книги / Основы проектирования турбин авиадвигаделей
..pdfОчевидно, что наружный диаметр турбины может быть уменьшен путем уменьшения работы турбины или путем увеличения числа ступеней.
3.3Ак о н с т р у КТИВНЫЕ СХЕМЫ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ
В пределах выбранного значения DH можно осуществить несколько
схем пробочной части в меридиональном сечении:
а) с Постоянным наруж ны м ди ам етром и уменьш аю щ имся внутрен ним диам етром (см . рис. 3.6, а) ;
б) с возрастающим наружным диаметром и постоянным внутрен
ним диаметром (см. рис. 3.6, б) ; в) с изменяющимися наружным и внутренним диаметрами (см.
рис. 3.6, в) . Частным случаем такой схемы является турбина с постоянным средним диаметром.
Схема проточной части с постоянным наружным диаметром дает воз можность выполнить турбину с меньшим числом ступеней по сравнению с остальными* схемами, а в случае одной ступени - получить на ней (при заданном коэффициенте нагрузки) большую работу. Это объясняется тем, что при выбранном максимальном наружном диаметре, турбина, выпол ненная по схеме проточной части с DH = const, при заданной частоте враще ния имеет более высокие окружные скорости на среднем и, особенно, на внутреннем диаметрах первых ступеней турбины, чем в остальных схемах. Однако в схеме с D H = const лопатки первых ступеней будут относительно короче, чем в других схемах.
Турбина с постоянным внутренним диаметром, равным диаметру последней ступени (см. рис. 3.6, б), имеет меньшие окружные скорости в первых ступенях, что может привести к необходимости увеличения числа ступеней или к увеличению степени нагруженности первых ступе ней и, соответственно, к снижению КПД турбины.
Схема проточной части с DB = const имеет некоторые технологические преимущества и д&ет возможность выполнить лопатку первой ступени бо лее длинной, что имеет важное значение для малоразмерных турбин. Найример, отсутствие скосов корневой части облегчает обработку, упрощает контроль лопатки при ее изготовлении и позволяет унифицировать замко вое соединение, сделав его одинаковым у всех ступеней; меньший внутрен ний диаметр облегчает изготовление поковок или штамповок дисков турбины и др. \
Схема проточной части с Z>cp = const является промежуточной между рассмотренными выше.
Может создаться! впечатление, что турбина с DH = const, выполнен ная с меньшим числом ступеней, будет легче турбины с DB = const, имею щей большее число ступеней при одинаковой степени нагруженности каж дой ступени у обеих турбин. Однако масса сравниваемых турбин опреде ляется не только числом ступеней. Она зависит от степени уменьшения
' |
81 |
диаметра турбины при увеличении числа ступеней, от ширины сопливых и рабочих лопаток, что, в свою очередь, определяется конструкцией/крепления сопловых лопаток и допустимым удлинением рабочих лопаток
(отношением длины лопатки к ширине ее корневого сечения). |
/ |
Допустимое удлинение рабочих лопаток определяется |
величиной |
изгибных напряжений в них и наличием того или иного способа бандажирования. И, наконец, сравнительная масса этих турбин будет также зависеть от их размеров. Поэтому в каждом конкретном случае цри деталь ных расчетах турбины нужно проводить сравнительный аналйз массы.
Кроме рассмотренных выше находят широкое применение схемы, при которых все три диаметра DH, £>ср, DB не постоянны, и комбиниро ванные схемы, когда, например, первые ступени выполнены по схеме с £>ср = const, а последние - Du = const.
Такие схемы проточной части применяют при конструировании турбин двух- и трехвальных двухконтурных, а также турбовинтовых двигателей, имеющих свободную турбину привода винта. У таких турбин из-за сущест венной разницы в диаметральных размерах ступеней высокого и низкого давлений и ступеней привода винта или исходя из конструктивных особен ностей отдельные ступени или группы ступеней разнесены друг от друга в осевом направлении. Между проточными частями этих ступеней обра зуются кольцевые каналы, как правило, с увеличивающейся по те чению газа площадью поперечного сечения, т.е. кольцевые диффузоры (см. рис. 3.6, г). Стенки этих диффузоров зачастую соединяются между собой силовыми связями (ребрами или стойками), через которые прохо дят коммуникации масляной системы. ;
Для того чтобы свести к минимуму аэродинамические потери в этих диффузорах, надо, чтобы входящий в них поток имел направление, близ кое к осевому и умеренную скорость (М < 0,35); поперечное сечение на начальном участке диффузора имело постоянную или близкую к ней пло щадь, что способствует уменьшению уровня возмущений/и неравномернос ти скорости в потоке, вышедшем из турбины; с целью предотвращения отрыва потока приведенный угол раскрытия диффузораимел допустимые пределы (с учетом того, что за диффузором находится дроссель в виде соплового аппарата турбины); обводы диффузора плавно сопрягались с обводами стоящего за ним соплового аппарата. Последнее благоприят ствует выравниванию скорости и давления в потоке иа входе в сопловой аппарат и уменьшает вероятность возникновения отрыва пограничного слоя в периферийных сечениях лопаток, где, особенно при расширяю щемся наружном обводе, образуется диффузорное течение. В [6] показано, что возникающие в периферийных сечениях лопаток (потери из-за резкого изменения направления потока в месте соединения кольцевого диффузо ра и соплового аппарата распространяются практически на всю длину межлопаточного канала, ухудшая аэродинамические характеристики сопло вых лопаток.
При заданной удельной работе ступени или теплоперепаде на ней газо динамический расчет турбины дает величину необходимой окружной ско-
82
рости и. Поскольку ей при разной частоте вращения соответствуют разные
\ |
d = |
° в |
диаметры турбины (разные относительные диаметры втулок |
—----- ), |
\
го возникает вопрос о целесообразном выборе этих величин. Теоретический анализ и рассмотрение результатов конструкторской
проработки различных вариантов турбины показывает, что при фиксиро ванных значениях мср и суммарных напряжениях в лопатках (<тр + <гизг = « const) \масса турбины практически остается постоянной.:Поэтому при выборе дааметра турбины можно руководствоваться требЬЬаниями к габаритным размерам; согласованию характеристик турбишЯ и компрес сора; велтгаине относительного диаметра втулки; технологичности конст рукции и т.д.
Угол скоса наружного и внутреннего ободов проточной части
В практике редко удается спроектировать турбину, имеющую схему проточной части с постоянными наружным или внутренним диаметрами. Вели степень ^расширения газа в турбине p t /Рг > 3,0, то при сохранении наружного или внутреннего диаметра постоянным отношение кольцевых площадей на входе и выходе из турбины может быть таким, что при реаль но осуществимой проточной части угол у (см. рис. 3.6) окажется слишком большим ( 7 > |20°). Тогда турбину выполняют с изменяющимися наруж ным и внутренним диаметрами. Углы скоса наружного и внутреннего обво дов проточной ^асти турбины в меридиональном сечении ун и у ъ опреде ляются величиной дополнительных аэродинамических потерь, которые могут возникнуть при этом, и прочностью рабочих лопаток, а иногда и тех нологией изготовления и сборки турбины.
Опыт создания газовых турбин авиационных двигателей показывает, что нежелательна чтобы углы ун и ув у соседних решеток (как по наруж ному, так и по внутреннему диаметру) различались более чем на 8 °...1 2 °. При этом обеспечивается плавное изменение ободов проточной части и отсутствие потерь! которые могут возникнуть при резком изменении про филя проточной части в меридиональном сечении.
Допустимая исходя из минимума дополнительных аэродинамических потерь величина угла у лопаточных решеток определяется степенью конфузорности
F =
FBbixsln£M
и относительной высотой межлопаточного канала
ых |
/7 |
:------ |
(л вых - W11® 4 |
попатки на выходе, А — ширина узкого сечения межлопаточного канала). Дня сопловых решеток с осевым направлением потока на входе
р — |
вх |
\ ^ |
|
W c p h ) вых |
Spinal |
и для рабочих лопаток
83
F = ^ |
*)i |
' |
Ф с р А)в ы х sin |
||
На рис. 3.7 приведен график зависимости изменения относительного |
||
коэффициента потерь |
01 степениконфузорности межлопаточ |
|
ных каналов |
F, полученный |
в результате испытаний сопловых /решеток |
профилей с углами наклона торцевой стенки у до 45°. Угол в 30/ в одном случае был образован плоскостью, продолжающейся от входа к выходу (см. рис. 3.7, а), а в другом — криволинейной поверхностью/ имеющей на выходе участок, параллельный оси канала (см. рис. 3.7,6). Этот участок начинается от узкого сечения межлопаточного канала, благодаря чему
уменьшается диффузорность в зоне косого среза. |
( |
|
|
Из |
графика £ £ (F ) видно, что решетка с |
криволинейным |
скосом |
(кривая |
б) имеет несколько меньшие потери. |
Поэтому скосы |
обводов |
лопаточных решеток целесообразно заканчивать до начала участка косого среза (сечения а2 на рис. 3.5). Это особенно относится к решеткам, имею щим малую конфузорность межлопаточных каналов.
— — |
h |
f |
Пунктирная кривая £ s (F) |
для ---- |
= 10 получена путем пересчета |
опытных данных. При этом предполагалось, что конфузорность межлопа точного канала остается неизменной, т.е. угол как бы уменьшается, а профильные потери в пределах этого уменьшения (от а х = 24° до ах =14°) остаются постоянными. j
Проведенные эксперименты показали, что изменение числа М на выходе из решетки в диапазоне Мс = 0,4...0,9 практически не/сказывается на потерях в ней.
I £вт Коэффициент относительного изменения вторичных пот
определялся как разность между суммарным ^оэффиуи потерь в
&=■ |
|
' Н с 5 |
с т |
|
|
|
ь-Мг=0,М |
|
|
|
о -Мг=0,65 |
|
|
a |
u-Mz=0f90 |
2,0 h |
- ^ V |
-ф- $ -прямолиней |
|
|
ный скос |
||
Ji. — |
|
|
|
a |
,utu |
|
|
Рис. 3.7. Изменение относительного коэффициента потерь в решетке в зависимости от степени_конфузорности межлопаточного канала F
Рис. 3.8. Изменение относительного коэф фициента вторичных потерь в решетке в зависимости от /угла у
84
решетке |
и коэффициентом профильных потерь £пр. Здесь £вт —вели |
чина вторичных потерь при 7 = 0 . Зависимость £вт от угла у показана на рис. 3J8. Приведенные графики позволяют оценить потери в решетках
'“ та турбины при наличии скосов меридиональ-
зависимость £вт = /( у ) , представленная на рис. 3.8, ролучена при увеличении угла у у наружного обвода соплового аппарата. Такое же увеличение угла у внутреннего обвода, очевидно, в меньшей степени будет влиять на рост вторичных потерь. Объясняется по тем, что скос внутреннего обвода увеличивает местную (пристеночную) комфузорность межлопаточных каналов, в то время как скос наружного обвода увеличивает ее. Поэтому пристеночный поток у наружного обвода, который входит в решетку на меньшем радиусе, чем выходит из нее, совер шая при этом поворот в межлопаточном канале на угол а ь более склонен к отрыву, чем у внутреннего.
3.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ШИРИНЫ РАБОЧИХ И СОПЛОВЫХ ЛОПАТОК
Ширина решеток рабочих колес и сопловых аппаратов зависит от величины изгибающего момента, действующего на лопатки, и допускае мых напряжений от изгиба и определяется при расчете уже спрофилирован-’ пых лопаток, геометрические характеристики которых известны и дейст вующие усилия определены при газодинамическом расчете турбины.
Поэтому при выборе схемы проточной части, когда еще нет данных полного газодинамического расчета турбины и геометрических характе ристик профилей, ширину лопаточных решеток приходится определять приближенно. Однако после окончательного расчета изменение ширины ра бочих и сопловых лопаток должно быть незначительным.
Этого можно достигнуть, если ширина лопатки проектируемой турбины определяется пересчетом, при котором за основу взяты все расчетные данные и геометрические характеристики ранее выполненных либо пол ностью рассчитанных лопаток уже спроектированных турбин.
Ширина рабочих |
лопаток, |
определенная таким пересчетом, незначи- |
и тн о (в пределах |
5...10 %) |
отличается от их окончательного размера. |
При этом прототип по основным конструктивным признакам должен соот ветствовать проектируемой лопатке: — наличием полочного или кольцеииго бандажа, типом переходной части от пера лопатки к замку и т.п., и для охлаждаемых лопаток должно быть соблюдено практически полное | mметрическое подобие. Иногда ширину лопаток при проектировании мпределяют, сравнивая их с прототипом по удлинению h n = /гл/£ и сохра ним его одинаковым. Этим способом можно пользоваться для подобных
• I у пеней при сравнительно небольшом отличии их размеров. Во всех же штильных случаях он приводит к существенным погрешностям.
В [1] приведены графики для определения ширины сопловых и рабо-
85
чих лопаток по отношению длины лопатки, к |
ее ширине на среднем диа- • |
|
метре в зависимости от отношения D c^ / h n, |
Они получены |
в результате |
обработки статистических данных для выполненных турбин. |
/ |
|
Ширина сопловых решеток |
|
/ |
Ширину сопловой решетки можно определять также пересчетом харак теристик уже выполненных или полностью рассчитанных лопатор. Ширина профиля сопловых лопаток существенно отличается от хорды. Отношение ширины к хорде профиля определяется зависимостью
s/b = 0,45 tg ах +0,55. |
(3.8) |
В диапазоне изменения а г = |
15...40° эта зависимость с точностью |
до 3 % подтверждается большим числом расчетов сопловых лопаток выпол ненных турбин.
Вторичные потери в решетке при прочих равных условиях обратно пропорциональны длине лопатки и отношению длины ее к ширине узкого
h
сечения межлопаточного канала h = -------- .
а
Известно, что если длина лопатки достигает 50 мм, то дальнейшее ее увеличение само по себе уже не приводит к заметному снижению вторичных потерь. Для таких лопаток достаточно большим должно быть отношение h j a . При выбранной высоте лопатки этого можно достичь за счет увеличе н и я числа лопаток, выдерживая при этом оптимальное отношение bjt.
При выборе густоты решеток профилей соплового аппарата турбины недостаточно руководствоваться только требованием обеспечения ее опти мальности по величине профильных потерь, так как опыты показывают, что зависимость потерь от густоты решетки вблизи оптимума является пологой, поэтому в проектируемой ступени необходимо учитывать пара метры, связывающие шаг с геометрическими характеристиками профиля межлопаточного канала, и их влияние на потери.
Как известно, профильные потери (при дозвуковых скоростях) скла дываются из потерь на трение и кромочных1потерь
£пр *” £тр + £кр-
Если при малой густоте решетки удается выдержать распределение кривизны спинки профиля в пределах, не приводящих к заметному увели чению потерь на трение, то изменение профильных потерь зависит от доли кромочных потерь. Необходимо отметить, что при уменьшении густоты ре шетки несмотря на уменьшение значения d2ja — ’’загромождения” межло паточного канала абсолютная величина кромочных потерь может возрасти за счет увеличения разности скоростей со стороны выпуклой и вогнутрй частей профиля и роста потерь кинетической энергии при смешении пото ков с различными скоростями. Поэтому очевидно, что даже в случае ’’нуле вой” толщины выходной кромки величина кромочных потерь не будет равна нулю. Однако при уменьшении густоты решетки кромочные потери будут уменьшаться до d2/a ~ 0,03.
86
Эксперименты, проведенные при испытании плоских решеток профи лей, показали, что, начиная с величины d2/a < 0,05, дальнейшее увеличение шага не* приводит к снижению профильных потерь, но при большом ’’загроможденйи” межлопаточного канала d2/a >0,15 уменьшение густоты позво ляет уменьшить потери в решетке. Эго особенно относится к газовым Iурбинам высокотемпературных двигателей, технология изготовления которых зачастую не обеспечивает выполнение тонких выходных кромок лопаток.
Изменение густоты решетки приводит также к изменению относитель ной высоты межлопаточного *канала. При этом доля вторичных потерь меняется прямо пропорционально величине h n/a лишь в определенном диапазоне ее изменения. Начиная с некоторых значений Лл/д, ойи сугцест-
непио возрастают. |
v |
Ширину сопловых лопаток |
на стадии формирования проточной части |
можно определять из условия обеспечения минимума аэродинамических
потерь при заданных |
длине лопатки |
(Лл), направлении потока газа на |
||
мкоде в лопатку ( O Q ) |
и |
выходе из нее (о^ ) и минимально допустимой тол |
||
щине выходной кромки лопатки (d2) . |
|
|||
Согласно формулам |
(2.4), (2.7), (2.8) можно написать |
|||
*с.а = « т р + К |
|
(1 + — |
^ |
-------------- ) • |
|
|
В |
— |
- (А - 1) |
Откуда следует, что при заданных Ил, а0, аг и d2 величина | с а будет определяться величиной узкого сечения межлопаточного канала. Взяв частную производную от | с а по а и приравняв ее к нулю, после преобразоиипий получим следующее выражение для а опт:
2 (А - |
1) |
|
K d 2Bh A J K d . Bh„ |
Kd■ |
(А - 1) ] |
^ЛПТ |
|
|
| до
Y = kTpABh„ + Kd2 (2A - 1 ) ( A - 1 ) .
Приняв A = 1,0; В = 0,4 и К = 0,2, получим
|
/0 ,0 8 d 2 hn |
а опт V |
* |
|
?тр |
1пачение | тр приведено на рис. 2.1.
По известным из предварительного газодинамического расчета сту
пицейD cp и |
определяем шаг лопаток и их число: |
sm a j |
и |
t |
и но выбранному значению отношения Z?/f, используя (3.8), определяем ширину сопловой лопатки s.
87
3.5. ПЕРЕКРЫШИ И ОСЕВОЙ ЗАЗОР |
, |
МЕЖДУ ЛОПАТОЧНЫМИ ВЕНЦАМИ
В осевом зазоре между сопловым аппаратом и рабочим колесом грани цы потока у корня и периферии лопаток несколько размываются. Для того чтобы поток попадал на рабочие лопатки и меньше перетекал через радиальный зазор между ними и корпусом, длина входной кромки рабочих лопаток должна быть несколько больше длины кромки сопловых лопаток. Эта разница в длинах называется перекрышей.
Перекрыши необходимы также для того, чтобы поток газа, движущий ся от одной лопаточной решетки к другой, не встречал на своем пути пре пятствий. Эго может происходить из-за отклонений при изготовлении лопаток, сопловых аппаратов и дисков, несоответствии между диаметраль ными размерами ротора и статора, погрешностях монтажа и т.п. Различают перекрышу нижнюю 5 х — разность между внутренними радиусами лопаточ ного венца соплового аппарата на выходе и рабочего колеса на входе в него, и перекрышу верхнюю 62 —разность между наружными радиусами венца рабочего колеса на входе и соплового аппарата на выходе (рис. 3.9).
Гидравлические потери, которые могут возникать в турбине при отсут ствии перекрыш, связаны с тем, что часть потока на границах его, встречая препятствие, теряет кинетическую энергию и не участвует в создании рабо ты (особенно это проявляется на внутреннем радиусе у ступищл колеса). При этом создается возмущение, которое, распространяясь на основной поток, может вызвать в нем значительные потери. Наличие перекрыш исключает проявление этих потерь не только на одном расчетном режиме
Рис. 3.9. Формы перекрыши |
Рис. 3.10. Сечение межлопаточного кана |
|
ла по высоте |
88
риботьр турбины, но и на переходных, когда из-за различий в температуре лопаточных венцов статора и ротора неодинаково меняются их радиальные размеры. Верхняя перекрыта способствует уменьшению потерь, связанных 1 наличием радиального зазора у безбандажных лопаток, а у лопаток с бан дажными полками компенсирует загромождение проходных сечений галте лями в местах перехода от пера лопатки к полке (рис. 3.10).
Величина верхней и нижней перекрыт бывает разной, и в каждом конкретном случае выбирается в зависимости от величины: осевого зазо ра А и угла выхода потока из соплового аппарата а х (так как путь, кото рый проходит поток газа в осевом зазоре, прямо пропорционален величине зазора и обратно пропорционален sin о^) ; радиального зазора 6 температур ных деформаций ротора и статора на различных режимах работы, а также от длины лопаток, диаметральных размеров турбины и принятой точности их изготовления.
Например, у турбин с цилиндрическим обводом проточной части,
Пссполочными рабочими лопатками длиной 100...120 мм, ^CD |
= 4...5, |
|
•v, = 20...250, радиальным зазором 0,6...0,8 мм |
(на расчетном |
режиме |
работы) и осевым зазором между сопловыми |
и рабочими лопатками |
на среднем радиусе турбины в пределах 6...8 мм верхнюю перекрышу гледует выполнять от 1 до 1,5 мм. Если бы радиальный зазор был большим и доходил, скажем, до 1,5 мм (из-за различных температурных расширений
• гатора и ротора на переходных режимах), то размер верхней перекрыши | ледовало бы увеличить до 2 мм. Нижняя перекрыта всегда выбирается Польшей и в приведенном примере должна находиться в пределах 2,5...3 мм. ()бъясняется это, с одной стороны, значительно большей скоростью исте чения газа из соплового аппарата и большим расстоянием, которое газ прочодит в осевом зазоре (меньший угол а х), чем на наружном диаметре, гледовательно, более интенсивным размывом границы потока у корневого гйчения лопаток по сравнению с периферийным, а с другой стороны, — ииличием, как правило, развитой переходной части от пера лопатки к нижней полке, утолщающей входную кромку рабочей лопатки и загро мождающей межлопаточный канал на входе (см. рис. 3.10).
Верхние и нижние перекрыши должны выполняться не только в рабо чих венцах, но и в лопатках, стоящих за ними сопловых аппаратов следую щих ступеней. При этом не следует опасаться появления дополнительных потерь от внезапного расширения потока, вышедшего из решетки: посколь ку решетка профилей последующего соплового аппарата является конфушриой, создающей сопротивление, эти потери будут очень малыми. Поэюму на входе в сопловые решетки можно допускать большие перекрыши, чем на входе в рабочие колеса. Необходимость в этом вызывается у много-
• |упенчатых турбин тем, что для получения на расчетном режиме минимильного осевого зазора между сопловым аппаратом и рабочим колесом нпор между колесом и последующим сопловым аппаратом из-за осевых перемещений получается большим.
89
Рис. 3.11. Оптимальная относительная перекрыта в функции относительного радиаль ного зазора [3]
Рис. 3.12. Схема периферийного обвода рабочих лопаток с перекрышей [3]
Конечно, если сделать перекрыши |
чрезмерно большими, то |
потери |
от внезапного расширения и незаполнения потоком входного участка |
||
межлопаточных каналов могут стать |
ощутимыми. Перекрыши |
должны |
выполняться так, как это показано на рис. 3.9 сплошными линиями. Ра диус R должен сопрягаться с плоскостью, ограничивающей основание ло паточного венца до места максимальной кривизны на спинке профиля в корневом сечении. Эго особенно важно для рабочих лопаток, у которых от введения перекрыши при наличии большого угла поворота потока и практи чески активном межлопаточном канале (постоянного сечения) в корне вом сечении может образоваться диффузорное течение и связанные с этим дополнительные потери.
Следовательно, существует определенная величина перекрыши, при которой для заданных конкретных условий реализуется максимальное значение КПД ступени. Для перекрыши на наружном диаметре она будет зависеть от величины радиального и осевого зазора между лопаточными венщми и может быть определена по экспериментальной зависимости,
полученной в работе |
[3], которая |
представлена на рис. 3.11. При этом |
|
|
С |
рекомендуется относительный размер открытого осевого зазора —— при |
||
нимать таким, чтобы |
6 " I (sinос" *у) |
=4,0...6,1 (рис. 3.12). |
Осевой зазор между лопаточными венцами
При расчете схемы проточной части турбины величину осевого зазора между венцами сопловых и рабочих лопаток, как и ширину лопаточных решеток, можно выбрать лишь предварительно. Окончательная величина его определяется в процессе рабочего проектирования, когда известны
90