Овсянников Б.В., Боровский Б.И. - Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей (1049253), страница 55
Текст из файла (страница 55)
Относительная величина последних мала при е = 1, поэтому поправку, даваемую формулой (4.92), можно рассматри. вать как поправку к окружному КПД; = 1,37(1+ 1,6Рт)1 1+ ~л-~1 — ', (4.93) т)и 1а=О1 т)и !а=а! (эср / йтл где т)п1а о1 и т)и — соответственно окРУжные КПД пРи нУлевом зазоРе и пРи фиксированном зазоре Ь,. Формулой (4.93) можно также пользоваться для оценки потерь, связанных с утечками в осевых ступенях без бандажа с парциальным подводом (е < 1). Лабиринтные уплотнения применяют для уменьшения утечек поверх бандажа и по валу турбины (рис. 4.42). Принцип действия лабиринтного уплотнения заклю.
чается в том, что газ, разгоняясь в узколг сечения, теряет скоростную энергию при внезапном расширении в полости за гребешком. Следовательно, полное давление не восстанавливается и процесс течения через лабиринтное уплотнение являетси процессом течения через дроссельное сопротивление (1 = сонь(), но не под общим перепадом давлений, а под меньшим. На рнс. 4.43 изображен процесс течения в лаби. ринтпом уплотнении в г — 5-диаграмме ры р„р, и т.
д.--изабары, пунктирная линия — 1, == солж. Течения в щелях уплотнения соответствуют линиям 1 — 2' — 2; 2 — 3' — 3 и т. д. Расход через уплотнение может быть определен по приближенной формуле — ч Г 1 — 116у Гау — )ЕПОу бу'У Райт З! ° г (4.94) где ры р, — давление и плотность перед уплотнением; Ьу — отношение давлений на уплотйении: з — число гребешков. Коэффициент расхода через уплотнение р можно оценить по формуле Р = Р'2Л 7(Л!у), (4.95) где Л вЂ” коэффициент, зависящий от типа лабиринтного уплотнения (см. рис. 4.42). Зазор Ь выбирают из конструктивных соображений. Он должен гарантировать отсутствие задевания колеса о корпус при нагреве колеса и прогибах вала.
ус!о Рнс. 4.42. Виды лабиринтных уплотнений: и — с треугольными прямыми гребнями и коэффициентом, зависящим от типа лабиринтного уплотнении, Х = 1,2; б — с наклонными гребнямн и А = 1,б; а н г — сложные лабиринты соответственно с Х = 2 и Х = 4 261 Рис. 4.43. 1 — з-днаграмма пропесса в лабиринтном уплотнении Обычно при рабочих температурах колеса и корпуса принимают йд =.
2 ... 4 мм и шаг гребней гг > 155 . Высоту гребней й» берут в пределах (1 ... 1?) Л „; опа слабо влияет на козффипиент расхода Р. Кромки гребней должны выполняться острыми. Толщину гребня Ь выбирают минимально возможной. Отметим, что применение «мягких» вставок в корпусе турбины по кольпеаой поверхности, охватывагощей бандаж лопаток, позволяет работать практически при нулевом радиальном зазоре, избегая расходных потерь.
4.5.2. Дисковые потери 4.5.2.1. Потери на трение диска и бандюка Мощность дискового трения )11,р „ в турбинах по абсолютному значению меньше, чем в насосах, так как плотность среды в проточной части и в полости между корпусом и вращающимся диском у турбин меньше, чем у насосов. Мощность Утп л подсчитывают по формуле (2.186). Под радиусом г, понимают наружный радиус диска колеса. Для осевой турбины Ва =- В,р — й,, для центростремительной турбины с закрытым колесом В, = В„. Для осевых турбин с большим отношением В,р?йзл следует учитывать мощность трения по наружной поверхности бандажа.
Эта мощность является мощностью сопротивления вращению цилиндра в цилиндре. Выражение для мощности трения бандажа запишем так: Утр б = Сбр«ш («бВб> (4,9б) где Ьб — ширина бандажа; Вб =- В,р + й,„— наружный диаметр колеса с бандажом; Сб — коэффициент трения бандажа. При 2Л„)Вб= = 0,017 ... 0,21 (где ˄— радиальный зазор между колесом и корпусом) Сб можно определить по формуле Сб = 0,1/~ гсеб, (себ = шВбЛ,?(2н). где 4,5.2.2. Потери, связанные с парпиальным подводом В турбинах ЖРД часто применяют парциальный подвод. В автономных турбинах парциальный подвод применяют особенно часто, так как при малом расходе рабочего тела и подводе газа по всей окружности высота сопловых и рабочих лопаток была бы очень мала и течение газа в межлопаточных каналах сопровождалось бы большими концевыми потерями.
262 В предкамерных турбинах также можно применить парциальный подвод, если при малом объемном расходе и при подводе газа по всей окружности высота лопаток будет недопустимо мала. Хотя парциальный подвод и нежелателен, так как он вызывает дополнительные потери энергии, в отдельных случаях применение его неизбежно в связи с тем, что малая высота лопаток приводит к еще большим потерям. Рассмотрим потери энергии при парциальном подводе газа. Эти потери можно разделить на три вида: а) вентиляционные потери — потери, связанные с течением в межлопаточных каналах колеса, находящихся вне дуги подвода газа; б) краевыс потери— потери, связанные с нестационарностью течения в межлопаточных каналах, находящихся в граничных зонах дуги подвода; в) потери на перетекание газа по осевому зазору в окружном направлении с дуги подвода на участки, не занятые соплами.
Рассмотрим последовательно физическую природу этих потерь, хотя подчеркнем, что такое деление в какой-то мере условно. Опишем вентиляционные потери. Придвижении лопаток по дуге, не занятой соплами, имеет место перемещение газа лопатками и при этом кромки лопаток трутся о газ. Характер течения в решетке колеса вне дуги подвода зависит от скорости газа, выходящего из сопл. При дозвуковых скоростях может существовать обратное течение газа по межлопаточным каналам колеса при движении их вдоль глухой стенки. Обратное течение газа возникает из-за несимметричности лопаточпого профиля, по в основном из-за того, что в активных турбннах в зазоре между колесом и сопловым аппаратом иногда устанавливается давление рн более низкое, чем выходное давление р, (рис. 4.44), в результате эжекцнонного действия струи, вытекающей из сопла.
В связи с этим в активных дозвуковых турбинах для уменьшения вентиляционных потерь целесообразно введение небольшой реактивности (р, — - 0,02 ... 0,05), при которой могут выровняться давления р, и р,, несмотря на эжекционное действие струи, При дозвуковых скоростях истечения из сопла для уменьшения обратных перстеканий газа с выхода колеса на вход по дуге, не занятой соплами, используют козырек 1. Определим к р а е в ы е п о т е р и, В граничной зоне дуги подвода, л районе точки А (рис. 4.45) газ, истекающий из сопла, поступает в межлопаточные каналы 1, которые заполнены заторможенным газом (или движущимся с малой скоростью) и передает этому газу часть своей энергии.
Очевидно, процессы заполнения межлопаточных каналов и вытекания заторможенного газа будут периодически повторяться при каждом обороте колеса, и даже в пределах одно~о оборота, если подвод газа осуществляется несколькими группами сопл. Исходя из этого для снижения краевых потерь сопла в парциальной турбине целесообразно размещать в олпом сегменте, а не разносить их по окружности. Правда, несимметричное расположение сопл приводит 263 Рааю гаа Рис.
4к44. Схема ступени турбины с парциальным поднодом газа: ! — козырек Рис. 4.45. Схема течения газа при парпнальном подводе к неравномерному распределению сил, действующих на рабочее колесо, и возникновению радиального усилия (см. равд. 5.5.2.2).
В граничной зоне дуги подвода, в районе точки В (см. рис, 4.45) влияние свободной границы потока, истекающего из сопла, приводит к изменению распределения давления на спинке лопатки, перемещающейся в эту зону. Возрастает разрежение на начальном участке спинки, а на остальной ее части возникает отрывное течение. При парциальном подводе газа наблюдаются п о т е р и н а п е р е т е к а н и е в окружном направлении. Пути утечек показаны на рис, 4.45 стрелками. Введение реактивности (рт )0,05) ведет к увеличению перетекания газа и к резкому снижению КПД.
В районе точки А направление утечек может меняться за время одного оборота колеса, поэтому одна из стрелок на рис. 4.45 показана пунктиром. Приведенная картина течения и характер потерь в основном справедливы для любых скоростей. Но при сверхзвуковых скоростях нестационарные системы скачков уплотнения вносят свои особенности. Газ и межлопаточных каналах ускоряется при вхождении каналов в поток, выходящий из сопла, и тормозится при выходе каналов из него. Область высокого давления возникает в том месте межлопаточного канала, где струя высокой скорости сталкивается с заторможенным газом. Высокое давление распространяется в виде ударных волн вдоль межлопаточного канала и отражается в виде волн разрежения от незакрытого конца канала. Возмущения от удара могут распространяться против течения и создавать пульсирующий 264 фронт скачка уплотнения. Когда межлопаточный канал колеса уходит за пределы сопла, газ в канале начинает внезапно тормозиться, что приводит к возникновению волн разрежения.
При этом возрастает перетекание в окружном направлении. Осевой зазор для парциальной сверхзвуковой турбины нужно выбирать минимально допустимым по условиям сборки и эксплуатации. Оценить каждый из видов потерь опытным путем сложно, поскольку они взаимосвязаны, Потери, связанные с парциальным подводом, рекомендуется оценивать суммарно по формуле Ме = 0 015р1 (1 г 1О 1т (1 а) оэ~гтсрг (4,99) ср Е~ор где д(, — суммарная мощность потерь из-за парцнальности подвода. Формула (4.99) эмпирическая, она соответствует активным ступеням турбин с М,, с 1,8 с одной группой сопл (М,, — число Маха на выходе из сопла). При увеличении групп сопл краевые потери возрастают приблизительно пропорционально числу групп сопл, а вентиляционные потери практически не изменяются.
Так как вентиляционные потери и краевые потери соизмеримы, то можно принять, что с увеличением групп сопл суммарная мощность потерь от парциальпости возрастает в (гс + 1)!2, где г', — ' число групп сопл. В двухступенчатых парциальных турбинах потери от парциальности определяются как сумма потерь а каждой ступени. 4.5.3. Механические потери К механическим потерям относят потери в уплотнениях вала и подшипниках турбины. В турбонасосных агрегатах потери в уплотнениях вала и подшипниках обычно относят к механическим потерям насосов. Поэтому для турбин ТНА механический КПД принимается равным единице.
4.5.4. Эффективный мощностной КПД 4.5.4Л. Зависимость эффективного КПД от игсаа Мощность турбины, передаваемая на вал, т. е, эффективная мощность турбины Аг„определяется разностью окружной мощности и суммарной мощности потерь ступени, Так как механический КПД турбины ТНА можно принять равным единице, то положим, что эффективная и внутренняя мощность тождественны.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
