Теория и расчёт воздушно-реактивных двигателей под ред. Шляхтенко С.М. (1014193), страница 111
Текст из файла (страница 111)
2 4 ... 5 5,5 ... 6 атв 1 2 8 4 у растанию г„по мере роста степени двухконтурности. По- 2 этому для сокращения числа ступеней турбины целесооб- У разно максимально увеличить ее диаметр. Увеличение диа- !7 у р у метра турбины вентилятора ограничивается габаритными размерами обводов внутреннего контура, расположенных в канале наружного контура и влияющих тем самым на диаметральные габаритные размеры двигателя в целом. У ТРДД с малой степенью двухконтурности при относительно небольшом диаметре вентилятора эти ограничения особенно жестки, и здесь средний диаметр турбины вентилятора, как правило, не превышает среднего диаметра турбины газогенератора (В„,р ж В„,, ). В ТРДД с большой степенью двухконтурности канал наружного контура существенно выше, и диаметр турбины вентилятора может быть увеличен, что, однако, требует конкретной компоновочной проработки.
При начальном проектировании можно воспользоваться статистической зависимостью отношения средних диаметров турбины вентилятора и вентилятора в зависимости от степени двухконтурности (рис. 18.!7). Отношение В,в ср/В„ор уменьшается при увеличении т вследствие сильного увеличения диаметра вентилятора, несмотря на некоторое увеличение диаметра турбины. В области больших т это отношение изменяется слабо. Отношение чисел ступеней турбины вентилятора и вентилятора г„/г, при известном отношении Вт, „,/В,,р определяется из (18.34). При отсутствии подпорных ступеней эта зависимость приобретает вид тл тв та тв тл тв Рис.
18.20. Проточные части турбин некоторых зарубежных двухвальиых ТРДДФ четвертого поколения с различиой степенью двухкоитуриости (размеры приведены к одинаковому среднему диаметру веитилятора, Р,, ср — — Ыещ): а — тпддфт464,м=е,аз,з =З,з =2,з =2,О /О =2,62; б— в ' ти ' тв ' тв.срз в.со трддфР1ОО, =О,-,з =З,з =г,з =г,О /О ' =Ожй; з-трДДО в тк ' тв ' тв. ср в.ср Р1О1,т=г,з =г,з =!.з =2,О 1О а ' ти ' тв ' тв.
ср в. ср ТРДД большой степени двухконтурности с подпорными ступенями имеют обычно на одну ступень турбины вентилятора больше (г„ = 4 ... 5), Форма проточной части турбины вентилятора у двигателей с низкой степенью двухконтурности (т < 2), как правило, выбирается из условия Р„,р — — сопз1, причем средние диаметры турбин компрессора и турбины практически равны, Рт,,р ж Р,„,,р (рис. 18.20). Эти условия существенно облегчают формирование проточной части турбин. У двигателей с большой степенью двухконтурности используются проточные части турбины вентилятора различной формы (рис.
18.21): с постоянным наружным диаметром Р„= сопз(; с постоянным средним диаметром Р„,р — — сопз(; с постоянным внутренним диаметром Р„,, = сопз(; с повышающимся внутренним диаметром Рт, „ различные комбинации этих форм (в том числе с криволинейным каналом). Проточная часть Р„= сопз( имеет уменьшающийся по ходу проточной части средний диаметр. Большой входной диаметр требует изогнутого переходника от турбины компрессора к турбине вентилятора значительной длины (см. рис.
18.21, а). В результате возрастает общая длина турбины и снижается ее КПД из-за потерь полного давления в переходнике. Такая проточная часть была реализована в нескольких зарубежных ТРДД, но в последних конструкциях двигателей не применяется. Другие указанные выше формы проточной части турбины вентилятора имеют постоянный или повышающийся средний диаметр, что позволяет лучше согласовать проточные части турбин компрессора и вентилятора, сократить длины переходного канала и потери в нем, а также при одинаковом числе ступеней уменьшить общую длину турбины (см. рис. 18.21, б и в). 548 Рис.
18.2!. Формы проточных частей турбин некоторых зарубежных двухвальиых ТРДД с больщой степенью двухкоитуриости (размеры приведены к одинаковому диаметру турбины ком- +— прессора, гти = 2): в/ а — О = сасзз(ТРДД СРе-бс,м = 4,4, тв зтв = 4, (О с /Л)вых 4 261 б— О сайзз )ТРДД гт !о Π— 2, аз = тв. ср зтв = 4, (Отв. ср/а)вых = З 6): 4га гв вр з/ = 61 Большинство турбин вентиляторов ТРДД имеют проточную часть Р„„= сопз1 или близкую к Р„,р — — сопз1: В конструкциях некоторых новых двигателей с повышенной степенью двухконтурности или с большим числом подпорных ступеней используются проточная часть турбины вентилятора с повышающимся внутренним диаметром, что позволяет при коротком переходнике увеличить выходной и средний диаметр, турбины (т. е.
среднюю окружную скорость и работу), а также уменьшить относительную высоту лопатки последней ступени, что благоприятно в отношении ее конструкции и КПД (см. рис. 18.21, г). Диаметр турбины при этом несколько возрастает. При формировании проточной части турбины вентилятора необходимо контролировать максимальное значение относительной высоты лопатки последней ступени. В качестве минимально допустимой величины следует считать (Р„ср//4),„х = 3,5 ...
4, что соответствует относительному диаметру втулки (Ртв. ср/й)вых+ Оцеика прочности рабочих лопаток После выбора диаметра турбины Ртв, ср и формирования проточной части турбины вентилятора иеобходимо уточиить запасы прочности рабочих лопаток последней ступени по растягивающим иапряжеииям. Эта оценка производится в следующем порядке (для простоты используем проточиую часть Ртв, ар = = сопз1). Находят: 1) напряжения растяжения из (!8.6) пр — — 2РКфз, (18.45) где е из (18.42), Кф = 0,5 ... 0,6; 2) окружную скорость иа среднем диаметре итв. ср = пРтв. срптв (18.46) 3) температуру торможеиия в относительном движении иа выходе из турбины (в предположении осевого выхода потока) (18 47) иии за турбиной, известная из термогазодииами- 549 4) температуру тела лопатки, задаваясь безразмерной глубиной охлаждения 0 (у двигателей с малыми т); т, = т , "— 0 (т' — т.„,'), (18.48) в к, .хл — ~~~~~р~~ура охлажаающего воздуха, зависящая от ме ° омпрессоре, промежуточного охлаждения или нагрева и других факторов.
Если лопатки не охлаждаются (при больших т), Тл = Тгг; патки, на енн " в 5) величину разрушающего напряжения ов (для выбранного мате в риала лойд иной величины Тл и необходимой длительности работы на режимах, женияи эквивалентных максимальному) и запас прочности по растягивающи им напря- Ко = пв/ор, (18.49) который не должен быть ниже нормируемого запаса прочности. В первом приближении можно принять К,швч яа 2. Если напряжение в лопатках превышает допустимый уровень, т.
е, К ( ~К р,т э норм, о необходимое увеличение Ко может быть достигнуто двумя пуп тями (И.49): а) уменьшением температуры лопатки Т„, т. е. повышением величины разрушающего напряжения и (в охлаждаемой турбине); б) умзныпеннем действующего напряжения растяжения пр. Снижение Тл, согласно (18.48), может быть достигнуто применением конструкции рабочей лопатки с большей глубиной охлаждения 0 или снижением температуры охлаждающего воздуха Тр„„. Уменьшение напряжения растяжения ор, согласно (18.45) и (!8.42), может быть достигнУто Уменьшением выходной площади тУРбины Ут вых или снижением частоты вращения ротора лт .
П тв. лощадь выхода нз турбины гт вых (18А1) можно несколько уменьшить, увеличивая скорость выхода газа из нее. Однако выходить за указанный в зависимости (18,41) предел ()ь в вых)мех яе 0,5 не рекомендуется, так как прн этом увеличиваются потери в затурбинной части и суживается диапазон характеристик турбины. Уменьшение частоты вращения ротора турбовентилятора л при выбранив ~х диаметрах вентилятора и его турбины связано с уменьшением окружных тв скоростей вентилятора и турбины п,ор и и ,ср и может быть реализовано, если имеются запасы по нагруженности ступеней вентилятора н турбины, т. е.
возможность увеличения 77 и уменьшения у', , прн К сопз1 в выражении (18,34 и 18.34а). Если имеются возможности увеличения только Йср, то согласно (1834) при 77,.= сопз( потребуется увеличение диаметра турбины (7 тьер Если величины)у,и Уев ср(г.е.К)изменить нельза,тодла)меньшения лтэ необходимо увеличить диаметры и вентилятора, и турбины, что нежелательно, так как при этом возрастут диаметральные габаритные размеры двигателя в целом. Приведенный иетод приближенной оценки теплового состояния и прочности по растягивающим напряжениям может быль использован также и для рабочей 18.45 лопатки последней ступени турбины газогенератора; при этом в выраже ( .
) ... (!8.49) используются параметры, характерные для этой турбины (см. р ниах равд. !8.3 и !8.5). могут быть определены не только диаметральные, но и продоль- ные габаритные размеры вентилятора и турбины, т. е. определен их геометрический облик. Согласование проточных частей турбовентилятора и газогенератора Выше уже были рассмотрены основные особенности согласования проточных частей турбин вентилятора и компрессора. Они коротко сводятся к следующим положениям. У двигателей с небольшой степенью двухконтурности (пг ( 2) средние диаметры обеих турбин примерно равны (Р„,,р ж Р„,р), а форма их проточных частей близка к Р,,р — — сопз(.
У двигателей с большой степенью двухконтурности (гп > 4) средний диаметр турбины вентилятора выбирается по компоновочным (габаритным) соображениям и может быть приближенно оценен по статистической зависимости (см. рис. 18.17). Форма проточной части турбины вентилятора должна соответствовать условию Р„,р ж сопз1 или, что лучше, обеспечивать увеличение среднего диаметра по потоку (Рты„=-- сопз(, Р~, „). Это позволяет сблизить диаметры выхода из турбины компрессора и входа в турбину вентилятора, сократить длину переходного канала и потери в нем (см.
рис. 18,21). Применение одноступенчатой турбины газогенератора с увеличенным относительным диаметром Р„, ср/)г облегчает проблему согласования ее проточной части с проточной частью турбины вентилятора. Рассмотрим условия наилучшего согласования проточных частей вентилятора и компрессора газогенератора. На рис. 18.22 показано два варианта проточных частей вентилятора и компрессора ТРЕФ с низкой степенью двухконтурности (т -:= 1).
В первом варианте и вентилятор, и компрессор имеют проточную часть с постоянным наружным диаметром. Увеличенная втулка на выходе из вентилятора (д, „„„= 0,76) и уменьшенная втулка на входе в компрессор (г)„„„= 0,66 при й„,,ы, =- 0,9) приводят в этом случае к необходимости устройства длинного переходного канала и заметным потерям полного давления в нем. Во втором случае вентилятор и компрессор имеют проточные части с.Р,р —— = сопз1. Это уменьшает втулку 0 551 Построение проточной части турбоеентилятора.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
