- •36. Классификация турбомашин по направлению передачи энергии, по преимущественному направлению потока. Преимущества и недостатки различных типов турбомашин.
- •37. Классификация осевых турбомашин по форме меридионального сечения проточной части, преимущества и недостатки различных схем проточной части.
- •39. Классификация турбомашин по скорости обтекания профилей (истечения из межлопаточных каналов). Краткая характеристика указанных видов турбомашин.
- •40. Классификация турбомашин по числу валов. Обоснование необходимости применения многовальных турбомашин.
- •41. Основные показатели работы и параметры турбомашин. Требования, предъявляемые к компрессорам и турбинам.
- •42. Основные геометрические параметры проточной части, ограничения и перспективы развития параметров проточных частей.
- •43. Геометрические параметры профиля, краткий анализ и характерные значения.
- •44. Геометрические параметры решетки профилей и лопаток. Краткий анализ.
- •47. Активный и реактивный принцип работы ступени турбомашины. Кинематическая степень реактивности. Термодинамическая степень реактивности.
- •48. Распределение параметров потока по длине ступени в активных и реактивных ступенях.
- •49. Основы расчета ступени турбомашин с использованием степени реактивности. Входная и выходная закрутка потока.
- •50. Анализ влияния кинематической степени реактивности на планы скоростей ступени осевого компрессора.
- •51. Анализ влияния кинематической степени реактивности на планы скоростей ступени осевой турбины.
- •5 2. Атакоустойчивость профиля и решетки профилей компрессоров и турбин. Характеристика компрессора по потерям (кпд). Факторы, определяющие атакоустойчивость.
- •54. Особенности характеристик центробежных компрессоров с различной формой лопаток.
- •55. Обобщенные и универсальные характеристики компрессора. Приведение параметров компрессора к стандартным атмосферным условиям. Возможные погрешности формул приведения.
- •56. Газодинамические основы рассогласования работы первых и последних ступеней компрессора (ступени и сети) на нерасчетных режимах работы.
- •59. Вращающийся срыв в компрессорах, надроторные устройства.
- •60. Изменение расхода воздуха через компрессор по частоте вращения. Регулирование компрессора с помощью перепуска воздуха.
- •61. Регулирование компрессора с помощью поворотных направляющих аппаратов.
- •62. Регулирование компрессора, 2-х и более вальная схема компрессора, изменение скольжения роторов при изменении частоты вращения.
- •63. Короткие, средние и длинные лопатки. Профилирование длинных лопаток по высоте, законы профилирования. Основные положения и уравнения для расчета планов скоростей по высоте.
- •64. Профилирование по закону постоянной циркуляции и закону постоянного угла выхода из соплового аппарата, сравнение с законом постоянной реактивности.
- •65. Профилирование по закону постоянной реактивности (твердого тела), сравнение с законом постоянной циркуляции.
- •66. Общая номенклатура потерь в решетках турбомашин, краткая характеристика видов потерь и их зависимость от основных режимных и геометрических параметров.
- •67. Дополнительные потери в турбомашинах: от нестационарности, в зазорах, на трение о диски, на охлаждение, с выходной скоростью.
- •68. Кпд турбомашин: адиабатный по параметрам торможения, адиабатный по статическим параметрам за турбиной/ступенью (мощностной), политропный.
- •69. Зависимость адиабатного и мощностного кпд от отношения u/c.
- •70. Оптимальные планы скоростей в активно-реактивной одноступенчатой турбине при переменной степени реактивности. Управление отношением u/c.
- •71. Распределение работы, кпд, осевой скорости и степени реактивности по ступеням многоступенчатых компрессоров.
- •73. Предел реализуемой в ступени турбины и отдельных лопаточных решетках работы (см. Вопрос 32). Влияние предела расширительной способности косого среза и запирания каналов по расходу.
- •74. Многоступенчатые турбины, турбины со ступенями скорости и ступеням и давления.
47. Активный и реактивный принцип работы ступени турбомашины. Кинематическая степень реактивности. Термодинамическая степень реактивности.
Н аиболее важным параметром, определяющим распределение работы сжатия между РК и НА, и, следовательно, непосредственно влияющим на рабочий процесс, является степень реактивности ρст.
Величина рст определяется из отношения (рис. 2.7)
Очень часто выражение (2.15) без большой погрешности заменяют отношением
Учитывая, что
и, с другой стороны,
получим
Полагая, что с3 = с1 и, кроме того, с1а = с2а, приведем к виду:
Если учесть, что c2u = c1u + Δcu (см. рис. 2.6), получим другое выражение для степени реактивности:
Выражения (2.18) и (2.19) в равной мере пригодны для анализа рабочего процесса в ступени ОК при различных значениях ρст.
[Белоусов] Компрессоры
где - изменение кинетической энергии, соответствующее работе сжатия в РК ; - изменение кинетической энергии, соответствующее работе сжатия в НА , при этом учитывается, что .
Распределение работы сжатия между венцами РК и НА характеризуется величиной , которая определяется соотношением .
Анализируя их, можно заключить:
может принимать значения от 0 до 1;
если , то это означает, что ; следовательно, при величины одинаковы, равно как одинаковы ;
если , то это означает, что ; из этого следует равенство давлений , а также скоростей .
Ступени ОК, у которых , называют активными; ступени с называют чисто реактивными, а ступени, у которых 0 < < 1, - просто реактивными.
[Холщевников]
Кинематическая степень реактивности
Влияние на :
Турбина
Рабочий процесс, процесс расширения газа в элементарной ступени турбины характеризуется тем, что одна часть общего понижения давления происходит в СА ступени, а оставшаяся — в РК (см. рис. 8.1 и 8.4). Понижение давления и соответствующее ему увеличение скорости потока (разгон потока) происходят таким образом и в СА и в РК (в относительном движении). Параметр, характеризующий долю понижения давления в РК по отношению к общему понижению давления в ступени, называется степенью реактивности. Как и в компрессорах, в турбинах также оказалось целесообразным называть степенью реактивности отношение энергетических величин (работ расширения). При этом в турбинах различают изоэнтропическую и действительную степени реактивности (ρTS и ρтд)
Изоэнтропической степенью реактивности называют отношение изоэнтропической работы расширения в рабочем колесе — (см. рис. 8.4) к изоэнтропической работе расширения всей ступени — LТ S (эта величина часто называется «теплоперепад»). Напомним, что в турбинах принято за начальное давление принимать полное давление на входе в ступень ( ), а конечным давлением при расширении в ступени в этом случае считают статическое давление (р2) за РК. Давление в осевом зазоре ступени (в сечении 1—1, см. рис. 8.1) равно р1 и началом расширения в РК следует считать точку 1 (см. рис. 8.4). Однако для удобства и простоты дальнейших расчетных соотношений обычно пренебрегают разницей между и LРК.S определяют изоэнтропическую степень реактивности как отношение
Целесообразность такого определения заключается прежде всего в том, что так как расширение в ступени и в ее СА начинаются в одной и той же точке 0* и изоэнтропические работы расширения всей ступени и СА определяются как
т. e. величина изоэнтропической степени реактивности при известных давлениях на входе и на выходе из ступени (ρ0 и р2) однозначно определяет величину промежуточного давления в осевом зазоре ступени (р1)
Однако величина ρTS связана не с действительными значениями скоростей в проточной части, а с изоэнтропическими, что может быть не всегда удобно:
Действительной степенью реактивности называют отношение действительной работы расширения в рабочем колесе к действительной работе расширения всей ступени (см. рис. 8.4)
Д ействительная степень реактивности связана с действительными значениями скоростей, определяющими треугольник скоростей. Кроме того, она более точно характеризует сущность рабочего процесса в ступени. Покажем это на примере ступени с ρTS = 0, рабочий процесс которой изображен на рис. 8.7. В такой ступени по определению р1 = р2 (величина ), т. e. все расширение происходит в СА ступени, а в РК давление не меняется. Однако из-за потерь w2 < w1 т. е. в РК реализуется процесс торможения потока и рт.д < 0.
Такой процесс нежелателен, так как сопровождается дополнительными потерями, и условие неполучения отрицательных значений рт.д в корневых сечениях является одним из необходимых условий получения высокого КПД ступени. Вместе с тем следует заметить, что величины ρт. д и ρTS весьма близки, так как связаны соотношением, следующим из (8.5) и (8.6):
В дальнейшем без специальной необходимости не будем различать эти степени реактивности, хотя отметим, что ρт. д всегда несколько меньше ρTS.
Продолжим преобразования выражения (8.6) с учетом того, что действительная работа расширения ступени L равна сумме теоретической работы Lu и кинетической энергии скорости на выходе из ступени , кроме того, Lu = u (c1u +c2u). Тогда
Здесь по аналогии с компрессорами введена величина кинематической степени реактивности ступени:
Величина ρт названа кинематической потому, что определяется только кинематическими величинами (с1u, с2u и u), указываемыми на плане скоростей ступени (см. рис. 8.2). Вместе с тем она тоже характеризует распределение работ расширения между СА и РК и весьма близка по величине к рт. д (а следовательно, и к ртS).
Нагруженность элементарной ступени турбины можно оценивать отношением теоретической работы к квадрату окружной скорости. Коэффициентом теоретической работы ступени турбины (аналогичном коэффициенту теоретического напора ступени компрессора) называется величина
Где — относительные значения окружных составляющих абсолютных скоростей в проточной части.
Соответственно величина кинематической степени реактивности может быть записана в виде
Таким образом, два параметра и ρт определяют сумму и разность относительных значений окружных составляющих абсолютных скоростей и, следовательно, дают возможность определить и сами значения этих величин ( ).
Величину осевой составляющей абсолютной скорости са, единой в упрощенном плане скоростей, также принято характеризовать относительной величиной, называемой коэффициентом расхода элементарной ступени турбины:
Совокупность трех вышерассмотренных относительных (безразмерных) параметров ( , ρт и ) однозначно определяет конфигурацию плана скоростей, относительные (по u) скорости в проточной части и все углы, а следовательно, и углы поворота потока в решетках ступени: Δα = 180° — (α2(о) + α1); Δβ = 180° — (β1 + 𝛽2), и степени конфузорности
Покажем это, определив, например, величину угла α1:
Уравнением (8.10), в частности, объясняется то обстоятельство, что в теории турбин (в отличие от теории компрессоров) реже пользуются параметром , предпочитая ему величину угла α1 (угол потока в абсолютном движении, близкий к эффективному углу, характеризующему СА). Величина угла α1 входит в большинство рассматриваемых далее расчетных уравнений теории турбин и теории газотурбинных двигателей.
Окружная скорость u является важнейшей величиной, определяющей не только газодинамические, но и конструктивные параметры турбин и непосредственно связана с частотой вращения nT и диаметром турбины D. Ее величина в значительной мере определяет КПД, прочностные показатели и массу турбины, а иногда и необходимость применения охлаждения рабочих лопаток. Поэтому вопрос о выборе u (или nт) будет специально рассматриваться в дальнейшем.