Основы теории и расчета жидкостных ракетных двигателей. Учебник под ред. В.М.Кудрявцева (1014186), страница 116
Текст из файла (страница 116)
Радиус ]с — касательный к окружностям с радиусами г, и г,. Ши ина межлопаточного канала на выходе а„, = йг(,з!пргл, де йг = 0,95 —: 0,88; на входе ал, = 1,05 —: 1,1 а„,. Радиусы г, = 0,03 —: ир — 0,08Ьл; !.1 = 0,01: 0 02Ьл' !2 '= Ьл'».1 = 2Ьл. павки лопатки т = 90" — [Рг + (0,3 —: 0,4)Щ У длинных лопаток соплового аппарата и рабочего колеса профилирование ведется по нескольким сечениям лопаток, обычно по наружному Р„, среднему Р„и внутреннему Р, диаметрам.
Причем все необходимые параметры по среднему диаметру определяются при газодинамическом расчете турбины. Профилирование проводится в зависимости от принятого закона закрутки лопаток. При использовании метода закрутки по закону постоянства циркуляции с„„= с„= сг„„т, = сонг!; с»лир = сгиа = с»«гатт = сонэ!! стиг = сопз! ОпРеДелЯют паРаметРы и1 = и„г!!г,„; а,1 — — агс1Я ~!да„,г!!гс»]1 и !ис» 15 1и! с!ис»1!ие г! с2и1 сгисе!гс»и!! а21— = аГС!д(С2«1/С»21); Р!1 = аГС!8]С1а1((С1и! и!!)],' ]1»1 = аГС18[сгиг/(С и!в ! — им)22; !си = с!и!!з!пр!!1 и!г! = Сги!/з!пр»1. Индекс «В означает, что данный параметр определяется для всех сечений. Профилирование лопаток обычно производится путем изгиба аэродинамических профилей, применение которых рассматривалось ранее. Углы атаки по всей высоте можно считать: у сопловых лопаток Аа„= 0 —: ( — 5)', у рабочих лопаток АР! = 0 —: ( — 8)'.
Для сопловых лопаток 6 = = 6!222!Ьл =- 0,1 —: 0,08. Дла Рабочих лопаток 6,„= 0,1 —: 0,12; 6, = 0,04 —: 0,05; 6,„, = О,!5 —: 0,2. При построении сопловой лопатки совмещают входные кромки «1» сечений, а у рабочей лопатки— центры тяжести сечений. Определение потерь и КПД турбины. Работа на лопатках колеса Рнс 14.57. Профилирование дозауко. аой лопатки рабочего колеса Рнс. 14. 58. Профилирование сверхзвуковой лопатки рабочего колеса Сверхзвуковые рабочие лопатки турбин. Их выполняют с довольно острыии входными и выходнычч кромками и часто с постоянной шириной межлопаточного канала.
Входные и выходные участки спинки лопаток делают прямолинейными, что уменьшает волновые потери на входе в канал и отрыв потока на выходе. Конфигурация и построение подобной лопатки показаны на рис. 14.58. Участки а — б и в — г — прямые, г — сопрягаю:ций рарадиус. Радиус вогнутой стороны лопатки Л Ьл (соФ1л + соз гг, ) По окончании профялирования лопаток необходимо проверить форму межлопаточного канала. Изменение ширины канала, если оно имеет место, должно быть плавныи, без диффузорных участков.
Ширина канала ал = (1л — алг)з]прг„, где а, = 5 г/з!пргл. Обычно толщина лопаток 6, = 0,5 —: 1, 2 мм. Хорда лопатки Ьл ж Ь. Реактивные дозвуковые лопатки турбин. Их можно профилировать методом, аналогичным профилированию лопаток сопловой решетки посредством изгиба аэродинамических профилей, рассмотренных ранее (см. рис. 14.54). При этом угол атаки йрг = 0 — ( — 8)', угол изгиба !Э = 180' — (Р„+ Ргл), угол уста- 582 1., = и (с!и + сг ) ! Гдс Сги = С1СОЗ!21, 'Сги твгСОЗир и Лопаточный КПД Далее определяют Л„о, — потери на трение, вентиляцию и выталкивание по (!4.158) и Я,а, — потери в зазорах по (14.169).
Внутренняя работа турбины Е1 = 1,л — (Г,ощ + Е„,). Внутренний КПД т]1 = Т.1!Ь!2. Эффективный КПД турбины (расчетный) тьр = т]1 т]2!22 где т]„„= 0,99 —: 0,97 — механический КПД. Еслй 21«р отличаетсЯ от пРинЯтого вначале т], более чем на 5%, то весь расчет необходимо повторить заново, изменив некоторые параметры, например углы установок лопаток, число оборотов, диаметр рабочего колеса и др., добиваясь расхождения КПД не более чем на 5%. Порядок расчета центростремительной турбины. Аналогично РасчетУ осевых тУРбин опРеделЯют величины тг;1 112; с„; л!е; а„,. В центростремительных турбинах степень реактивности р, = = 0,3 —: 0,8.
При р, ж 0,5 потери энергии в турбине минимальные. Так же как у осевых турбин, находят !.11; Си, 511, р;1 22(1!11); !р„' с„л1; М1; т(1.!). Задаются значениями а! = 15 —: 30' и окружной ско- ростью и, из условия, что и,,„= 400 —; 450 м/с; (и,/с,в — — 0,6 —: 0,7). Можно принять и,/с„= 1/(2соз н, У 1 —,а,).
Иногда и, выбирают из условия получения желаемого угла ~, по (14.130). Может [1, = 45 —: 135', но из условия получения максимальной прочности лопаток желательно, чтобы ~, -" 90'. В этом случае при безударном входе потока на лопатки ~в =- [1„,; !а,„ = 90', и,/с, = = созие Затем (аналогично осевым турбинам) определяют эффективный КПД у1, и площадь сечения на выходе из сопл Р„. Наружный диаметр колеса Р, = 2и,/вв.
Величина зазора между колесом и соплами Лг — (0,0! —; 0,03)Р,. Диаметр выхода соплового аппарата Є— — Р, + 2ЛС. Поскольку у центростремительных турбин обычно г, = 1, то высота сопл на выходе й„= Р„/(ЯР„). Число лопаток соплового аппарата г, = (1,25 —: 1,5)нР„з!пи,/йва. Обычно за =- 3 —: 30. Шаг решетки /, = нРга/г,. Хорда сопловой лопатки Ьн = 1,5 —: 1,0 1,. Ширина горла соплового канала а, = 1,/в,з!пиен где /в, = 0,95 —: —: 0,9 — коэффициент стеснения. По уравнению (14.126) уточняют иьн П р о ф и л н р о в а н и е с о п л о в ы х л о п а т о к.
Сопловой аппарат центростремительных турбин можно выполнять в виде набора плоских или профилированных лопаток. Плоские лопатки могут быть прямыми или изогнутыми. Если в сопловом аппарате применяют профильные лопатки, то в качестве исходного можно использовать аэродинамический профиль, подобно сопловым дозвуковым лопаткам осевых турбин. По (14.130), (14.131), (!4.136)„(14.137) находят величины [1,; ш„ ввв / ВС Выход у центростремительных турбин, как правило, выполняют осевым, а необходимые параметры определяют иа расчетном диаметре Р„.
Наружный и внутренний диаметры выходной части рабочего колеса турбины обозначают через Р,„и Р„, соответственно. От принятого закона распределения осевых скоростей потока по высоте лопатки колеса на выходе зависит геометрия выходной чаоти колеса. Если величина осевых скоростей потока по всему выходному сечению колеса одинакова, то 0„= ~у (Р,„+ Р,,)/2 и выходные 2 кромки лопаток устанавливаются с соответствующим переменным углом по высоте.
Такой закон распределения осевых скоростей предпочтительнее. Если осевая скорость по высоте лопатки меняется линейно, имея наибольшее значение у втулки, то Рв = (Рви+ Рв уу)/2. Минимальным размером может быть диаметр, определяемый уравнением Р„в,,„ = д,„в + (10 †: 16) мм, где с[„„ — диаметр вала, определяемый™ расчетом на прочность. Для облегчения выбора Р„ можно воспользоваться полуэмпирической зависимостью отношений площади выхода из колеса Р, к площади входа Ро т. е. Рв/Р, = (1,2 + 1,3)р,/р,, где рв и р„ — давления газа на входе в колесо и выходе из него.
Причем коэффициент 1,2 принимают при р,/рв < 1,1, а коэффициент 1,3 — при р,/рвж 1,6. Ппименение в ЖРД отношений, больших 1,6, маловероятно. Обычно при расчете центростремительных турбин отношение наружного диаметра колеса к расчетному на выходе 01/Рвр — — 1,8 —; 2,5. Таким образом, для определения Р„можно задаваться отношением Р,/Р„или определять Р„из условия Р„в, ы. По (14.133) и (14.135) определяют параметры всвы и вс„, при этом обычно принимают рв, = = 25 —: 45 (ивв Ф 90'). При нежелании иметь закрутки потока на выходе из колеса (игр .—— = 90') подбирают рвр из условия созрвр — — — и р/ы~ р н швр ~хд р .
Коэффициент потерь ф из графика, изображенного на рис. 14.48, определяют по сумме углов ~, + [)вв — 45'. Число лопаток г ы =- 2яз1п(р, + ив) [з!п~„/з!пи,[. Можно применять и меньшее число лопаток г, но не менее шести, при этом необходимо сделать поправку на увеличение потерь в колесе: ф' =- ф1„, где 1„= г„м(г — 0,1и,)Лг(г„ы — 0,!и,)[. По (14.138), (14.146) — (14.149) находят ивр, 'с,р, .Т,; Т, и Теи Ширина колеса на входе й„.„= Й„Рвв/Р,.
Площадь на выходе из рабочего колеса Рв = т,ухТв/(/ввррвсвр 104з[пивр), где коэффициент стеснения й,р —— — 0,9 —: 0,84. При постоянной скорости потока по высоте лопаток Р ввиут г Если нет закрутки, то с„р -— — — с,„„= — с,и„,,=-- О. При налички закрутки свив = сввсозивр и сви~ = свивРвв/Рву ° При постоянной по высоте лопатки осевой составляющей абсолютйой скорости (что обычно делается) с„р — — - с„вв, =- юврз1првр. Направление относительных скоростей потока рв„=- агс!д[с„/(ива+ ~ ~вин)К вяввнут '= атс!Ф~ва/(Пввнув ~-' ~вивнут)[' Знак плюс соответствует закрутке потока газа в сторону, обратную вращению колеса; знак минус — в сторону, совпадающую с вращением колеса.
Для упрощения обозначим индексом «/в параметры на диаметрах 0„; Рр, Р,„,. Относительная' скорость ш„=- сва/з!прво Шаг /„= пР„/г. Уг л выхода лопатки р„; = агс!д(!фв;й„), где коэффициент стеснения йм —— — 0,9 —: 0,84. Профилирование рабочего колеса. Проточную часть колеса в меридиональном сечении профилируют по значениям .О,; Ь,,; О,р, Р,„; Р„„„,. Изменение ширины колеса от Ь, до й,в должно быть плавным. [Опатки колеса представляют собой решетку из тонких гнутых пластин с углом установки на входе [[,н и выходе рвв. Толщина лопаток бв = — 3 — 4 мм. Рабочие колеса обычно выполняют с радиальными лопатками, которые только на выходе загибают под углом рви (рис.
14.59). Определение потерь и КПД турбины. Работа на лопатках колеса /.н = сы и, + с„в ивр. КПД у[в = 7-в/т. 888 Т а б л и ц а 14.1 Кпд И ирн значениях отношения и,/е Пнрииель- «иеть з 1 0,4 0,2 О,! Рнс. 14.60. Характеристики изме пения напора насоса при изме ненни расхода компонента Рис. 14.59. Схема ступени центростремительной турбины По (14.168) и (14.170) определяют потери энергии на трение Яоощ и на утечку газа Л,и, Обычно величина бокового зазора в радиальной турбине равна 0,5 — 2 мм. Внутренняя работа турбины 1.и — (Лебит + агин) внутренний КПД 71з = 1 !//-ее. Эффективный КПД турбины (расчетный) т),р —— т)1т)„„, где т), „= = — 0,97 —: 0,99.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
