4 (Техническая газодинамика Дейч М.Е), страница 13

Опыты показывают, что характер кривых ь (це,) зависит от геометрических характеристик днффузора: уд и ). Соответствующие кривые по данным различных исследований приведены на рис 7-11. Как видно, влияние Ке, ощУтнмо,пРи це,~3.10' в зависимости от Уд, 1, и формы диффузора Отметим, что характеристики ьд(це,) при больших углах раствора и ()4 протекают более полого. Здесь наблюдается аналогия с влиянием начальной турбулентности: при больших уд влияние Ео ослабевает. Возрастание числа М, приводит к увеличению градиентов давления; в соответствии с этим потери на трение в диффузоре с ростом М, начиная с М~)0,7 увеличиваются.

Сжимаемость приводит к росту вихревых потерь в диффузоре; при отрывном обтекании с увеличением М1 точка отрыва потока перемещается к входному сечению. При околозвуковых скоростях на входе (при М,<1) потери в диффузоре возрастают особенно интенсивно, так как градиенты давления во входном участке резко увеличиваются, что приводит к раннему отзыву даже прн небольших углах раствора (рнс 7-4). Следует подчеркнуть, что кривые на рис. ?-3 отражают вллячие не только сжимаемости, но и числа Рейнольдса Уменьшение сд с ростом М1 при 0,1(М,~0,5 обусловлено изменением Кеь так как в этом диапазоне чисел М1 влияние сжимаемости еще не сказывается.

Рассмотрим в заключение некоторые результаты опытов, проведенных с целью снижения потерь в диффузорах с большими углами раствора. По данным И. Е. Идельчнка, наряду с применением изограднентных днффузоров понижение потерь в диффузоре гио>кет быть достигнуто установкой сеток, разделительных стенок и организацией отсоса или сдуаа пограничного слоя, а также применением ступенчатых диффузоров. Опыты В, Кмоничка показали, что установка проволочного пучка приводит к заметному уменьшению потерь в плоском диффузоре с большими углами раствора (рис.

7-!2,а, б и в). Аналогичные результаты были получены для круглых диффузоров при радиальном расположении проволок (рис. 7-12,г). Обнаруживаемый эффект объясняется тем, что вводимое в диффузор сопротивление выравнивает поле скоростей на выходе нз диффузора. Выравнивание скоростей приводит к смещению точки отрыва по потоку, так как,профиль скорости у стенок становится более полным (рис 7-7). Оптимальное положение и форма проволочных решеток, вводимых в днффузор, существенно зависят от формы н угла раствора диффузора, а также от режима потока (чисел М1 и )те1).

Исследования В. Кмоничка проведены были с сопротивлениями, введенными внутрь диффузора. При этом оказалось, что для плоского диффузора с углом раствора уд — — 15'оптимальным является вариант на рнс. 7-12,а, для уд=30' лучшие результаты показали варианты 6 и в. Улучшение течения газа в диффузоре с большими углами раствора можно обеспечить-1акже с помощью глубоких канавок, вытачиваемых на некотором расстоянии от входного сечения (рис.

7-12,д). Создаваемый канавками отсос слоя смещает отрыв по потоку, как это показано опытамн В. К. Мигая, о м ь и м сь а о м о Ю м Я ь и Ю ы 401 ц ь о сь о м О и о 1о И Ю. м м сь о д. 7-3. ВыхлОпные пАтРуБки туРБОмлшин Отвод газа из турбомашины осуществляется по оси вращения либо по конструктивным условиям под прямым углом к пей. Частичное преобразование кинетической энергии выхдопа в потенциальную позволяет повысить к. и. д. турбомашины, Такое преобразование осу- Рнс.

7ЛЗ Раннональные схемы выхлопных патрубков турбомашнн. шествимо в диффузорных выхлопных патрубках, различные схемы которых приведены на рнс. 7-13. Первые две схемы (а и б) показывают наиболее простые криволинейные кольцевые диффузоры Га>Р, с осевым или диагональным потоком газа. Три других патрубка должны обеспечить поворот потока иа угол 90' к оси вращения В схеме патрубка на рис 7-13,в применен развитый кольцевой диффузор1 с диагональным или осевым направлением потока. В таком диффузоре в основном и происходит преобразование кинетической энергии в потенциальную; поворот потока на угол порядка 90' осуществляется уже при малых скоростях в улитке 2. Выходная часть патрубка (радиальный диффузор) имеет относительно малую длину.

другая схема (рис. 7-13,г) обеспечивает восстановление давления после поворота в радиальном диффузоре. В таком патрубке поворот желательно осуществлять в конфузорном потоке или в крайнем случае при постоянной скорости. Как видно нз сравнения схем в и г, первая схема имеет значительно ббльшие осевые размеры, а вторая— радиальные Третья схема (рис. 7-13,д) является комбинированной. Здесь выполняются относительно короткие осевой (или диагональный) и радиальный диффузоры, Следовательно, восстановление давления в таком пагрубке осуществляется частично до поворота и частично после него. Такая же задача решается в схеме е, выполненной со ступенчатым диагональным диффузором Эффективность каждой схемы существенно зависит ог организации поворота потока в улитке (при переходе нз осевого в радиальный диффузор) Эта задача решается соответствующим выбором рациональной системы кольцевых поворотных направляющих лопаток и ребер, устанавливаемых па повороте.

Как указывалось в й 5-15, в криволинейных каналах возникают вторичные движения жидкости, связанные с неравномерным распределением давлений на повороте. В кольцевых криволинейных каналах структура вторичных течений з зависимости от отношений диаметров аЦа(, может существенно отличаться от обычной для простого поворота При больших значениях г(а/д, опыт подтверждает существование двух вихрей в поперечном сечсиии кольцевого канала. Если отношение диаметров близко к единице, то в поперечном сечении возникают четыре вихря, расположенных в сечении кольцевого канала (два внутренних и два наружных).

Имея в виду сказанное выше о влиянии формы сечения канала, можно заключить, что неизбежное переформирование сечения потока в патрубках турбомашин должно быть организовано с учетом дополнительных потерь, которые могут при этом возникнуть Конструктивно неизбежными в патрубках являются.

ребра жесткости. Выбор рациональной схемы расположения ребер и их формы, обеспечивающей минимальные потери, составляет важную задачу при конструировании патрубков. 402 Особенно сложными конструктивно являются выхлопные патрубки мощных паровых т)рбнн Большие объемные расходы, пара в конденсатор при конструктивно ограниченных осевых и радиальных размерах приводят к сложной схеме патрубка с большим количеством ребер жесткости Пример рационального размещения ребер па повороте показан на рис, 7-13 и 7-17 При исследовании выхлопных патрубков экспериментально определяются основные характеристики, Рис 7!4 Процесс в выхлопном патруйке в тепловой диаграмме.

к числу которых относятся а) коэффициент, оценивающий энергетические потери патрубка; б) коэффициент восстановления давления, показывающий изменение статического давления; в) коэффициент неравномерности поля скоростей в выходном сечении. Процесс в патрубке удобно рассмотреть в тепловой диаграмме (рис. 7-14). Обозначив через ры и роа давления торможения на входе и на выходе из патрубка, р, и ра — статические давления в этих же сечениях, находим коэффициент потерь энергии по формуле (7-16), Получив после коэффициентов потерь в выходном сечении патрубка, можно найти его среднее значение по уравнению энергии. На рнс.

7-14 рассмотрены два возможных случая: а) выхлопной патрубок турбомашины работает как диффуаор (процесс 1 — 2); б) в выхлопном патрубке проис- 403 ходит снижение давления вследствие больших потерь (процесс 1 — 2'). Здесь же можно указать величину кинетической энергии за,патрубком (Ьы), изменение потенциальной энергии в патрубке (йг„) и потери (ЛЬ или соответственно Лй'). В практике лабораторных исследований выхлопных патрубков находят применение и другие оценочные коэффициенты.

Так, например, лаборатория турбин ЛМЗ использует для оценки патрубка величину Бггг л гг,, где Н, — изоэнтропический перепад, соответствующий расширению от давления торможения на входе р„до статического давления на выходе р,. Связь между коэффициентом потерь энергии 1„и ч„ устанавливается следующими очевидными соотношениями (рис. 7-14): Нзг= Нм (гг =Ны (Ны йы) =Г Н~~+ бы поэтому Отсюда следует, что ч„включает кинетическую энергию на выходе из патрубка й, = Ьг /Н„. Нетрудно видеть, что если 1„) 1 (Н, ) Н„), то р,(р, (выхлопной патрубок не является диффузором); если ч,(1, то р,)р,.

Для несжимаемой жидкости коэффициент патрубка определяется по формуле Рв1 Рг и РО1 Р! С учетом сжнмаемости ч„могкно получить в таком виде. (7-17) Коэффициент 1, позволяет вычислить потерю моп(ности в выхлопном патрубке: (7-18) где 6„ — расход газа через выхлопной патрубок. Вторая характеристика выхлопного патрубка — коэффициент восстановления — определяется по формуле Рг Ррь Є— Р, в+1 Ра~ Ра1 (7-19> Р г,~ й 2 1г Ря1 Из формулы (7-19) видно, что для определения величины $г необходимо измерение статических давлений на входе в патрубок.

Такой опыт оказывается трудоемким. Используя 1расходную характеристику 6„=)(рм) и таблицу газодинамических функций, давление р1 можно получить расчетным, путем. Трегья характеристика патрубка позволяет оценить неравномерность поля статических давлений и скоростей в выходном сечении. Как указывалось, важным элементом выхлопного патрубка является криволинейный кольцевой диффузор. Опыты М, Хибша показали, что коэффициент потерь для такого диффузора зависит от следующих геометрических параметров (рис.

7-15,а): отношения площадей сечений 1"= —,'; относительной вы- Р,' соты кольца на входе а,~г,; относительной кривизны средгю, г'. ней линии — ; относительной длины средней линии— й 'и и закона изменения площади 1(х). Примеры соответствующих зависимостей приведены на рис. 7-15,б. Кривые показывают, что оптимальное значение гт~ — лежит в пределах 0,25 — 0,4, причем с ростом ( эта величина увеличивается. При расчете криволинейных диффузоров используют понятие эквивалентного конического диффузора, длина ко- 0,55 --З 0, 0,55 0,Г5 ак3 005 8 5 Ф 5 5) 0,55 0, 0,55 а,г5 а,! 0,05 г 5 г,) 0,0 40б 'горого, а также площади Р, и Р, совпадают с соответствующими геометрическими параметрами исходного диффузора.