуемой турбины 11. В СА происходит расширение
газа с увеличением его скорости, после чего рабочее тело поступает на
лопатки РК 10 и совершает работу по вращению последнего.
Отработавший газ выбрасывается в атмосферу.
РК ЦСМТ с помощью вала 15 связано с диском 7 и вентилятором 8.
При вращении диска 7 между полюсами электромагнитов 16 в нём
возникают вихревые токи Фуко. Магнитное поле этих токов,
взаимодействуя с магнитным полем электромагнитов 16, создает
тормозной момент, передаваемый на корпус 6. Кроме того, при вращении
вентилятора 8 воздух, находящийся в полости тормозного барабана,
вовлекается в вихревое движение и приобретает некоторый момент
количества движения. Закрученный воздух тормозится на внутренней
поверхности корпуса 6, передавая на последнюю свой момент количества
движения, и, наконец, момент трения в подшипниках 9 также передается
на корпус 6.
84
Рис. 3.11. Принципиальная схема стенда для получения экспериментальных характеристик
центростремительной микротурбины
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
85
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для описанной схемы устройства величина тормозного момента на
корпусе 6 эквивалентна внутренней мощности испытываемой ЦСМТ, что
позволяет вычислить еёе мощностной кпд.
Для расчета и построения характеристик ЦСМТ в ходе эксперимента
измеряются следующие параметры:
−
избыточное давление воздуха на входе в СА турбины р *ГИ ,
кг/см2;
−
статическое давление на выходе из турбины
рТ
равное
атмосферному В Н , мм. рт. ст.;
−
избыточное давление воздуха перед расходомерной диа*
фрагмой р дИ
, кг/см2;
−
температура воздуха перед расходомерной диафрагмой t д* ,°С;
−
перепад давления на расходомерной диафрагме Δр д , в мм.
−
−
вод. ст.;
частота вращения РК, мин -1;
величина груза Р ГР , уравновешивающего крутящий момент
на корпусе 6, г.
Измерение крутящего момента турбины М КР основано на "нульметоде". Тормозной момент на корпусе 6 уравновешивается грузом с
помощью рычажных весов. Зная величину груза Р ГР и длину рычага
весов l , можно определить крутящий момент, развиваемый на валу 15
испытываемой турбины, по формуле:
М КР = Р ГР ⋅ l .
Частота
вращения
ротора
микрокомпрессора
измеряется
бесконтактным способом с помощью фотоэлектрического датчика и
регистрируется частотомером.
Полное избыточное давление р *ГИ
принимается равным стати-
ческому давлению в ресивере на входе в СА испытуемой турбины. Полное
*
давление перед расходомерной диафрагмой р дИ
измеряется с помощью
приемника статического давления. Однако вследствие того, что скорость
86
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
потока в указанных местах невелика, то статическими параметры будут
отличаться от параметров торможения незначительно.
Давления
р *ГИ
и
*
р дИ
измеряется образцовыми манометрами,
проградуированными в технической системе единиц. При обработке
результатов испытания это необходимо учитывать.
Сжатый воздух подается на вход в турбину из ресивера, где
температура приблизительно равна атмосферной. Поэтому, температура
воздуха перед расходомерной диафрагмой
Т д*
считается равной
атмосферной и определяется с помощью ртутного термометра.
Измерение расхода воздуха через турбину G В выполняется с использованием расходомерной диафрагмы, устанавливаемой на пути
потока воздуха, поступающего в турбину по мерной трубе. Расходомерная
диафрагма представляет собой шайбу с отверстием, диаметр которого
меньше, чем внутренний диаметр расходомерной трубы. Местное сужение
потока отверстием диафрагмы обусловливает перепад давления на ней,
что регистрируется водяным пьезометром. По величине перепада
давления и диаметру отверстия диафрагмы определяется расход воздуха.
Точность его определения составляет приблизительно 2%.
Статическое давление рабочего тела на выходе из ЦСМТ рТ
равно атмосферному
ВН , и определяется с помощью комнатного
барометра.
По измеренным значениям давления рд* и температуры Т д* на входе в
расходомерный участок определяется плотность воздуха:
ρ д* =
р д*
RTд*
.
Зная перепад давления на расходомерной шайбе
Δр д , можно
вычислить расход воздуха через турбину по формуле:
Gв = k ⋅ α д ⋅ d д2 Δр д ⋅ ρ д* ,
где
α д - коэффициент расхода мерной диафрагмы;
87
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
d д - диаметр отверстия в мерной диафрагме;
k - коэффициент, зависящий от конструкции расходомерной трубы.
Мощность на валу турбины по измеренным значениям крутящего
момента М КР и частоте вращения РК определяется по формуле:
πnМ КР
NТ =
30
.
По измеренным величинам параметров на входе в турбину р *Г и Т *Г
(поскольку в магистрали подвода воздуха работа не подводится и полная
температура не меняется, т.е. Т *Г = Т д* ) и величине давления на выходе из
турбины можно определить изоэнтропическую работу расширения газа
в турбине:
⎡
⎢ ⎛
k
LST =
RT Г* ⎢1 − ⎜
k −1
⎢ ⎜
⎢ ⎝
⎣
k −1 ⎤
рТ ⎞⎟ k ⎥
⎥.
⎥
р *Г ⎟⎠
⎥
⎦
Тогда кпд испытываемой турбины рассчитывают по следующему
соотношению:
ηТ =
NТ
.
LSТ ⋅ G В
По измеренной частоте вращения ротора турбины определяется
окружная скорость:
πD n
U1 = 1 .
60
Тогда, вычислив c SCT = 2 L ST
нагруженности
yТ = u1 cCST и
можно найти значение параметра
построить
характеристику
испытываемой турбины η Т = f ( yТ ) .
3.2.3. Порядок проведения эксперимента
Ознакомившись с приведенными выше методическими указаниями и
выслушав объяснения преподавателя, студенты начинают заполнять бланк
отчета по лабораторной работы. В них заносятся атмосферные условия в
момент проведения работы (tН и ВН), чертится эскиз лабораторной
88
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
установки, подготавливаются необходимые таблицы. Форма отчета по
лабораторной работе приведена в приложении 4.
Снятие характеристики η Т = f ( yТ ) испытываемой ЦСМТ рекомендуется проводить в следующем порядке.
1. Убедиться по манометру в наличии в сети сжатого воздуха с
давлением не ниже 400 кПа (4 кг/см2).
2. Включить в электросеть с напряжением 220В частотомер и
преобразователь тока.
3.
Плавно открывая вентиль стенда В , установить избыточное
давление р *ГИ , равным 200 кПа (2 кг/см2).
4.
Изменяя силу тока реостатом преобразователя, установить
5.
частоту вращения вала n = 36 ⋅10 3 мин −1 .
В бланке протокола испытаний записать показания приборов:
В н , t Н , Δр д , р д* , р *Г , Р ГР. .
6.
7.
Устанавливая последовательно, путем изменения силы тока
преобразователя, различные частоты вращения вала, записать в
протокол показания приборов в соответствии с п. 3.2.4.
Уменьшить вентилем В подачу воздуха на турбину, установив
давление р*ГИ , равное 100 кПа (1 кг/см2).
8.
Последовательно выполняя указания п.п. 4……6, снять характеристику турбины при р*ГИ =100 кПа (1 кг/см2).
9.
После окончания эксперимента выключить преобразователь тока
и частотомер, а вентиль
В плавно закрыть.
3.2.4. Обработка результатов экспермента и построение
характеристик
Обработка результатов опыта и расчет характеристик η Т = f ( уТ )
выполняется по методике, которая приведена в разделе 3 и соответствует
системе СИ.
Поскольку опытные величины ( В н , t Н , Δр д , р д* , р *Г , Р ГР. .) измеряются в основном в технической системе единиц, в настоящем разделе
рассматривается порядок расчета характеристик турбины по рабочим
89
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
формулам,
предусматривающим
переводные
коэффициенты
из
технической системы единиц в систему СИ.
1. Находится температура воздуха перед расходомерной диафрагмой:
2.
Т д* = TH = t H + 273,15, К .
Определяется абсолютное полное давление на входе в турбину:
В ⎞
⎛
р *Г = ⎜⎜ р *ГИ + н ⎟⎟ ⋅ 98 , кПа,
735,6 ⎠
⎝
где
ВН – атмосферное давление в мм.рт.ст.;
р *ГИ - показания манометра, измеряющего избыточное давление на
входе в турбину, кг/см2.
3. Абсолютное давление воздуха перед расходомерной шайбой
находится по формуле:
В ⎞
⎛ *
+ н ⎟⎟ ⋅ 98 , кПа,
р д* = ⎜⎜ р дИ
735,6 ⎠
⎝
где
*
р дИ
- показания манометра, измеряющего избыточное давление на
входе в расходоменую шайбу, кг/см2.
4. Плотность воздуха перед мерной диафрагмой равна:
ρ д* =
1000 ⋅ р д*
RTд*
, кг/м3,
где
R – универсальная газовая постоянная, R = 287 Дж
5.
кг ⋅ К
Расход воздуха через турбину определяется по формуле:
Gв = 3,48 ⋅ 10 −4 ⋅ α д ⋅ d д2 Δр д ⋅ ρ д* , кг/сек,
где
α д = 0,622 ;
d д = 2,3 см;
90
.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Δр д – измеренный перепад давления на расходомерной диафрагме,
мм. вод. ст.
6. Определяется крутящий момент на валу турбины:
М КР = 9,81 ⋅10 −3 ⋅ Р ГР ⋅ l , Н⋅см, где
Р ГР - вес груза на чашках весов, необходимый для уравновешивания
крутящего момента на корпусе 6 (рис. 3.11), г;
l = 14,8 см – длина рычага весов.
7.
Мощность на валу турбины равна:
πnМ КР
, Вт.
NТ =
3000
8. Изоэнтропическая работа расширения
определяется следующим соотношением:
LST
⎡
⎢ ⎛ 0,133В Н
k
RT Г* ⎢1 − ⎜
=
k −1
⎢ ⎜⎝ р *Г
⎣⎢
⎞
⎟
⎟
⎠
воздуха
в
турбине
k −1 ⎤
k ⎥
⎥,
⎥
⎦⎥
где
k - показатель адиабаты, для воздуха k =1,4;
k
R = 1,005 кДж/кг.
k −1
9. Изоэнтропическая скорость, соответствующая перепаду давления
от р *Г до В Н равна:
cSCT = 2 LST .
10. Определяется окружная скорость на входе в РК:
u1 =
πD1n
60
,
где D1=0,05 м.
11. Параметр нагрузки турбины находится по формуле:
yТ =
u1
cSCT
.
12. Мощностной кпд испытываемой турбины равен:
91
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ηТ =
NТ
.
LSТ ⋅ GВ
Результаты расчетов заносятся в таблицу обработки произведенных
измерений в отчете по лабораторной работе.
По полученным значениям строятся зависимость кпд микротурбины
ηТ от параметра нагрузки yТ для двух значений давления на входе в
турбину р *Г . Обозначения точек и линий характеристик должны быть
различные (различный цвет, линия сплошная и пунктирная).
3.2.5. Содержание отчета по лабораторной работе
В отчете по лабораторной работе должны быть представлены:
протокол испытаний, в котором приводятся параметры,
−
определенные непосредственно в ходе испытаний, а также
атмосферные условия;
схема экспериментальной установки;
−
таблица с результатами обработки проведенных измерений;
−
построенные по результатам эксперимента кпд – харак−
теристики микротурбины.
Форма отчета по лабораторной работе приведен в приложении 4.
После оформления отчета по лабораторной работе необходимо с
помощью предложенных ниже контрольных вопросов убедиться в
понимании физической сущности протекания характеристик турбины,
принципах работы экспериментального стенда и систем измерения
параметров. При необходимости следует обратиться за разъяснением к
преподавателю.
3.2.6. Контрольные вопросы для подготовки к отчету
по лабораторной работе
1.
2.
3.
4.
92
Для чего нужна турбина?
Каков принцип действия турбины?
Как и почему меняются параметры потока в ступени
турбины?
Какие факторы определяют режим работы турбины?
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
Как влияет уровень потерь энергии в венцах на кпд
турбинной ступени?
Как изменится кпд ступени при изменении степени реактивности?
Объясните влияние параметра нагруженности на величину
потерь энергии с выходной скоростью.
Объясните влияние параметра нагруженности на величину
потерь энергии в рабочем колесе.
Из каких основных узлов состоит стенд для испытания
микротурбин?
Объясните принцип работы тормозного устройства для
испытания МТ.
Каким способом измеряется расход рабочего тела через
турбину?
Каким образом измеряются на стенде термодинамические
параметры рабочего тела?
Какие дополнительные потери энергии возникают в ступени
турбины при парциальном подводе рабочего тела?
Объясните протекание опытных зависимостей η Т = f (γ Т )
при различных π Т .
3.3. Определение основных газодинамических
характеристик кольцевых решеток малоразмерных турбин
3.3.1. Анализ течения газа в двухмерных решетках турбомашин
Для правильного выбора режима работы лопаточных венцов
турбомашин и понимания особенностей их работы в различных условиях
эксплуатации необходимо уметь анализировать течение рабочего тела в
межлопаточных каналах. Основная цель анализа течения рабочего тела
обычно заключается в том, чтобы установить изменение коэффициента
потерь энергии ξ, угла выхода потока из ЛВ α1(β2), а также усилий,
действующих на лопатки, при изменении режима течения.
Обычно в ЛВ турбомашин режим течения характеризуется величиной
приведенной скорости λ1s, определяемой по фактическому перепаду
давления на венце.
93
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Исследования картины течения рабочего тела в лопаточных венцах
показывают, что ее условно можно разбить на область центрального
течения I и области концевых течений у втулки II и периферии III (рис.
3.12).
В области центрального течения I возникают так называемые
профильные потери. Последние принято подразделять не следующие:
− потери на трение в пограничном слое у поверхности
корытца и спинки лопаток (рис. 3.13, а);
− кромочные потери, возникающие из-за возникновения
вихревых течений за выходными кромками лопаток (рис.
3.13, б).
Рис. 3.12. Схема течения потока в лопаточном венце турбомашины
Эти два вида потерь (на трение и кромочные) имеют место на всех
режимах течения.
При больших положительных или отрицательная углах атаки на входе
в решетку возможно появление отрывных зон на спинке или корытце (рис.
3.13, в), что обусловливает появление дополнительных потерь - потерь на
отрыв потока. Они являются третьей составляющей профильных потерь.
При больших перепадах давления, могут возникнуть области
сверхзвуковых течений (рис. 3.13, г). Их переход в дозвуковые течения
сопровождается появлением скачков уплотнения - это вызывает
значительные дополнительные потери, которые принято называть
94
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
волновыми. Последние являются четвертой составляющей профильных
потерь.
В области концевых течений потери принято подразделять; на
следующие составляющие:
- трение ■ о концевые (втулочную и периферийную) поверхности;
- вторичные или индуцированные; которые обусловлены парой вихрей,
возникающих у втулки ж периферии лопаток из-за наличия пограничного
слоя на концевых поверхностях и перепада статического давления в
межлопаточных каналах на корытце и спинке (см. рис 3.12). Указанная
пара вихрей в технической литературе носит название "парного вихря"„.
Рис. 3.13. Основные виды потерь энергии в лопаточных венцах: а профильные; б - кромочные; в - потери на отрыв потока; г - волновые
Отмеченные особенности течения газа в межлопаточных каналах
оказывают влияние на величину угла выхода потока из решетки и уровень
потерь.
95
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При экспериментальном исследовании рабочего процесса в
лопаточном венце выделить каждый отдельный вид потерь невозможно.
Поэтому при продувках на стендах определяются суммарные потери в
решетке, характеризуемые коэффициентом потерь энергии ξ .
Для оценки коэффициента потерь энергии ξ СА в решетке СА в теории
турбомашин часто пользуются коэффициентом скорости:
с
ϕ СА = 1 ,
с1S
(10)
где c1S - изоэнтропическая скорость истечения газа из решетки.
Коэффициент скорости связан с коэффициентом потерь энергии
зависимостью [3]:
ϕ СА = 1 − ξ СА .
(11)
В расчетах использование коэффициента скорости ϕ СА , в качестве
самостоятельной оценки эффективности процесса расширения более
удобно, так как он позволяет осуществить непосредственный переход от
параметров изоэнтропического процесса расширения к реальным.
Действительно, если бы в СА отсутствовали потери энергии, то
должно было бы иметь место равенство давлений
р0*
и
р1* .
Следовательно, величина λC1s может быть найдена по значению ГДФ, а
сама скорость с1S по формуле:
2k
RT1* λC1s .
(12)
k +1
В случае лопаточных венцов с относительно длинными лопатками,
когда их высота в 1,5...2,0 раза больше шага решетки t , в межлопаточных
каналах явно выражена центральная часть потока. Причем именно эта
часть потока в основном определяет величины угла потока на выходе из
решетки и потерь в лопаточном венце.
Имитировать течение центральной части межлопаточных каналов
можно в решетке незакрученных лопаток постоянного сечения, т.н.
«плоской решетке».
Такая решетка состоит из ряда одинаковых параллельных лопаток,
расположенных на равном расстоянии одна от другой Нетрудно заметить,
с1S =
96
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
что плоская решетка является частным случаем лопаточного венца, радиус
кривизны которого равен бесконечности. Однако, для получения
действительно двухмерного течения необходима решетка, состоящая из
лопаток бесконечной высоты. Реальные решетки неизбежно ограничены в
размере, и для того, чтобы по крайней мере центральная часть (где проводятся измерения параметров потока) работала в условиях примерно
двухмерного течения, необходимо выполнять их с высотой,
превышающей шаг решетки [11]. В такой решетки влияние концевых
участков незначительно и по параметрам потока в среднем сечении можно
определить профильные потери ξ пр .
На рис. 3.14 изображена схема плоской решетки СА турбины, а также
силы и скорости, действующие в ней.
Рис. 3.14. Схема скоростей и усилий, действующих в плоской турбинной
решетке
97
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рабочее тело набегает на решетку со скоростью с 0 под углом α 0 , а
выходит из решетки под углом α1 со скоростью с 2 . При течении в
каналах решетки рабочее тело меняет свое направление. Вследствие
поворота струи, а также ее ускорения возникает сила Р , приложенная к
лопаткам. Возникновение этой силы объясняется тем, что на боковых
сторонах лопатки образуется разное давление. При этом давление на
вогнутой поверхности (корытце) существенно выше, чем на выпуклой
(спинке).
Одна из составляющих силы Р направлена параллельно фронту
решетки. Это окружная составляющая силы РU . Она воспринимается
лопатками СА и вызывает в последних напряжение изгиба.
Осевая составляющая полной силы Р a направлена вдоль оси
решетки. Она также воспринимается лопатками СА и передается на опоры
турбины, являясь при этом одной из составляющих полной реактивной
тяги двигателя.
Рассмотрим основные способы определения этих сил, которые, с
одной стороны, необходимы конструктору для расчета лопатки на
прочность, а с другой - для процесса расширения газа и величины полной
реактивной тяги. Для этого выделим часть потока вокруг рассматриваемой
лопатки (см. рис. 3.14).
Концевые границы, по которым действуют давления р0 и р1 ,
расположены на большом удалении от решетки и параллельны ее фронту.
Боковые границы 0-0 и 1-1 находятся на расстоянии шага решетки друг от
друга и совпадают со средним линиями тока.
Так как линии тока 0-0 и 1-1 эквидистанты, то равнодействующей сил
давления рδ 1 , приложенные вдоль этих линий, равны друг другу и
направлены в противоположные стороны. Следовательно, на поток в
окружном направлении действует лишь сила RU , приложенная со
стороны лопатки и равная силе − PU .
В осевом направлении на поток действует сила Rа , равная силе − Ра ,
а также разность давлений р 0 − р1 .
98
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
За положительные направления системы отсчета примем направление
координат u и a , которые соответствуют рекомендациям СТ СЭВ 1052-78
(см. рис. 3.14).
Согласно закону сохранения количества движения сумма всех сил,
действующих на выделенные объем рабочего тела в рассматриваемом
направлении, равна разности секундных количеств движения,
вытекающих из этого объема и втекающих в него в том же направлении.
Тогда величина силы RU определился из выражения:
RU = G (c1U − c 0U ) .
(13)
Очевидно, что сила PU , c которой поток действует на лопатку в
окружном направлении, равна по величине и обратна по направлению
силе RU .
РU = G (c 0U − c1U ) .
По условию равновесия сил можно написать:
− Ra − h л ( р 0 − р1 ) = G (c1a − c0a ) ,
(14)
(15)
где h л - высота лопатки.
Сила Ra , с которой поток действует на лопатку в осевом направлении, будет равна:
Pa = − Ra = G (c1a − c 0a ) + h л ( р 0 − р1 ) .
(16)
Таким образом, для вычисления сил PU и Pa , действующих на
лопатку необходимо определить не только скорости с 0
и с1 , но
необходимо еще иметь значения действительных значений углов выхода
потока α 0 и α1 , так как в формулы (14) и (16) входят величины проекций
скоростей:
с 0а = с0 sin α 0 , с 0U = с 0 cos α 0 ;
(17)
с1а = с1 sin α1 , с1U = с1 cos α1 ;
(18)
Измерение скоростей и углов потока на входе и выходе из
испытываемой решетки осуществляется пневмометрированием потока как
по шагу, так и по высоте. Осредняя замеренные параметры определенным
образом (по массе, энергии или энтальпии), можно получить осредненные
значения углов α 0ср и α 1ср .
99
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Величины осредненных скоростей могут быть при этом найдены из
самых общих соображений. Действительно, если измерена температура
*
торможения Т 0ср
, и найдены осредненные полные и статические
давления на входе ( р 0* и р 0 ) и выходе ( р1* и р1 ) из решетки, можно
найти характерные ГДФ:
π (λс 0 ) =
р0
π (λс1 ) =
р1
р 0*
р1*
( )
→ λс0 → τ λс0 ;
( )
→ λс1 → τ λс1 .
Тогда скорости с 0 и с1 , могут быть вычислены по формулам:
с0 =
2k
RT0* λ0 ;
k +1
(19)
с1 =
2k
RT1* λ1 .
k +1
(20)
Для определения же составляющих сi 0 и сi1 , необходимо еще
определить значения углов входа α 0 выхода α1 потока в сопловой
решетке. Величины углов
α0
и
α1
измеряются, обычно, ком-
бинированным насадком, закрепленным в координатнике. Эти же
параметры необходимы для определения коэффициента скорости ϕ СА и
коэффициента потерь в решетки ξ СА по формулам (10…..12).
При экспериментальном определении усилий PU и Pa , а также
оценке степени совершенства рабочего процесса в СА обычно использует
результаты модельных продувок плоских решеток на специальных
установках. Схема такой установки представлена на рис.3.15. Основной
деталью установки является коробчатый корпус 1, в передней части
которого расположены направляющие планки 2 для создания переменных
углов атаки, в средней - опытная решетка 5, а в задней крепится всасывающий патрубок вакуум-насоса.
100
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
На входе в решетку
поток
траверсируется
приемником давления 4 и
термопарой
3,
на
выходе из решетки соответственно
приемником давления
6 и термопарой 7.
Подобные установки
довольно
широко
применяются в пракРис. 3.15. Схема стенда для
тике
экспериментального
исследования плоских
экспериментального
решеток
исследования решеток
турбомашин. При этом для получения достоверных результатов высота
лопаток h л экспериментальной решетки должна быть, по крайней мере,
не менее (1,5...2) ⋅ t [11]. Однако в настоящее время довольно широко
применяются ступени турбин, в которых соотношение h л > (1,5...2 ) ⋅ t не
выполняется.
Это относится, например, к первым ступеням турбин высокотемпературных ГТД малой тяги ( PΣ < 10кН ) с высокими π к* ( π к* > 25 ).
Для них характерны относительно короткие лопатки (
hл
t
≈ 1 ).
Целый класс турбин составляет маломощные ( N T < 15кВт ) и
малоразмерные ( DТ < 0,2 м , h л < 0,01м ) турбины, используемые для
привода вспомогательных агрегатов основных силовых установок
летательного аппарата. При исследовании таких турбин использование
результатов продувок плоских решеток не является оправданным, так как
известно [3], что в решетках МТ значительно возрастает доля потерь,
связанных с малой длиной лопаток.
Рассмотрим подробнее метод испытания решеток МТ.
101
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.3.2. Особенности исследования кольцевых решеток малоразмерных
турбин
Исследования рабочего процесса МТ [3,5] показали, что более близкая
к условиям работы в турбине картина течения может быть получена при
испытании кольцевых решеток СА. При этом результаты исследования
позволяют получить данные не только о характере течения и потерях, но и
установить пути повышения эффективности решеток.
Метод испытания кольцевых решеток МТ разработан достаточно
подробно в работах Н.Н. Быкова и О.Н. Емина [3], а также А.А.
Трофимова [10]. Суть этого метода заключается в том, что измеряется
реактивный момент (момент количества движения), развиваемый
сопловой решеткой при истечении из последней рабочего тела. В
сочетании с измерениями расхода воздуха и давлений на кольцевых
стенках, ограничивавших решетку, этот метод дает возможность
относительно просто получить «средневзвешенные» характеристики
испытываемых сопловых решеток (ϕ, μ, и α1 ), которые непосредственно
используются в расчетах турбин, в частности, усилий PU и Pa , а также
суммарного коэффициента потерь энергии ξ СА .
На рис. 3.16 приведена схема измерения с помощью колеса-ловушки
момента, развиваемого потоком на сопловой решетке. На рис. 3.16, а эта
схема приведена для случая осевой решетки, а на рис. 3.16, б - для
радиально-центростремительной. В дальнейшем будут рассматриваться
только характеристики радиальной решетки.
Струя рабочего тела, выходящая из сопловой решетки 1 (см. рис. 3.16,
б), обладает моментом количества движения М СА . Если на выходе из СА
расположить колесо-ловушку 2, входные кромки которой сориентированы
под углом α1′ , примерно равным углу выхода потока α1 , то в этом случае
на колесе-ловушке возникает опрокидывающий момент:
М КЛ = G (c 2U r2 + c1u r1 ) .
(21)
Если к лопаточному венцу колеса-ловушки 2 подстыковать
поворотный венец 3 (см. рис. 3.16, б) с осевым выходом (т.е. c 2U = 0 ), то
величину М КЛ можно определить по более простому соотношению:
102
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
М КЛ = Gc1u r1 .
(22)
Измерение величины М КЛ можно осуществить по «ноль-методу»
соединив, например, вал 4 колеса-ловушки 2 с рычажными весами.
Необходимо отметить, что измеренное значение М КЛ будет меньше
величины М CA на величину, соответствующую потерям в радиальном
зазоре. Эти потери можно свести к минимуму, выполняя лопатки колесаловушки высотой, превышающей на высоту лопаток. Снижению потерь
энергии сопловой струи в радиальном зазоре способствует и постановка
специального бандажа 5 на лопаточные венцы 2 и 3.
Если дополнительно измерить:
1) расход газа G через СА;
2) давление p 0* температуру T0* на входе в СА;
3) давление p1 (в зазоре между СА и колесом- ловушкой,
то можно легко найти «средневзвешенные» основные газодинамические характеристики кольцевой сопловой решетки:
α1 = f (λ1S ) , ϕ = f (λ1S ) и μ = f (λ1S ) .
103
Рис. 3.16. Схема измерения реактивного момента, возникающего в осевой кольцевой (а)
и кольцевой радиальной (б) сопловых решетках
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
104
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
По этим характеристикам, как было показано в разд. 3.3.1, легко
определяются усилия PU и Pa , а также суммарный коэффициент потерь
энергии ξ CA , которые необходим для проектирования сопловых решеток.
Действительно, из (20) следует, что:
2 M КЛ
с1U =
.
GD1′
(23)
Радиальную составляющую средней скорости c1r можно определить
по формуле:
с1r =
c12U ⎞⎟
G
GR ⎛⎜ * k − 1
T0 −
,
=
−
2kR cos 2 α1 ⎟⎠
F1′ρ1 F1′ p1 ⎜⎝
(24)
где F1′ = πD1′ hCA – площадь потока на входе в колесо ловушку.
С другой стороны, величину c1r можно определить через c1u и α1 :
c1r = c1U tgα1 =
2M КЛ
tgα1 .
G D1′
(25)
Решая (24) и (25) относительно α1 , получим:
⎧
⎪ p
α1 = arctg⎨ 1
⎪ М КЛ
⎩
⎡
⎢
⎢
⎢⎣
2
2
⎛ kF1′ ⎞ 2kRT0* ⎛ G D1′ ⎞ ⎛ M К − Л
⎜
⎟ −⎜
⎜⎜
⎟⎟ +
⎜
⎟ ⎜
⎝ 2(k − 1) ⎠ (k − 1) ⎝ 2 p1 ⎠ ⎝ p1
⎤
2
⎞
kF′D′
⎟⎟ − 1 1 ⎥ . (26)
⎥
⎠ 2(k − 1) ⎥
⎦
С учетом (26) средняя скорость С1 на входе в колесо-ловушку
определится из соотношения:
c
c1 = 1U .
(27)
cos α1
Изоэнтропическая скорость потока, эквивалентная располагаемому
теплоперепаду на СА, может быть найдена по измеренный p 0* , T0* и p1 :
c1S =
k −1 ⎤
⎡
⎢ ⎛ p1 ⎞ k ⎥
2k
∗
⎟
RT0 ⎢1 − ⎜
⎥.
k +1
⎥
⎢ ⎜⎝ p 0* ⎟⎠
⎦⎥
⎣⎢
(28)
Теоретический расход рабочего тела через исследуемую решетку СА
найдем из выражения:
105
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Gт = m
p 0* a Г hCA z CA
T0*
,
(29)
где
a Г – величина «горла» канала СА;
z CA - число каналов СА.
Величина приведенной скорости течения λС1S
найдется из со-
отношения:
λС1S =
с1S
2k
RT0*
k +1
.
(30)
Наконец, коэффициент скорости СА ϕ будет равен:
c
ϕ СА = 1 .
c1S
3.3.3. Установка и схема измерений для экспериментального
исследования кольцевых радиальных турбин
При экспериментальном исследовании рабочего процесса МТ
используются специальные высокочувствительные установки [5, 10]
конструктивная схема установки для опытного получения газодинамических характеристик кольцевых радиальных решеток
представлено на рис. 3.17.
На основании, которым служит плита 2, с помощью стойки 9 крепится
основная деталь установки - цилиндрический корпус 7. В цилиндрической
расточке корпуса 7 расположен подшипниковый узел 6, который является
опорой для вала 3. На залу 3 консольно установлено колесо-ловушка 11 с
поворотным лопаточным венцом 10, обеспечивающим осевой выход
потока.
Исследуемая сопловая решетка выполняется на внутренней торцевой
поверхности крышки 13. Торцевые поверхности лопаточного венца СА
упираются в соответствующий кольцевой выступ корпусе 7, а
пространство, образованное крышкой 13 и цилиндрической проточкой в
корпусе 7, служит внутренним ресивером для подачи рабочего тала в СА.
106
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Полость ресивера сообщается патрубком 12 с сетью сжатого воздуха,
подача которого регулируется краном 14.
Для измерения давления в радиальном зазоре между СА и колесомловушкой в крышке 13 выполняется ряд отверстий на окружности зазора.
Для отвода рабочего тала в корпусе 7 вварен выхлопной патрубок 8, а
для регулирования противодавления в выхлопной части установки
предусмотрен кран 1.
Момент на колесе-ловушке измеряется по «ноль-методу» рычажными
весами с длиной плеча l , Фиксация «нулевого» положения
осуществляется стрелкой 4, закрепленной на валу 3, по лимбу 5,
установленному на корпусе 7,
Схема измерений при выполнении лабораторной работы приведена на
рис 3.18.
Абсолютное полное давление на входе в СА определяется по
следующему соотношению:
р 0* = р 0* м + р Н ,
(31)
где
*
р 0м
- избыточное давление торможения на входе в СА, измеренное
манометром;
р Н - атмосферное давление.
Абсолютное статическое давление в зазоре между СА и колесомловушкой определяется подобным соотношением:
р1 = р1В + р Н ,
(32)
107
Рис. 3.17. Принципиальная схема установки для испытания кольцевых сопловых решеток турбин
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
108
Рис .3.18. Принципиальная схема измерений при исследовании характеристик
решеток СА малоразмерных турбин
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
109
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где
р1В - избыточное статическое давление за СА, измеряемое манометром.
Действительный расход рабочего тала измеряется расходомерной
диафрагмой 2 по значениям полного давления р д* и температуры Т д*
перед диафрагмой, а также по перепаду давлений на Δр д диафрагме:
G = Kα ∂ d ∂2 ρ ∂* Δp д ,
(33)
где
К - коэффициент, зависящий от конструкции расходомерной трубы;
α д - коэффициент расхода мерной диафрагмы;
d д - диаметр отверстия диафрагмы;
ρ д* - плотность газа перед диафрагмой:
ρ ∂* =
p ∂*
RT∂*
(34)
Опрокидывающей момент на колесе-ловушке 4 измеряется по «нольметоду» рычажными весами;
(35)
М КЛ = Р гр ⋅ l ,
где
Р гр - вес гирь на чашках весов, уравновешивающих момент;
l - длина рычага весов от оси установки до оси подвески чашки весов
(см. рис. 3.18).
Абсолютное давление в выхлопной камере находится по следующему
соотношению:
р2 = р2 м + рн ,
(36)
где
р 2 м - избыточное давление, измеренное в выхлопной камере.
Таким образом, схема установки для продувки кольцевой решетки СА
центростремительной турбины, приведенная на рис.3.16, позволяет
определить следующие параметры:
р0* - полное давление на входе в СА;
110
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
T0* - температуру торможения на входе в СА;
р1 - статическое давление в зазоре между СА и колесом-ловушкой;
G - расход газа через СА;
М КЛ - момент на колесе-ловушке, равный моменту количества
движения, развиваемого потоком на выходе из СА.
Следует отметить, что, давления, измеряемые в ресивере на входе
в СА и перед расходомерной шайбой, являются статическими. Однако
вследствие того, что скорость потока в указанных местах невелика,
величины статического и полного давлений будут мало отличаться друг от
друга.
Как было показано в разд. 3.3.1 и 3.3.2, по этим параметрам могут
быть
рассчитаны
и
построены
основные
газодинамические
характеристики решеток: α 1 = f λС1S , ϕ СА = f λС1S и μ CA = f λС1S
(
)
(
)
(
)
3.3.4. Порядок проведения эксперимента
Перед включением установки краны 1 (см. рис. 3.17) должны
находиться а положении «закрыто», а кран 3 - в положении "открыто".
Эксперимент целесообразно проводить в следующей последовательности:
1) плавно открывая краны 1, установить режим течения соответствующий λс1S = 1,5 (давление р *м по манометру при этом должно
быть примерно равно 5 кг/см2);
2) после установления режима работы решетки произвести измерения
*
величин р 0* м , Tд* , Δр д , р дм
, р1В , р 2 м , Р гр и записать их в протокол
испытаний, форма которого приведена в прил.5;
3) последовательно прикрывая краны 1 и устанавливая всякий раз
давление
р 0* м
на 0,5 кг/см2 меньше, чем в предыдущем режиме,
произвести измерения величин, указанных в п.2; последний режим будет
соответствовать такому положению кранов 1, когда р *м = 0,5 кг см 2 ;
4) после проведения последней серии измерений плавным закрытием
кранов 1 выключить экспериментальную установку.
111
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.3.5. Обработка результатов эксперимента
Измерение опытных величин, входящих в формулы (20)...(35),
производится по приборам, шкалы которых проградуированы в
технической системе единиц. Поэтому ниже приводится порядок расчета
основных газодинамических характеристик кольцевых турбинных
решеток по рабочим формулам, предусматривающим переводные
коэффициенты из технической системы единиц в систему СИ.
1. Абсолютное полное давление на входе в СА равно:
р 0* = 98,1 р 0* м + 0,133 р Н , кПа
где
р Н - атмосферное давление, мм рт.ст.;
р *м - избыточное давление на входе в СА, измеряемое манометром в
кг/см2.
2. Абсолютное давление потока в зазоре между СА и колесомловушкой определяется по формуле:
р1 = 0,133 р Н − 98,1 р1В , кПа
где
р1В - давление в зазоре между СА и колесом-ловушкой, фиксируемое
вакуумметром в кг/см2.
3. Абсолютное полное давление перед расходомерной диафрагмой
равно:
*
р д* = 98,1 р дм
+ 0,133 р Н , кПа
где
*
р дм
- избыточное полное давление перед расходомерной диафрагмой,
измеряемое манометром в кг/см2.
4. Полная температура потока перед расходомерной диафрагмой
определяется соотношением:
Т д* = t д* + 273 , К
где
112
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
t д* - температура потока перед расходомерной диафрагмой в °С.
Специальные исследования показали, что эта температура практически не
отличатся от температуры внутри лабораторного помещения.
5. Плотность потока перед расходомерной диафрагмой равен:
ρ ∂* =
p ∂* ⋅ 10 3
RT∂*
, кг/м3
где
R = 287 Дж
6.
- газовая постоянная для воздуха.
кг ⋅ К
Расход рабочего тела через СА находится по следующей формуле:
G Г = 3,48 ⋅ 10 −4 α ∂ d ∂2 ρ ∂* Δp д , кг/сек
где
α д = 0,618 - коэффициент расхода мерной диафрагмы;
d д = 2,0 см - диаметр отверстия в расходомерной диафрагме в см;
Δрд - перепад давления на расходомерной диафрагме, измеренный по
пьезометру в мм. вод. ст.
7. Окружная составляющая момента количества движения потока на
входе в колесо-ловушку равен:
М КЛ = 9,81 ⋅ 10 −3 Р гр l , Н⋅м
где
Р гр – вес гирь на чашке весов в г;
l = 0,18 м - длина рычага весов.
8. Окружная составляющая средней скорости потока на входе в
колесо-ловушку находится следующим образом:
2 М КЛ
, м/с
с1U =
G Г D1′
где
D1′ = 4,95 ⋅ 10 −2 м - диаметр на входе в колесо ловушку.
9. Угол потока на входе в колесо-ловушку при заданной геометрии
исследуемого СА и использовании в качестве рабочего тела воздуха
определяется по следующей формуле:
113
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
⎧
⎪ p1
⎪ М КЛ
⎩
α1 = arctg⎨
⎡
⎤
2
2
⎢ 1,814⋅10−4 + 1,23T *⎛⎜ GГ ⎞⎟ − ⎛⎜ M КЛ ⎞⎟ −1,347⋅10−2 ⎥ ,
0⎜
⎟ ⎜
⎟
⎢
⎥
⎝ p1 ⎠ ⎝ p1 ⎠
⎣⎢
⎦⎥
где
Т 0* = Т д* , так как течение рабочего тела на входном участке ма-
гистрали принимается энергоизолированным.
10. Средняя скорость на входе в колесо-ловушку равно:
с
с1 = 1U . м/с
cos α1
11. Изоэнтропическая скорость потока равна:
с1S
k −1 ⎤
⎡
⎛
⎞
k ⎥
⎢
p
= 44,8 T0 ∗ ⎢1 − ⎜ 1 ⎟
⎥ , м/с
⎥
⎢ ⎜⎝ p 0* ⎟⎠
⎥⎦
⎢⎣
где
k = 1,4 - показатель адиабаты для воздуха.
12. Коэффициент скорости исследуемого СА находится следующим
образом:
c
ϕ СА = 1 .
c1S
15. Критическая скорость потока равна:
a кр = 18,32 T0 ∗ . м/с
16. Приведенная изоэнтропическая скорость потока на входе в колесоловушку находится по формуле:
λС1S = с1S a кр .
3.3.6. Содержание отчета по работе
В отчете по лабораторной работе должны быть представлены:
протокол испытаний, в котором приводятся параметры,
−
определенные непосредственно в ходе испытаний, а также
атмосферные условия;
схема экспериментальной установки;
−
114
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
−
−
таблица с результатами обработки проведенных измерений;
построенные по результатам эксперимента графики зависимостей α 1 = f λС1S и ϕ СА = f λС1S ;
−
усилия РU и Pa , действующие на лопатку, рассчитанные для
(
)
(
)
одного из режимов течения газа в СА 4;
Форма отчета по лабораторной работе приведен в приложении 5.
После оформления отчета по лабораторной работе необходимо
проанализировать характер полученных зависимостей и дать их
объяснение. Затем с помощью предложенных ниже контрольных вопросов
убедиться в понимании физической сущности протекания характеристик
СА, принципах работы экспериментального стенда и систем измерения
параметров. При необходимости следует обратиться за разъяснением к
преподавателю.
3.3.7. Контрольные вопросы для подготовки к отчету
по лабораторной работе
'■■■■/
1
2
3
4
5
6
В чем заключается основная цель анализа течения газа в турбинных
решетках?
Какие виды потерь входят в состав профильных и концевых?
Какими факторами определяются границы применимости результатов
испытаний плоских двухмерных решеток?
Каковы особенности исследования кольцевых решеток МТ?
Как определяется расход рабочего тела через турбинную решетку?
Какие параметры потока необходимо измерить в кольцевой решетке
СА, чтобы получить её «средневзвешенные» характеристики
( ϕ СА , μ СА , α1 )?
7
8
В чем принцип действия колеса-ловушки?
Какие факторы оказывает основное
зависимости ϕ СА = f λС1S ?
9
Как и почему влияет режим работы решетки СА на величину угла
выхода потока α1 ?
(
)
влияние
на
поведение
115
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Белоусов А.Н., Мусаткин Н.Ф., Радько В.М. Проектный термогазодинамический расчет основных параметров авиационных
лопаточных машин. - Самара: СГАУ, 2006. – 316 с.
2. Белоусов А.Н., Мусаткин Н.Ф., Радько В.М. Теория и расчет
авиационных лопаточных машин. - Самара: ФГУП “Издательство
Самарский дом печати”, 2003. – 336 с.
3. Быков Н.Н., Емин О.Н. Выбор параметров и расчет маломощных
турбин для привода агрегатов. - М.: Машиностроение, 1972. - 228 с.
4. Кулагин В.В. Теория, расчет и проектирование авиационных
двигателей и энергетических установок: Учеб. – М.: Машиностроение,
2002. – 616 с.
5. Наталевич А.С. Воздушные микротурбины. - М.: Машиностроение, 1979. - 192 с.
6. Нечаев Ю.Н., Федоров Р.М. Теория авиационных газотурбинных
двигателей. Учеб. для вузов.: Ч. 1 М.: Машиностроение, 1977. – 312 с.
7. Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов
питания жидкостных ракетных двигателей – М.: Машиностроение,
1979. – 344 с.
8. Стенькин Е.Д., Мусаткин Н.Ф., Белоусов А.Н. Теория и расчет
авиационных лопаточных машин. − М.: МАИ, 1992. − 187 с.
9. Теория лопаточных насосов жидкостных ракетных двигателей:
Курс лекций / Н.Т. Тихонов, Н.Ф. Мусаткин, В.Н. Матвеев, А.А.
Нечитайло – Самара: СГАУ, 1994. - 106 с.
10. Трофимов А.А. Экспериментальное определение характеристик
сопловых аппаратов центростремительных микротурбин. // Некоторые
вопросы исследования тепловых машин. - Куйбышев: КуАИ, 1969.
Вып. 37, с. 97-108.
11. Холщевников К.В., Емин О.Н., Митрохин В.Т. Теория и расчет
авиационных лопаточных машин. − М.: Машиностроение, 1986. − 432
с.
116
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
117
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ПРИЛОЖЕНИЯ
Приложение 1
Результаты градуировки системы измерения давления за компрессором
118
Приложение 2
Результаты градуировки системы измерения перепада давления на расходомерной шайбе
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
119
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Приложение 3
Самарский государственный аэрокосмический университет
им. академика С.П.Королева
Лаборатория
лопаточных машин
Характеристики
центробежного
компрессора
Дата_______Атмосферные условия: р H =
TН =
Работа N
мм.рт.ст.
К
кг м 3
ρВ =
№N
режима
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Положение
дросселя
n,
мин -1
р*ТИ,
кг/см2
р*КИ,
Δрд,
В
В
кг/см2
мм. вод. ст
закрыт
1 хода
4
1 хода
2
3 хода
4
открыт
Схема установки
Продолжение прил. 3
120
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
η *К
LK,
Дж/кг
NК, Вт
МК, Н⋅с
LKS,
Дж/кг
π*К, Па
GВ,
кг/сек
р*К, кПа
р*В, кПа
р*Т, кПа
n, мин -1
№N
реж.
Результаты обработки произведенных измерений
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Графики
Группа_______
Студент______
Преподаватель__________
Работа принята__________
121
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Приложение 4
Самарский государственный аэрокосмический университет
им. академика С.П.Королева
Лаборатория
лопаточных машин
Характеристика приводной
турбины
Дата_______Атмосферные условия: В Н =
№Ν
режима
n,
мин −1
р*ГИ ,
кг
см
2
мм.рт.ст.
TН =
К
ρд =
кг м 3
Δр д ,
мм.вод.ст
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Схема установки
122
Работа №N
*
р дИ
,
кг
см
2
Р ГР , гр
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Продолжение прил. 4
ηт
yт
U1, м/с
CSСT, м/с
LST, кДж/кг
NТ, Вт
МКР, Н⋅см
GВ, кг/сек
ρд,кг/м3
р*д, кПа
р*г, кПа
Т*д,К
№режима
Результаты обработки произведенных измерений
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Графики
Группа_______
Студент______
Преподаватель__________
Работа принята__________
123
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Приложение 5
Самарский государственный аэрокосмический университет
им. академика С.П.Королева
Лаборатория
Характеристика кольцевых
Работа №N
лопаточных машин
сопловых решетоу
Дата_______Атмосферные условия: В Н =
№Ν
режим
а
*
р 0М
,
дел/ кг
см
*
р1в
,
2
дел/ кг
см
TН =
К
ρд =
кг м 3
Δр д ,
2
мм.вод.ст
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Схема установки
124
мм.рт.ст.
*
р дм
,
дел/ кг
см
Р ГР , гр
2
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Продолжение прил. 5
ϕ
λ1s
с1s, м/с
с1, м/с
α1,град
с1u, м/с
МКЛ, Н⋅м
GВ, кг/сек
ρд,кг/м3
р*д, кПа
р1,кПа
р0*,кПа
№N режима
Результаты обработки произведенных измерений
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Графики
Группа_______
Студент______
Преподаватель__________
Работа принята__________
125
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Учебное издание
Батурин Олег Витальевич,
Дмитриева Ирина Борисовна,
Лапшин Александр Викторович,
Матвеев Валерий Николаевич
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ХАРАКТЕРИСТИК МАЛОРАЗМЕРНЫХ
ЛОПАТОЧНЫХ МАШИН
Учебное пособие
Технический редактор С.К. Бочкарев
Редакторская обработка О.Ю. Дьяченко, А.А. Нечитайло
Корректорская обработка Е.А. Ларионова
Компьютерная верстка О.В. Батурин
Доверстка В.С. Телепова
Донабор Е.А. Ларионова, В.С. Телепова
Подписано в печать 29.11.06. Формат 60х84 1/16.
Бумага офсетная. Печать офсетная.
Усл. печ. л. 7.44. Усл. кр.-отт. 7,56. Печ. л. 8,0.
Тираж 50 экз. Заказ _______ . ИП-47/2006
Самарский государственный
аэрокосмический университет.
443086 Самара, Московское шоссе, 34.
Изд-во Самарского государственного
аэрокосмического университета.
443086 Самара, Московское шоссе, 34.
126
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
22
Размер файла
2 717 Кб
Теги
экспериментальной, лопаточник, малоразмерных, 9457, характеристика, определение, машина
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа