книги / Осевые и центробежные компрессоры двигателей летательных аппаратов. Теория, конструкция и расчет
.pdfPy —Cypm |
w2 |
® » |
(3.17а) |
J |
|||
|
w2 |
|
(3.176) |
Px = cx pm - f b . |
|||
Зд есь cy — |
коэф ф и циент |
||
подъемной силы; |
с* |
— коэф |
фициент лобового сопротивле ния; pm = Vpi р2 — средняя гео метрическая плотность воздуха в решетке; b — хорда профиля.
Тогда нетрудно видеть (см. рис. 3.14), что
У
2 ^
г ?
Рис. 3.14. Схема сил, действующих на профиль
где |х — величина, обратная качеству профиля.
Зная коэффициенты сх и су , можно определить и аэродинамическую
силу P = + для решетки с заданной геометрией, а следовательно, можно подсчитать и теоретический напор ступени Нт(см. разд. 3.4). Од нако в связи с диффузорным течением в компрессорных решетках, ко эффициенты сх и Су находятся экспериментально. При этом они так же, как и угол поворота потока в решетке др, зависят от геометрии профиля, густоты решетки b/t, угла атаки /, скорости потока, плотно сти воздуха и других величин.
Как показывают экспериментальные данные, полученные при аэро динамических продувках плоских компрессорных решеток (см. разд. 3.9) при заданных геометрии решеток и числах М и Re, с изменением угла атаки i на входе в регцетку угол р2 остается почти без изменения
(Р2~ const). Угол отставания потока 8 (см. рис. 3.2) так же практиче ски не изменяется. В результате ДР и коэффициенты сх , су зависят только от угла атаки L Типичная экспериментальная характеристика плоской компрессорной решетки имеет вид, показанный на рис. 3.15. Из рисунка следует, что при заданной густоте b/t величина ДР суще ственно зависит от угла атаки и имеет максимум Дршах• Физически та
кое изменение Др от ytvia атаки i объясняется Характером обтекания решетки потоком воздух. Угол атаки, соответствующий максимально му углу поворота потока ДРшах, называется критическим углом атаки
/кр. При углах, меньших критических, обтекание происходит без сры ва потока. Увеличение угла атаки выше /кр приводит к срыву потока со стороны спинки лопаток (рис. 3.16), росту гидравлических потерь из-за вихреобразований при отрыве, а следовательно, и к росту коэф фициента сх . При этом снижается Ар, что в свою очередь приводит к ограничению Я2тах и Я2тах .
Рис. 3.15. Результаты продува плоской |
Рис. 3.16. Схема обтекания профиля |
компрессорной решетки |
|
Выбирать режим работы решеток в непосредственной близости от Аршах не рекомендуется. Помимо снижения КПД ступени, появление срывного режима вызывает неустойчивое течение в ступенях компрес сора. Для обеспечения необходимого запаса относительно возникно вения срывных режимов, выбирают ДР = 0,8ДРтах. Угол атаки при этом называют номинальным углом /ном. В выполненных компрессорах обычно «ном = ~(2—5)° Здесь уместно подчеркнуть, что на величину APmax влияет густота решетки b /t
ЭЛ. ОБОБЩЕННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПЛОСКИХ КОМПРЕССОРНЫХ РЕШЕТОК. ПАРАМЕТРИЧЕСКИЕ СООТНОШЕНИЯ
Анализ многочисленных экспериментальных продувок плоских решеток позволил установить ряд обобщенных зависимостей. Такие обобщения выполнены А. Хауэллом, К. Холщевниковым и другими ис следователями. Они показали, что такие параметры, как угол поворота потока Ар, углы и р2, а также густота решетки b /t оказывают опре
деляющее влияние на режим работы решеток. Влияние других пара метров (кривизны профиля 0, относительной толщины с и др.) менее существенно. Это обстоятельство позволило обобщить эксперимен тальные данные по влиянию b/t, р2 (или Pi) на ДР и тем самым иск лючить необходимость экспериментальных продувок для вновь проек тируемых решеток. Результаты такого обобщения, по данным А. Хау элла, приведены на рис. 3.17. Их анализ показывает, что ДР(Да) для разных значений Р^о^), зависит только от густоты решетки b/t и угла Р2(о(2). На рис. 3.18 показан обобщенный график зависимости относи-
ДР |
b/t, который иск- |
тельной величины Е = Q — от густоты решеток |
|
д Р&/г=1 |
|
лючает необходимость иметь целую сетку кривых ДР=/(Р2) для раз личных густот решеток. Достаточно иметь один график Др =/(Р2) при b/t= 1.
Рис. 3.17. Обобщенные результаты |
Рис. 3.18. Зависимость отношения углов от- |
|
продувок плоских компрессорных ре- |
клонения потока от густоты решеток |
|
шеток при b /t = 0,5 |
(кривая 1), b /t = 1 |
|
(кривая 2), b /t= |
1,5 (кривая 3), |
|
b /t = 2,0 (кривая 4)
Практически воспользоваться этими зависимостями для дозвуко вых компрессоров можно так. Для выбранной густоты решетки b/t по графику Е =f(b/t) определяем значение Е (см. рис. 3.18). Затем по гра фику Др =/(Р2) для расчетного угла р2 определяем номинальный угол поворота потока ДР для решетки с b /t= 1. Номинальный угол поворота потока Др для решетки с расчетной густотой определяется из выраже ния Др = Е Д р ^ _ J .
К сожалению, для околозвуковых и сверхзвуковых ступеней (реше ток) такого обобщения не существует и выбор Др и b/t производится на основе опытов по средним данным для различных чисел MWi(MC2).
При расчете ступени компрессора в качестве исходных обычно вы бираются безразмерные величины рст, са , # т или Н2 . Поэтому целесо образно для обобщения использовать зависимость b/t=f(HT, са , рст).
Для этого применяются следующие параметрические соотношения. Первое параметрическое соотношение получается из выражения
(3.14): |
|
|
Ят |
sin A3 |
(3.18) |
г^ = А |
||
са |
Sin Р2Sin(р2 |
— |
где А = \ 1 - - f 1 для рассчитываемой ступени величина постоян- ‘ - тz
ная. Из формулы (3.18) следует, что на номинальных режимах угол отклонения Ар при заданной густоте b /t однозначно определяется уг лом 02. Таким образом, левую часть выражения (3.18) можно записать
# т |
о |
и-С2и |
(см. рис. 3.4), с учетом |
в виде — =/(Р2). Далее , так как ctg Р2 |
= -------- |
||
формулы (3.13) получим |
|
|
|
. n |
U Рст |
Ят |
|
С&Ь ~ и г с„ |
и 2с„ |
|
|
В итоге для решеток с различной густотой можно записать |
|||
Я- |
|
|
|
t r |
f |
|
|
Обобщенная зависимость напора от степени реактивности для различных густот решеток приведена на рис. 3.19. Обобщение с по мощью этих параметров позволяет выбирать густоту проектируемых решеток b /t, обеспечивающую в данных условиях требуемый коэф
фициент теоретического напора Нт . Анализ показывает, что в обоб
щенной зависимости вида АР=/(Р2) отношение Е= |
— для всех |
|
АРb/t= 1 |
углов Р2 остается приблизительно постоянным, аналогично и отно-
Н ч/са
шение /= —— ------ const. Это отношение не зависит от угла (Яр/ Ca)b/t = 1
Р2 , а зависит только от густоты решетки b/t (рис. 3.20). Таким об разом, зная заданную величину отношения Яр/св и определяя по
графику рис. 3.19 значение Яр/ са при густоте b /t = 1, находим отно-
,Йг/Са
шение/= —— -------- и по нему, используя графическую зависимость (Яр/ ca)b/t _ 1
на рис. 3.20, определяем номинальную густоту решетки b /t При вы бранных же величинах рст, са и b /t, пользуясь обобщениями (см. рис.
3.19 и 3.20), можно определить коэффициенты теоретического и за траченного напора Ят и Я2.
Рис. 3.19. Обобщенная зависимость Нт/с а |
Рис. 3.20. Зависимость / от густоты |
от рст/ Сопри b/t = 2fi (кривая 1), b/t = 1,0 |
решетки b/t |
(кривая 2)уb/t = 0,67 (кривая 3) |
|
В связи с ограничениями по числам Маха необходимо оценить до пустимую окружную скорость в решетке и по полученному коэффи
циенту Ят определить допустимый напор Ят . Эту задачу можно ре шить, воспользовавшись вторым параметрическим соотношением, которое получается после преобразования геометрических соотноше ний выходного треугольника скоростей (см. рис. 3.4):
W?= с1в + W1и = Сд + (и - clu)2= cl +u2 |
Яр Яр \2 |
|
2и2+ 2и2 У |
||
\ |
Яг Y
=с2 +и2 Рст”*"ъ ?
После преобразований имеем
j i - i + |
i L 2 Г Рст , |
2 гг ^2 |
“ к Я т |
||
чг сг |
и2 |
ы2 2Сд |
*к иа |
и к |
|
и окончательно после деления на скорость звука а\ получаем
|
М„ |
Рст J |
цк Я т |
(3.19) |
|
Ми ксв |
|||||
UK Ce |
и2 2Сд |
||||
|
к Са |
|
|||
или |
|
Л |
|
|
|
М„ |
Рст |
н т |
( |
||
Микса |
— » |
b / t , так как |
— = / |
d/f |
|
I е* |
) |
с« |
1 |
Графически зависимость (3.19) представлена на рис. 3.21.
Из графика видно, что для всех густот b /t получается почти единая кривая. Как уже отмечалось в разд. 3.5, с ростом степени реактивности ступени рст возрастает скорость W\ на входе в ступень, а следовательно,
|
Ми |
^РстЛследует, что с ростом рсТ при |
и ML . Из зависимости — |
||
1 |
М,и к^а |
|
заданном са отношение Mw^/Mu к возрастает. Но для дозвуковых сту
пеней величина ограничена значениями Мн>1 = 0,75—0,85 Поэтому
при заданном значении MWi возрастание MW^/MUK возможно при сни-
|
жении Мик, т.е. при снижении |
|||
|
окружной скорости ик . Таким об- |
|||
|
разом, по выбранным (задан |
|||
|
ным) величинам рст, са , b / t , ис |
|||
|
пользуя обобщенные зависимо |
|||
|
сти (рис. 3.19, 3.20, 3.21) опреде |
|||
|
ляем Ят и отношение |
|||
|
Задаваясь допустимым значени |
|||
|
ем |
Mw = 0,75-0,85< MWi кр, нахо |
||
|
дим |
Ммк и, |
следовательно» До |
|
|
пустимую окружную скорость |
|||
Рис. 3.21. Зависимость параметра Мw/ c a |
ик = Ми y^kRT 1 |
и теоретический |
||
напор ступени |
Ят = Ят • и\ . |
|||
ОТ Р с т / са при b/t =2,0 (кривая 1 ), |
||||
b/t = 1,0 (кривая 2), b/t = 0,67 (кривая 3) |
|
|
|
3.8. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ В СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА И ЕЕ КПД
Гидравлические потери, возникающие при обтекании профиля ло паток ступени, тесно связаны с КПД элементарной ступени и КПД ступени в целом.
Различают следующие виды гидравлических потерь: профильные, концевые, вторичные, потери от перетечек в радиальных зазорах, по тери из-за неравномерности потока; потери от трения в диске.
Рассмотрим каждый вид потерь.
Профильные потери LR проф включают потери от трения в погра ничном слое профиля лопатки и вихревые в закромочном вихревом следе (рис. 3.22). Профильные потери определяются по формуле
^проф = ^ ^ , |
(3.20) |
где wm = — -— — среднегеомет
рическая скорость; Рт — средне геометрический угол вектора ско рости w*m ; b = b/t — густота ре шетки; сх — коэффициент лобо
вого сопротивления.
На номинальном режиме об текания приближенно можно при нять
= 0 022_ M iio - 2
•b/t
Рис. 3.22. Схема обтекания профиля лопаток воздушным потоком
Поскольку в элементарной ступени имеют место только профиль ные потери, КПД элементарной ступени можно выразить в виде
Ят |
LR Проф |
_ LR пррф.рк _ LR проф.НА |
(3.21) |
Пки |
НТ |
ят |
где LR проф.рк — профильные потери в решетке рабочего колеса; LR проф.на — профильные потери в решетке направляющего аппарата.
Как видно из формулы (3.20), профильные потери связаны с ко эффициентом сх , а теоретический напор в свою очередь зависит от
коэффициента подъемной силы су . Не останавливаясь здесь на выво
дах , приведем окончательную формулу, полученную путем преобра зования выражения (3.21):
Hrcfcg Рст) ^ |
Ии I Сд |
(1 Рст) 1 |
(3.22) |
|
1 Мх Рст^ с а |
л |
1 “ Рст |
||
|
||||
|
1+М *-=---- |
|
где ц* = -------величина, обратная качеству профиля в решетке рабо-
7 Степень реактивности рст и коэффициент расхода са выбираются
так, чтобы КПД элементарной ступени был максимальным, т.е.
чтобы профильные потери в элементарной ступени были минималь ными. Анализ формулы (3.22) показывает, что максимальное значение достигается при рст=0,Д а если еще и са = 0,Д то г|ш стано вится абсолютно максимальным. При этом обеспечиваются условия (J* = щ = р, и тогда максимум КПД запишется в виде
Ли/шах- J ц * |
(3.23) |
При рст ^ 0,5 максимум достигается при са > 0,5, т.е. при са ~ 0,5—0,7. Все
сказанное иллюстрируется графиком (рис. 3.23). При рк$0,5 опти
мальное значение коэффициента расхода приближенно можно оце нить по формуле
Полная ступень или просто ступень характеризуется радиальной протяженностью и как бы состоит из множества элементарных ступе ней с изменяющейся геометрией. Поэтому полной ступени в отлитие от элементарной ступени присущи еще и другие виды потерь.
Концевые потери LR кон возникают из-за трения воздуха в погра ничном слое на торцовых стенках, ограничивающих межлопаточПый
*См. сноску на стр. 38
канал по высоте (рис. 3.24). Концевые потери определяются, как и профильные, по формуле (3.20). Однако коэффициент схкон зависит главным образом от отношения высоты лопаток Лл к шагу решетки L Его можно принять равным
сх кон = 0,018f/ftj,.
Рис. 3.23. Зависимость КПД элемен- |
Рис. 3.24. Схема обтекания |
тарной ступени от са при рст=0,5 |
торцовых стенок |
(кривая 1); рст = 0,7 (0,3) (кривая 2); |
|
рст= 0,9 (0,1) (кривая 3) |
|
Вторичные потери LR BT вызваны поперечными перетеканиями
воздуха в межлопаточном канале из-за разности давлений на вогнутой и выпуклой сторонах профиля и приводят к возникновению «парного вихря». С учетом направления вращения схема образования парного вихря показана на рис. 3.25.
Вторичные потери определяются по формуле (3.20), а коэффици ент сХВТ зависит от нагруженности профиля (су) и может быть опре
делен по формуле
сх«тв 0,018<у.
Потери от перетечек обусловлены наличием радиального зазора Ат в рабочем колесе и слагаются из потерь от утечек AGBчерез зазор
в осевом направлении (так какР2 >Р\ (рис. 3.26,a), a также из перетечек через торец лопатки со стороны высокого давления (корыта) на спинку (рис. 3.26,6). Величину этих потерь принято учитывать как
часть затраченного напора Н2 . Обычно ZR пер= пер « 0,01—0,025 и
П2
сильно зависит от относительного зазора Аг= Аг/Ал .
Потериу вызванные неравномерностью потока и нестационарностью, изучены недостаточно и обычно в расчетах учитываются вместе с потерями на перетечку и потерями от трения диска рабочего колеса о воздух.
Рис. 3.25. Схема парного вихря |
Рис. 3.26. Схема перетекания воздуха |
|
через радиальный зазор: |
|
а — в осевом направлении; б — с вог |
|
нутой стороны на выпуклую в торце |
|
лопатки |
Потери от трения диска рабочего колеса о воздух, его окружа ющий, принято учитывать так же, как потери от перетечек, т.е. частью затраченного напора. Вкомпрессорах авиационных ГТД эти потери ма лы и оцениваются как £дтр.дис= 0*005—0,01.
Последние три вида потерь в расчетах обычно учитываются сум марно с помощью коэффициента уменьшения теоретического напора
Н2
kH= — (3.8). Значение kHлежит в пределах 0,99—0,88. Снижение кп в
i i i j i
первых 10 ступенях многоступенчатого компрессора составляет Ait„ = 0,01, а в последующих принимают кн=const.
Зная полезный напор Н в ступени и затраченный напор Н2 (см. разд. 3.4), можно записать выражение для КПД т|к ст отдельной ступени в виде
Лк.ст |
Н_ |
(3.24) |
|
Hz |
|||
|
Для установления связи между КПД ступени Т|к ст и гидравличе скими потерями LR воспользуемся его определением (3.24).
Затраченный напор в ступени может быть определен с помощью обобщенного уравнения Бернулли:
3 |
A |
J |
н 2= JГ |
+С3 |
—Ci + |
1