Васильев Ю.А., Лоскутникова Г.Т., Андреев Е.А. - Расчёт и проектирование газовой турбины (1041740), страница 3
Текст из файла (страница 3)
Оценка выходных потерь может быть произведена после определения скорости Сз из плана скоростей: (1.25) С = Угол потока и температура торможения на выходе из колеса определяются зависимостями (1.26) ,1Ф, а, = агсгя А- 2)с 11 — 1 /с -1 Т =Т+ — с гьй " или (1,27) При этом потери, связанные с парциальностью, отсутствуют если к = 1. Одной нз наиболее сложных задач прн расчете и, является определение потерь на утечку в радиальном зазоре, так как конструктивное 1.7.
Определение работы, мощности и КПДтурбины Эффективный КПД турбины, или просто КПД турбины, является произведением частных КПД, учитывающих потери в ступени: Чг = Чи Чме~ Чар д Чу =Цв Ч е . Так как турбина н насосы обычно расположены в одном агрегате, то механические потери являются общими для всего ТНА и их обычно Учитывают пРи Расчете насосов. Тогда Ц„„=1 и П,„= Ць где д,„= У,/г1 Эффективный КПД турбины можно определить как разность внутреннего КПД г)„и дополнительных потерь, к которым относят потери на утечку в зазорах ~' = Л' У Лы (Лы=т, Ты — располагаемая мощность турбины), на трение диска о газ с учетом и без учета бандажа ~ р~ = Фа У Л',д.
Тогда 21 спинку. Коэффициент потерь в этом случае определяется по формуле [4] ~, = т,/т, = 1,374(1+1,6р,)(1+й„/Рм). (1.28) Если рг=0, то = 1,37Ьг(1 ч й /Р,). (1.29) Коэффициент потерь в радиальном зазоре для реактивной турбины с бандажом определяется по формуле [4] ~„=р„, 1+р,~,, -1)(1- й,/Рм)А . 1 ~ р' з1п' а, (1.30) Коэффициент расхода р, может приниматься равным 0,6. Потери на трение диска о газ особенно возрастают при работе на высоких скоростях У, . Коэффициент потерь на трение диска без бандажа подсчитывается по формуле [5] (Р.
-й,)' ( „~' е (1.32) где В =/ (А Р„,р, Яе) - коэффициент, зависящий от зазора между диском и корпусом Л, диаметра диска в корневом сечении лопатки Р„= Р,р — й„, числа йе = — "" . Для турбин ТНА коэффициент В = (1,2-:1,6)10 . Причем и Р„„ а меньшие значения соответствуют водородным ТНА.
оформление турбин очень разнообразно. Радиальный зазор значительнее влияет на потери в реактивных турбннах, чем в активных, однако его влияние заметно и в активных турбинах при коротких лопатках (Р, й„>12-:15). Значение ог в турбинах должно быть минимальным. Ориентировочно относительный зазор лг = Аг Уй„можно принять равным 0,06+0,09. Потери в радиальном зазоре турбины без бандажа складываются из потерь на утечку и концевых потерь из-за перетекания газа с корытца на 22 Коэффициент потерь на трение диска с бандажом о газ определится следующей формулой [5]: где Ь,~ ау 6, + (0+0,2) мм - ширина обода.
Эффективный КПД турбины определится по формуле (1.27). Эффективная мощность турбины равна (1.34) ттт Л'дт2т ~дтвгЧг. Эффективная работа турбины ~т "~т' тат (1.35) Коэффициент работы (1.36) г м 23 2. Пример расчета осевой предкамерной турбины Таблица 2. бзивче- Знвче- Примечание гие ние ные П,2 1О Мощность турбины кВш угг Задана из расчета ТНА Расход газа --0-- кг/с 216,76 мг --0-- Полное давление на входе 26,75 --0-- Давление на выходе 17,25 мпо Рг --0-- Полная температура на входе 700 те' К вЂ” -0-- Газовал постоянная 250 кг К --0-- Показатель адиабаты 1,2 Рад/с Частота вращения 1700 2 Рассчитываемые и выби аемые величины а) Определение окружной скорости и среднего диаметра колеса 1,55 Отношение давлений 5,7гьэ'кг Адиабатная работа 74 Г.г 87 Принимаем 1,0 Степень парциальности Степень реактивности 0,25 Задаемся по рис.
2 0,65 Отношение скоростей и 'с, 385 набатная скорость с., 250 0,294 Коэффициент быстроходности кружная скорость редний диаметр мер- ность Задана из расчета насосов 24 2 3 абатная работа ге7аггукг 55,5 соплового аппарата абатлаа мус 333,4 скорость истечения из сопловозо аппарата коростной коэффициент(в первом приближении) 0,975 Задаемся м!с 325 корость на выходе нз соплового аппарата 437 м!с ритическая скорость звука 0,744 риведенная скорость риведенный расход 0,6124 9Р г) 0,983 полного Задаемся 25 гол потока ысота сопловой решетки аг 0 032 в) Определен оной решетки не параме тр град Задаемся 90 гол потока на входе М„д, 0,82 гр д 22'1О* аме рафиль С-9038А См [2] оснтельный шаг Задаемся 0,66 гол установки профиля ирина решетки град 68 0,2 орда профиля 0,022 0,0132 аг решетки 70 оличестао лопаток 1,45 высота /176 носительная лопатки оэффициент давления испо Маха ффектнвный угол б) Определение высоты сопловой решетки 25 оэффициент потерь в решетке 0,05 См.
[2] коростной коэффициент 0,975 г) Параметры по тока во севом зазор ЛШа 26,8 олное давление 19,3 татическое давление 663 татнческая температура отность газа т, кггм 116,6 м! с 441,6 корость звука испо Маха 0,736 144,4 мгс носительная око)гость емпература торможения ритическая скорость звука 696 440,6 м!с а 0,328 риведенная скорость риведенный расход испо Маха 0,5025 0,314 20 МПа олное давление абочей реш л) Опреде ление парам етров р 0,035 ысота лопатки 72 град гол потока на вхоле 240 набатная скорость м!с 0,545 риведенная скорость Мгд 0,53 Задаемся 0,95 234 м/с тносительиая скорость на выходе 0,53 риведенная скорость 0,752 риаеденный расход 917 г) испо Маха коростной коэффициент (в первом приближении) 26 0,95 полного град 20,9 19 См [2] 0,64 Задаемся См [2] град 0,025 0,032 орда лопатки 0,016 аг решетки 50 згг Ь,.
1,4 высота 0,05 См. [2] е) пароме де из колеса яры ломака ка выло Тнг 26,14 106 мгс сг град 52 аг Тг 649 Тг 656 м! с 423 аыз 0.4 18,83 кг! м 106,1 Ж) Работа ь и КПД турбины мощност 0,769 и7с, 0,9 Кцгг[хг 66 оэффициент давления гол потока на выходе ффективный угол рафиль С-6520А„ тносительный шаг гол установки профиля ирина решетки оличество лопаток тносительная лопатки оэффициент потерь коростной коэффициент 1олное давление корость на выходе гол на выходе татическая температура смпература торможения ритическая скорость звука риведенная скорость веление торможения лотность газа тношение скоростей кружной КПД кружная работа Задаемся л~1,08 27 На рис.
8 показана зьз диаграмма рабочего процесса в реактивной ступени, на которой следует отложить потери с выходной скоростью и показать значение Л„. Рис. 8 на диаграмма рабочего процесса в реактивной ступени 29 3. Выбор параметров и порядок расчета осевой автономной турбины Особенность автономной турбины заключатся в том, что газы из нее не поступают в камеру сгорания ЖРД. В связи с этим расход рабочего тела через турбину при заданной мощности Хг должен быть минимальным.
Минимальный расход может быть получен, если удельная работа турбины Т.г будет максимальной. Высокое значение Т.г должно быть обеспечено большой Е„. Поскольку А,э задается располагаемым отношением давлений о = р, У р„то начальное давление р, выбирается максимально возможным [11. Выходное давление рз определяется схемой использования выхлопных газов турбиныоно должно быть больше давления окружающей среды р„, а о~ношение давлений рг/рн - больше критического. Адиабатная скорость истечения из сопел турбины с = Я задается а ч а располагаемым отношением о н при допустимых температурах газа может достигать значений 1200 —.1400 м~с.
Стремясь выполнить трубопровод в виде одноступенчатой турбины, окружную скорость У из соображений прочности выбирают предельно возможной (350+400 м/с), достигая тем самым максимально возможного отношения ИСан которое оказывается в области значений 0,2+0,3. Согласно зависимости 0„=У(ЫС,а), показанной на рис. 2, в этой области максимальным КПД обладают активные турбины. Схема проточной части автономной осевой турбины показана на рис. 9. Таким образом, автономная турбина - это высокоперепадная активная малорасходная турбина, главной особенностью которой является парциальный подвод газа к лопаткам рабочего колеса с целью получения максимально возможного КПД при допустимой высоте лопаток.
Это связано с тем, что кольцевой поток газа, двигающийся в проточной части осевой гурбины, будет иметь тем меньшую высоту, чем меныпе его расход, больше скорость, а так же чем больше Тз,р и чем меньше ш При этом соответственно должна быть малой высота сопловых и рабочих лопаток, что поведет к резкому воз- растаиию вторичных потерь. Если высота сопел будет меньше 8+10 мм, следует переходить к парциальному подводу газа. Ступень при этом выполняется активной. Течение газа при парциальном подводе носит сложный характер и сопровождается дополнительными потерями энергии.
Прн расчете такой турбины нужно находить оптимальные значения высоты лопаток н степени парциальности а,„„, при которых достигается максимальный КПД. Рис. 9. Схема проточной части автономной осевой турбины Степень парциальности определяется как отношение дуги, занкгой со- лловой решеткой, к длине окружности по среднему диаметру: 12.1) Частота вращения ротора турбины известна из расчета насосов на кавитацию [1]. Повышение антикавитационных качеств насосов позволяет увеличить высоту лопаток и степень парциальности и уменьшить |), за счет увеличения в, что будет способствовать увеличению КПД турбины. Окружную скорость У из соображений прочности выбирают макси- 31 мально возможной, уточняя ее в дальнейшем прочностным расчетом рабочей лопатки и диска турбины [3]. Исключение составляют турбины для привода бустерных насосов. Расход газа для них обычно бывает задан потребной тягой рулевых сопел.
Отношение давлений на входе и выходе часто оказывается достаточно большим, чтобы обеспечить потребную мощность турбины даже при низких значениях КПД. В этом случае конструируют турбину таким образом, чтобы иметь минимальные массу и габариты ТНА. Для повышения всасывающей способности насоса бустерного ТНА (чтобы снизить давление наддува бака), скорость вращения вала насоса стараются уменьшить. Обычно, га,„= 500 —:1000 рад/с. Постановка турбины на одном валу с насосом и необходимость ремизации сверхкритического перепада давлений на турбине при достаточно высоком КПД потребует применения активной ступени с большим значением ~ЧСы, а, следовательно, и с большим 13,р.
Последнее может недопустимо увеличить габариты и массу ТНА и особенно бустерного ТНА. Поэтому, обычно, выбирают Р„= (1,5+2)Рь где Рз - наружный диаметр центробежной крыльчатки насоса горючего. По выбранному Р„и в определяют Г Ограничивая габариты турбины, то есть У, мы допускаем некоторое снижение КПД.
Повысить его и уменьшить диаметр удается, применяя двухступенчатую турбину. Однако более оптимальным решением является постановка редуктора с передаточным отношением 3+5 между валами насоса и турбины, что позволяет выбирать независимо скорости вращения обоих валов. Для основных ТНА такая мера не рекомендуется, так как агрегат усложняется и масса его увеличивается. Параметры рабочего тела турбины зависят от компонентов топлива и нх соотношения в газогенераторе.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
