книги / Теория и расчет авиационных лопаточных машин

рости и, следовательно, Лисла Ми,1 велики. Сверхзвуковой режим обтекания полки приводит к существенному (до 2—3 %) уменьше­ нию КПД ступени. Для уменьшения этих потерь полки размещают ближе к выходным сечениям межлопаточных каналов. Однако карди­ нальным расширением вопроса является отказ от антивибрацион­

динамической нагруженности лопаточного венца и росту запаса по срыву и некоторому увеличению КПД.

Для того чтобы не увеличивать массу, предлагается лопатки вентилятора выполнять полыми. Кривая 4 (см. рис. 6.30) демонстри­ рует эффект увеличения политропического КПД в бесполочных лопатках по сравнению с лопатками, снабженными антивибрацион­ ными полками. Дальнейшие возможности повышения КПД, отме­ ченные кривой 5 (см. рис. 6.30), связаны с улучшением профилиро­ вания, применением сверхкритических профилей, рассмотренных ранее.

Подчеркнем еще раз, что для совершенствования математических моделей расчета трехмерных течений, лежащих в основе профили­ рования, широко используются методы диагностики течений с исполь­ зованием лазерно-доплеровских методов, которые позволяют уточ­ нить используемые методы расчета течений.

Как уже отмечалось, одним из главных факторов, определяю­ щим эффективность и напорность ступени, является окружная ско­ рость ик. Рассмотрим вопрос о рациональном выборе величины ик ступени на примере использования вентиляторных ступеней, про­ веденных фирмой «Роллс-Ройс» [58]. На рис. 6.32 приведены отно­ сительные (отнесенные к максимальному КПД при - 1,5) КПД в зависимости от л*в и ик. Рассмотрим прежде всего, какими обстоя­ тельствами обусловлены оптимум КПД при заданном л*. Поскольку величина повышения полного давления задана, при уменьшении окружной скорости требуется увеличение коэффициента теорети­

ческого напора # т и, следовательно, степени диффузорности тече­ ния, характеризуемой, например, величиной фактора диффузор­ ности D. При этом растет потребная густота решеток, увеличивается число лопатки. Если увеличивать ик сверх оптимальной при данном

Рис. 6.32. Зависимость относительных КПД вентиляторных ступеней от п* и uQ

171

я*, то, несмотря на снижение # т, существенно растут волновые по­ тери и КПД ступени уменьшается. Естественно, что чем больше заданная величина я*, тем больше потребная окружная скорость ин. Поскольку чем больше ию тем больше скорости натекания потока на венец. Поэтому максимальное значение КПД с ростом я* и ик снижается. Данные, приведенные на рис. 6.32, отражают общую закономерность между степенью повышения полного давления в сту­ пени л?т, оптимальной окружной скоростью вращения ик и КПД ступени. Однако абсолютные цифры величин, оптимальных по КПД окружных скоростей, можно непосредственно использовать при выборе оптимальных параметров вентиляторных ступеней.

6.7. Многоступенчатые компрессоры

Потребные для газотурбинных двигателей степени повы­ шения полного давления л£ значительно превосходят величины л*т в ступени. Поэтому в ГТД используются многоступенчатые компрес­ соры осевые или осецентробежные. Некоторые особенности много­ ступенчатых осевых компрессоров были рассмотрены в гл. 4.

При выборе параметров осевого многоступенчатого компрессора обычно прежде всего бывает задана величина степени повышения полного давления л*. Как мы уже знаем, затраченная работа на сжа­ тие определяется при заданном л,*, если известен КПД компрес­ сора (г|*):

С другой стороны, затраченную работу можно выразить через средний коэффициент напора Яср и среднюю окружную скорость

больше приведенная окружная скорость и чем больше средний

коэффициент напора Яср. Входящая в формулу (6.39) величина изоэнтропического КПД (т]£) неудобна для оценки числа ступеней г, поскольку ее значение существенно зависит от л*,поэтому удобнее исходить из величины политропического КПД.

Достигнутые в настоящее время значения политропических КПД многоступенчатых осевых компрессоров и принимаемые вели-

172

чины Яср по данным работы [38] приведены на рис. 6.33. Величины среднего коэффициента напора (Яср), как и величина коэффициента

теоретического напора (Ят), ограничены степенью диффузорности каналов и числами Ми,1 и М^2 в решетках. По данным, приведенным

влияет на выбор числа ступеней. Однако ее выбор и, следовательно, выбор числа ступеней необходимо производить с учетом влияния окружной скорости па КПД компрессора г]£, а также с учетом проч­ ности (й, в первую очередь, приводящей во вращение компрессор турбины). Влияние окружной скорости на КПД компрессора в прин­ ципе аналогично рассмотренному ранее влиянию цпр па КПД сту­ пени. На рис. 6.34 [9] приведены зависимости изоэнтропического

КПД многоступенчатого ^осевого компрессора от цк1пр и Я ср. На этом графике можно нанести линии постоянных значений числа ступеней г при заданном значении л,*<. Одна из таких линий при­

т. е. при условии гр* = const, затем уточняется положение линии при изменении изоэнтропического К П Д , величина которого изве­ стна (см. рис. 6.34). Линия наибольшего исходного КПД (в рассма­ триваемом случае Пк ~ 0,845 = const) в точке Л. При изменении

мк1пр и Я ср вправо и влево от точки А КПД компрессора (т]£) умень­ шается по сравнению с исходным значением. Объясняется это теми же причинами, которые мы отметили ранее, рассматривая изменение КПД ступени при изменении окружной скорости. Влево от точки А г|к уменьшается, так как при увеличении и к i пр, несмотря на умень­

шение коэффициентов напора Яср, увеличиваются скорости Wi и с2 и, следовательно, M Wl и М^2, и растут волновые потерн. Вправо от

точки А падение КГ1Д обусловлено ростом Яср и, следовательно, увеличением диффузорности каналов.

173

зона выбираемых значений # т и достигнутого уровня политропических КПД многоступенчатых осевых компрессоров зависимость степени повышения полного давления от числа ступеней в современ­ ных компрессорах выглядит так, как показано на рис. 6.35. Разброс величин я* при данном z объясняется разбросом данных, входящих

в формулу (6.39), т. е. ик \ пр, #сР и г)*.

Тенденции развития газотурбинных двигателей, в первую оче­ редь двухконтурных, связаны с существенным повышением их эффек­ тивности, что в свою очередь требует высоких степеней повышения полного давления в цикле (до я^ = 35 ... 40 к 1990 г. и до = = 60 к 2000 г.) [38 J. При этом степень повышения полного давления в каскаде газогенератора, т. е. в многоступенчатом компрессоре высокого давления, должна достигать значений я£.гг ~ 20 ... 25 и выше. При проектировании таких компрессоров для того чтобы парировать резкое увеличение числа ступеней (см. рис. 6.35), увели­ чивают окружную скорость. Так, в проекте перспективного двига­ теля ЕЕЕ (Е3) фирмы «Дженерал Электрик» степень повышения

и к его увеличению. С этой целью используются как способы по­ вышения КПД ступеней, рассмотренные нами в разд. 6.6, так и способы, которые мы рассмотрим ниже.

174

После того, как произведен предварительный выбор числа сту­ пеней, необходимо решить следующие вопросы (см. также [7]):

1.Распределить работу сжатия по ступеням. Как мы увидим, ниже равномерное распределение работы сжатия (напора) нерационально.

2.Определить отличие в работе сжатия и в коэффициенте напора изолированной ступени и в ступени, работающей в системе много­ ступенчатого компрессора.

Распределение работы сжатия по ступеням однокаскадного ком­ прессора приведено в верхней части рис. 6.36. Снижать работу сжа­ тия в первых ступенях приходится но следующим причинам. Первые ступени работают при самой низкой температуре воздуха, и, следо­ вательно, скорости звука самые меньшие. Поэтому повышение папорности первых ступеней ограничивают из-за желания не увеличи­ вать числа MWl и МС2в периферийных сечениях ступеней. Исключение составляет случай, когда в качестве I ступени используется сверх­ звуковая ступень. Первые ступени имеют наименьший относительный диаметр втулки, т. е. самые длинные лопатки. Поэтому в корневых сечениях первых ступеней окружная скорость мала, что также тре­ бует снижения и коэффициентов напора для обеспечения приемлемой диффузорности канала. Помимо отмеченного существует еще одна причина снижения напора в первых ступенях. При снижении при­ веденной частоты вращения режимы первых ступеней смещаются по своим характеристикам в сторону срывных неустойчивых режи­ мов, т. е. дополнительно нагружаются. Поэтому на расчетном ре­ жиме приходится на первых ступенях, обеспечивая необходимый запас по срыву, снижать их нагрузку, т. е. работу сжатия.

Для объяснения причины снижения КПД в последних ступенях нам придется предварительно рассмотреть распределение осевой скорости по ступеням многоступенчатого компрессора. Такое рас­ пределение приведено в нижней части рис. 6.36. При сжатии воздуха в связи с ростом плотности по тракту компрессора высоты лопаток уменьшаются и для сохранения высоты лопатки на приемле­ мом уровне, когда концевые потери еще не очень велики, приходится снижать осевую скорость и, следовательно, коэффициент расхода са. Однако, как видно из формулы (6.5), снижать са невыгодно, по­ скольку для сохранения степени диффузорности приходится при

этом снижать и # т и, следовательно, работу сжатия Ят. Поэтому

впервых ступенях величину са не снижают и иногда даже повышают, поскольку высота лопаток первых ступеней достаточно велика. Но

впоследних ступенях все же приходится снижать са и, следова­ тельно, работу сжатия Ят. Это обусловлено также желанием иметь пониженную скорость на входе в камеру сгорания. Следует при этом отметить, что снижение са в одной ступени не должно превышать значений 10—15 м/с. Кроме отмеченных обстоятельств, заставля­ ющих снижать работу сжатия в последних ступенях, надо также иметь еще в виду, что на переменных режимах работы при увеличе­ нии частоты вращения последние ступени смещаются по своим ха­ рактеристикам к срывным режимам работы, поэтому снижение

175

Рис. 6.38. Схемы многоступенчатых осевых компрессоров с различной формой проточной части в меридиональном сечении:

рийное сечения лопаток должны были бы компенсировать это умень­

расчетной, а величину коэффициента напора лопатки, работающей в системе многоступенчатого компрессора, принято поправить на

Одним из реальных путей повышения КПД многоступенчатого компрессора является оптимизация профилирования лопаток по высоте с учетом реальных полей на входе в ступень. Путем дополни­ тельного изгиба лопаток и уменьшения углов атаки в концевых сечениях повышается напорность ступеней, что приводит к вырав­ ниванию поля скоростей и давлений.

Рассмотрим вопрос о возможных формах меридионального про­ филя проточной части многоступенчатого осевого компрессора. Применяемые формы проточной части приведены на рис. 6.38. Не­ сомненными преимуществами схемы с постоянным наружным диаметром являются:

1. Возможность уменьшения числа ступеней по сравнению с дру­ гими схемами в связи с наибольшей средней по ступеням окружной скоростью.

2. При заданном числе ступеней уменьшенные значения углов поворота потока главным образом в корневых сечениях связаны

сувеличенными значениями окружной скорости.

3.Возможность поддерживать величину радиального зазора при

осевых перемещениях ротора и, следовательно, выбирать исходную величину радиального зазора меньшей, чем в других схемах.

Однако в схеме с постоянным наружным диаметром высота ло­ патки на выходе наименьшая из всех приведенных на рис. 6.38 схем.

177

Действительно, при заданной степени повышения полного давле­ ния л,*, расходе воздуха и скорости на выходе величина аксиальной

этом возникают большие трудности с обеспечением КПД из-за роста потерь па перетекание в радиальном зазоре и вторичных потерь. Кроме того, масса компрессора этой схемы заметно не снижается при меньшем числе ступеней в связи с тем, что размеры дисков последних ступеней увеличиваются.

Схема с постоянным внутренним диаметром имеет наибольшую из рассматриваемых схем высоту лопатки на выходе. Однако в этой схеме возникают существенные трудности с обеспечением высоких КПД из-за повышенных углов поворота потока и чисел М в корневых сечениях венцов. Поэтому имеет определенное распространение схема с примерно постоянным средним диаметром, сочетающая часть преимуществ схем с D K - const и D BT =const.

При работе многоступенчатого компрессора существенную долю потерь составляют потери в радиальном зазоре. В отличие от отдель­ ной ступени, где при экспериментальном исследовании можно обес­ печить достаточно малую величину зазора при испытаниях и экс­ плуатации многоступенчатых компрессоров, величины зазоров А и их относительные величины А//г составляют особенно в последних ступенях достаточно большую величину. Происходит это из-за нежесткости корпусов (изменение зазора как в осевом, так и в окруж­ ном в данном сечении направлениях), и в связи с упругими и тепло­ выми деформациями, зависящими от режима работы двигателя. Следует также упомянуть о увеличении зазора при длительной эксплуатации в результате выработки поверхностей.

Влияние зазора на КПД компрессора весьма значительно. На

тельного зазора на 1 % КПД изменяется на 0,02.

Проблема уменьшения потерь от перетекания в радиальном зазоре является актуальной. Способы уменьшения этих потерь связаны как со специальным профилированием но радиусу лопаток, изменением конфигурации проточной части, так и с регулированием величины зазора в процессе эксплуатации. .Рассмотрим сначала конструктивные и технологические мероприятия. В эксплуатации величину радиального зазора уменьшают, нанося на корпус истира­

В образовавшемся так называемом колодце при той же абсолютной h и относительной величине зазора, что и в гладком корпусе, уве­ личивается как КПД, так и уменьшается темп снижения КПД при увеличении зазора; это имеет важное значение в длительной эксплу­ атации, когда происходит выработка поверхностей.

Эффективным средством уменьшения потерь от перетекания в зазоре в турбинах является установление на периферии лопаток бандажных полок. Однако применять бандажные полки на концах

178

2

Рис. 6.40. Схема течения в периферийном сече­ нии РК:

а - компрессор; б — турбина; 1 — направление вра­ щения, 2 - перемещение стенки корпуса относитель­ но РК, 3 направление вторичного течения

Рис. 6.39. Зависимость КПД РК от относитель­ ного зазора

лопаток в компрессоре неэффективно. Для объяснения различий процессов в периферийных сечениях компрессора и турбины рас­ смотрим схемы, представленные на рис. 6.40. Движение стенки корпуса относительно РК 2 в компрессоре противоположно напра­ влению вторичного течения, а в турбине эти направления совпадают. Поэтому установка бандажных полок в турбине, уменьшая пере­ текания, уменьшает и интенсивность вторичного течения. В компрес­ соре установка бандажной полки ликвидирует «соскабливающее» влияние стенки на вторичное течение, сильно интенсифицируя его.

Рассмотрим изменение радиального зазора при изменении режи­ мов работы двигателя. В газотурбинном_ двигателе радиальные зазоры в процессе работы на различных режимах очень сильно изме­ няются в результате значительного изменения частоты вращения и температуры потока воздуха или газа. Изменение радиального зазора от времени определяется следующим (рис. 6.41): при выходе двигателя на повышенный режим работы в процессе повышения частоты вращения ротора его диаметр увеличивается под действием центробе ж н ы х сил, и радиальный зазор уменьшается; после того,

как частота вращения стабилизируется, диаметр ротора продолжает увеличиваться из-за продолжающегося возрастания темпеоатупы воздуха и, следовательно, металла. В это же время происходит расширение корпуса в результате его нагревания, при этом корпус прогревается быстрее, чем ротор, и радиальный зазор увеличивается. При неохлаждаемом специально корпусе минимальный зазор полу­ чается при переходе со взлетного режима на малый газ. В соответ-

Рис. 6.41. Изменение относительного диа­

метра корпуса (D — D/DU0M) и относи­ тельного зазора между РК и корпусом

(Др) от времени полета на характерных

режимах (Ар> расч) — относительный за­ зор на расчетном режиме):

179

ствии с условиями работы на этом режиме и назначается Моьп^жйЬ1Й

получается значительно больше минимально возможного. Для того чтобы обеспечить минимальный зазор на крейсерском режиме ра­ боты, необходимо, чтобы корпус деигателя, который не охлаждается на взлетном режиме, охлаждался на крейсерском. Тогда оказы­ вается возможным обеспечить минимальный зазор и на основном эксплуатационном режиме. Специальный регулируемый обдув кор­ пуса с целью уменьшения радиального зазора — так называемая система активного управления радиальным зазором — планируется на ряде двигателей.

В десятиступенчатом компрессоре высокого давления двигателя Е3 138] предполагается охлаждать корпус над шестью последними ступенями воздухом, отбираемым за пятой ступенью компрессора. Относительный расход охлаждающего воздуха составит при этом 0,7 %. По оценкам фирмы «Дженерал Электрик», радиальный зазор при активном управлении им уменьшится с 0,6 мм до 0,3 мм [38]. Это приведет к увеличению КПД этих ступеней на 2 %, а компрес­ сора в целом — на 1 %.

С учетом аналогичного повышения КПД турбины за счет актив­ ного управления его зазором суммарное снижение удельного расхода топлива в двигателе составит 1,2 %.

В двигателе CFM-56 фирм «Дженерал Электрик» и «СНЭКМА» воздух от специального вентилятора протекает через полость в ро­ торе, охлаждает его, что приводит к оптимизации скорости измене­ ния теплового состояния ротора и уменьшает зазоры в компрессоре

зазоров основана на принципе регулирования теплового расширения ротора в форме схемы активного управления радиальным зазором.

Г л а в а 7

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

7.1. Основные элементы и особенности рабочего процесса компрессора

Турбомашины, использующие центробежный эффект для повышения давления жидкости или газа, применяются более столетия. Сначала это были гидравлические насосы, вентиляторы и нагнетатели для наддува поршневых двигателей. На одном из первых авиационных ГТД центробежный компрессор использовался в качестве основного агрегата для сжатия воздуха. Использование центробежного эффекта при сжатии позволяет на много больше,

180