Теория и расчёт воздушно-реактивных двигателей под ред. Шляхтенко С.М. (1014193), страница 106
Текст из файла (страница 106)
о е до л„", „„= 20 ... 25. Выбо диаметра компрессора, формы его а тем самым и числа его ступ ы еней ойределяется рядом требовании и ограничений. Перечислим главные из них. 1. Обеспечение требуемой степени повышения давления. 2. Максимальное сокращение числа сту / р пеней /п и этом достикомп ессо а, а также достигаются гается уменьшение длины р р, а деталей производственные преимущества — у а — меньшение числа д и их типоразмеров).
ти комп ессора газо- 3. Согласование формы проточной части ком р ной частью проточной части вентилятора генератора с выходно ча х каналов между ТРДД Ф, с целью избежать длинных изогнутых ними. 4. Обеспечение высокого КПД компре р . ссо а. 5. Уменьшение массы компрессора. В результате предварительного выбора параметров тур ииы для з аданных значений параметров газогенератора л„*, „„, то а, число ст пеней и диа- определяется частота вращения ротора, у МЕт т бИНЫ. СООТНОШЕНИЕ СрЕдНЕГО дИаМЕтра КОМП~4ЕССОра «. ср этом согласно (18.5),определяется и числа его ступенеи га при этом однозначно: Таблица )8! Тнп двнгетеля Двнгетелн четвертого поколения ТРДДФ с малой степенью дауа.
контурносги ТРДД с большой степенью даух- контурностн як гг (и .=- 0,4 ... 2,0) к' = !О... !8 к, гг (и = 4 ... 8) площадь кольцевого венца при выходе из компрессора Рк, вых = пйк. выхРк. срг (18.14) где Ь„,„х — высота лопатки выходного венца", связь высоты лопатки с относительным диаметром втулки последней ступени г(к.вых (Рк.втгРк)вых ! — е)к.
ыи гт 'ек, вых ! ! Рк ср + к. вых Условие К,„= сопз1, принимаемое нами для дальнейшего анализа и означающее примерное постоянство коэффициентов напора ступеней компрессора на среднем диаметре Й,р при изменении расчетной окружной скорости ик ср, подтверждается тенденцией развития компрессоров газотурбинных двигателей (см.
равд. 18.2). Анализ показывает, что сохранение Й,р ж сопл! при росте ик,р достигается соответствующим профилированием лопаточных венцов и выбором их параметров (густоты, относительного удлинения лопаток, величины осевых скоростей и др.). Выбор диаметра и формы проточной части компрессора. В ТРД (ТРДФ) диаметр входа и всей проточной части компрессора определяет в значительной степени диаметральный габаритный размер двигателя. Поэтому в двигателях второго и третьего поколений такого типа выбирали максимальную производительность по входу, т.
е. минимальный относительный диаметр втулки 41„.,„= 0,35 ... 0,45, максимальную осевую скорость воздуха с,,х до 200 м/с (сверхзвуковые ступени), что определяло минимально возможный диаметр компрессора Рн, „. Для увеличения при этом среднего диаметра компрессора часто выбиралась форма проточной части Рн оо сопи!. Умеренные степени повышения давления в компрессорах ТРД (п„' = 10 ... 15) приводили к тому, что относительный диаметр втулки прн выходе из компрессора возрастал до умеренных величин г)„,,ы, =- = 0,84 ... 0,87.
Компрессоры газогенераторов ТРДДФ не имеют таких жестких ограничений по диаметру, поскольку газогенератор находится внутри наружного контура и его диаметр в меньшей степени влияет на внешние габаритные размеры двигателя. Поэтому задача выбора формы и размеров проточной части компрессора высокого давления в системе ТРДД допускает ряд вариантов. Рассмотрим некоторые из них. Вначале рассмотрим наиболее простую форму проточной части Рн.,р — — сопл!. Поскольку, как мы увидим в дальнейшем, выходное сечение компрессора оказывается в значительной степени определяющим, будем рассматривать геометрические показатели компрессора, начиная с этого сечения. Введем некоторые общие соотношения для этого сечения (справедливые, естественно, при любой форме проточной части компрессора): 824 или Ок )+ гк.
вых 1(18.15а) "ю выл ! г)к.вых (для сравнения с аналогичным параметром относительного диаметра, используемым в теории газовых турбин, см. равд. 18.3)„ средний диаметр выходного сечения компрессора. 1(18Л6) к. ср — 1п ),! Применяя эти соотношения к компрессору с постоянным средним диаметром, из (18.13) и (18.16) получим выражение для относительного числа ступеней заданного компрессора (Р„,,ых = = сопл!) при изменении относительного диаметра втулки при выходе, характеризующего изменение среднего диаметра компрессора, а следовательно, и его среднюю окружную скорость при а,„= сопл! ! '!к. вых ! + г)к вых (18.17) На рис.
18.7 показано относительное увеличение среднегсг . диаметра компрессора Р„.,р, средней работы ступени 7.„, с (пропорциональной квадрату средней окружной скорости й"„-.,р Рк.ср при Й;р = сопи!) и относительное уменьшения. числа ступеней як при увеличении диаметра втулки выходного сечения компрессора (п,к = сопи(). В качестве базового значения принята величина г1„, „= 0,85, характерная для компрессоров ТРДФ, имеющих ограничения по габаритным размерам. Как. видно, увеличение г(„, до величины 0,92, характерной для ТРДДФ четвертого поколения, позволяет увеличить средний диаметр компрессора (Рк,р — — сопи!) на 40 38, а работу ступени в среднем — в два раза и при заданном я", сократить число.
ступеней в два раза. Характерно, что отношение диаметра последней ступени компрессора к высоте лопатки (Рк.в)Ь) ы„при этом. возрастает до 24 (сравните с аналогичным параметром турбины, см, равд. 18.3). Дальнейшее увеличение еу,,вых связано с конструктивными и другими ограничениями, которые рассматриваются ниже. 82Ь Рис. 18.1. Зависимость относитехьиого диаметра выходной ступени, сред. ией работм ступеней, среднего диаметра и окружной скорости, потребноо числа ступеней (при Йер — — сопз1) т относительного диаметра втулки прн ыходе нз компрессора Р„, св — — сопз1 „= сопз1) (все/З)вкх 28 х хлг ,'//вал, 2х римем величину дк, выл=0,92 ак предельную для дальней,шего анализа и ассмот им Р р !проточные части компрессора (других форм. Сравнение произведем при условиях п,к = )= сопя(, дк вмл = 0,92 по диаметра компрессора, потребному = Ыеш и и„',,„= (пеш) и величине втулки на входе в компрессор.
величинам среднего числу ступеней (при Й относительного диаметра Представим некоторые геометричесние соотношения: относительная пложадь входа в компрессор ззк гг — И ()ск. вых)/ч ()"к. вл)1 гк. вых ~/х т» к. гг в+1 ззк. гг (Ч ()хк, выл)/Ч ("в. вх)1 (18.!8) где л — показатель полнтропы сжатия. Принимая характерныезначения и мг 1,5, ч (йк вмл)/д(дк вл) м 0,6, получим ~ ~О'вмк. гг (!влв ) и з и е н е н и е с р е д н е г о д и а м е т р а компрессора по сравиеншо с диаметром проточной части компрессора Рк ср = сопз1 (определенным по выражению (18.16)): для проточной части с постоянным наружным диаметром Рк — сопз1 — 1 1+)х 1 ~(1 ~к.
выл) 1 + агк. вых для проточной части с постоянным внутренним диаметром Рк вг = сопл! — 1 ~~к. вых + Р х)к. вых+ ~( к. вых) к. ср + кзыл относительный диаметр втулки при входе в компреср Вк для постоянного среднего диаметра Р,„ср —— сопз1 2 «к вл = 1 1+ Дк. выл г !' ~в.выл (18.2!) для постоянного наружного диаметра Р„= сопи ~~в вл у/ 1 ~ (! ~в. вых) (18.22) для постоянного внутреннего диаметра Рк, = сопз1 х~к. вх— кк выл (18.23) 1г,/1+(Р— П (! — Лз„, х) На рис. 18.8 в соответствии с зависимостями (18.18а) — (18.23) показано изменение Рю с(к,,„, г' и относительного числа ступеней 2„(18.13) в зависимости от степени повышения давления в компрессоре газогенератора п„гг. Как видно, формы проточной части Р„,р — — сопз! и Вк в, = сопз! близки друг к другу, ио в компрессоре с постоянным диаметром втулки может быть реализован несколько больший средний диаметр проточной части и меньшее число ступеней (например, при и'„„„= 15 на +8 % и — 15 %, соответственно).
Относительные диаметры втулок на входе с(к,„оказываются приемлемыми по конструктивным соображениям до высоких значений и„" „,. Проточная часть Р„= сопз( может быть применена лишь до умеренных величин и„', „(-12), так как при этом уже достигается величина относительного диаметра втулки на входе х(к,„ж ж 0,5, которая ориентировочно может считаться минимальной по конструктивным соображениям (размещение валов, опор и т. п.). При этом (л„" „„= 12) средний диаметр компрессора по сравнению с проточной частью Р„ер — — сопз! уменьшается на 11 %, а число ступеней возрастает на 25 %, соответственно возрастает и длина компрессора.
На рис. 18.9 показано сравнение формы и длины проточных частей трех компрессоров с Рк,р — — сопз(, Рк „= сопз1 и Р„= сопз! при и„" = 15 и х)„,„„= 0,92. Частота вращения ротора и средний коэффициент напора в ступенях выбраны так, чтобы в компрессоре Р„,р — — сопз( такая степень повышения давления реализовалась в 12 ступенях.
При форме проточной части Рк„= сопз( компрессор может быть выполнен с 10 ступенями и оказывается короче, При проточной части с Р„= сопз( потребовалось бы 17,ступеней и существенно большая длина компрессора, но он вообще не мог бы быть выполнен по конструктивным соображениям, так как относительный диаметр втулки на входе получается слишком малым (ж0,38). Однако выбор форм проточных частей с уменьшающимся наружным диаметром, несмотря на их преимущества, должен производиться с учетом ряда возможных ограничений. Одно из 527 Рис. 18.8. Зависимость относительных величин среднего диаметра проточной части компрессора, числа ступеней (Йс, = сопз(), диаметра втулки и площади на входе в компрессор в зависимости от степени повышения давления в нем.
Принато аа. вых = 0,92, д (си, вых)(ч (йм. вх) = 0,8 лхгв (т (в Рис. 18.9. Сравнение различных форм проточной части компрессора с н„„= 15 (Р = 5,88), Л„ = 0,92: ! — ю сспзк с = 9; 3— н. зт а о =сопзп * =~о; з — и нов ' и ' и = ' ам, с„= ы (а„, = е.ззт) лагг них в компрессорах с высоким тт„',„связано с высокой окружной скоростью первых ступеней.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
