Ответы на экз. вопросы 2 - Турбины (1051844), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Решетки группы Б характеризуются входными и выходными кромками с малыми радиусами скругления и плавно сужающимся каналом, Решетки группы Б спроектированы по методу прямого скачка. При М_>1 перед решеткой поток тормозится в прямом скачке, затем ускоряется до звуковой скорости в горле и до сверхзвуковой скоростив косом срезе. В районе выходной кромки возникают скачки (аналогично профилю А). Однако интенсивность скачков здесь меньше, так как кривизна спинки в косом срезе меньше, чем в решетке группы А). Потери в решетках группы Б невелики. При М_>1 потери в решетке группы Б значительно меньше, чем в решетке группы А, при дозвуковых скоростях наоборот.

Для больших сверхзвуковых скоростей (М_=1,21,8) в атласе рекомендуются решетки группы В, спроектированные, как и решетки группы Б, по методу прямого скачка.

Сверхзвуковой поток тормозится в косом скачке 1, а затем в прямом скачке 2. Межлопаточный канал  сужающе-расширяющийся. В начальной, сужающейся, части происходит поворот потока при малых дозвуковых скоростях. В минимальном сечении достигается скорость звука. Затем поток ускоряется до сверхзвуковой скорости в расширяющейся части канала и в косом срезе. Входную и выходную части спинки профиля выполняют прямолинейными.

В ранних конструкциях сверхзвуковых турбин применялись решетки с каналами постоянного сечения. В этом случае после прямого скачка до начала косого среза дозвуковой поток тормозится за счет сил трения, и только в косом срезе поток ускоряется до сверхзвуковой скорости. Однако опыт показывает, что такая организация течения сопровождается большими потерями, чем в сужающе-расширяющихся решетках. Применение сужающе-расширяющихся решеток группы В в турбинах ЖРД предпочтительнее.

Помимо метода прямого скачка, на основе которого спроектированы решетки групп Б и В, существует метод ступенчатого торможения в системе скачков и метод плавного торможения вдоль вогнутого начального участка спинки. При расчете по этим методам торможение потока организуется в системе скачков, состоящей из нескольких косых скачков, замыкаемых прямым скачком. После прямого скачка, как и в случае решеток группы В, дозвуковой поток ускоряется в сужающе-расширяющемся канале до сверхзвуковой скорости. Таким образом, в канале имеет место смешанное течение: сначала дозвуковое, а затем сверхзвуковое.

Вопрос № 17.

Радиально-осевая турбина. Особенности расчета и проектирования.

Форма межлопаточных каналов рабочих колес зависит от соотношения диаметров входа и выхода и от направления лопаток на входе и на выходе. Основное требование, которое необходимо выполнить для получения минимальных потерь при течении по межлопаточным каналам,  это отсутствие диффузорных сечений.

По сравнению с относительной скоростью в каналах колеса осевой турбины, относительная скорость в каналах колеса радиально-осевой турбины, при одинаковом отношении давлений для колес обеих турбин, будет меньше. Это объясняется тем, что только часть потенциальной энергии переходит в кинетическую, а остальная ее часть передается колесу при перемещении газа на меньшие радиусы в поле инерциальных сил. Благодаря тому что поверхность лопаток будет больше, перепад давлений, приходящийся на единицу длины лопаток, может быть не очень большим. Поэтому уменьшаются вторичные потери, что позволяет применять радиальные колеса с небольшой шириной меридионального сечения. Это обстоятельство важно для турбины ЖРД, тат как из газогенератора в турбину поступает газ с малым объемным расходом и, как правило, расчетная колеса ширина на входе получается небольшой.

Число лопаток и шаг лопаток: радиально-осевые колеса имеют меньшее число лопаток, чем осевые, так как число определяется по величине оптимального шага лопаток на выходе, т.е. там, где происходит поворот потока. Выходные диаметры радиально-осевых колес небольшие, и даже при малых числах лопаток обеспечивается большая густота решетки в области выхода из колеса, в зоне наиболее крутого поворота потока. На среднем диаметре выходного сечения относительный шаг лопаток можно выбирать по наименьшей величине для осевых турбин: t = 0,450,65.

Профилирование меридионального сечения: ширина колеса на входе определяется величиной и углом наклона абсолютной скорости на выходе из сопел. При больших плотностях рабочего тела и умеренных расходах (малые значения n_sт) желательно увеличивать ширину колеса на входе. Этого можно достичь, уменьшив скорость с_1т, выбирая меньшие углы  (до 12). Если ширина колеса при этом получается меньше 46 мм, то применяют парциальный подвод. Ширина соплового аппарата находится из уравнения расхода по формуле:

Ш
ирина колеса на наружном диаметре

h_1л =h_c+h, (1а)

где hперекрыша, равная 0,51,5 мм.

Д
ля плавного изменения меридионального сечения задаются соотношением меридиональных скоростей:

При заданной величине с_2т угол потока на выходе из колеса найдется из соотношения

В
ысота выходных кромок находится по формуле:

Ширина лопаток колеса на выходе b_2л (на диаметре D_2ср) обычно выбирается в пределах (0,10,2)D₁.

Очертания боковых поверхностей рабочего колеса выбираются произвольно, но они должны обеспечить плавное изменение проходных сечений.

Профилирование лопаток: оптимальный угол атаки для лопаток радиальных колес отрицательный и составляет1020.

Во вращающемся колесе поток испытывает воздействие кориолисовых сил инерции, отклоняющих поток относительно колеса в сторону вращения. Поэтому на входе в колесо целесообразно иметь направление относительной скорости, отличное от направления лопатки, т.е. вектор относительной скорости на входе ₁ должен относительно лопаток в сторону, обратную вращению.

Зная из выходного треугольника скоростей направление потока в относительном движенииугол потока ₁, угол лопатки найдем из соотношения

_1л=₁(1020) (3)

П
рактически чаще всего применяют (в основном, это диктуется соображениями прочности) радиальные на входе лопатки(_1л=90). Радиальный вход (_1л=90) требует вполне определенного отношения скоростей u₁/c₁ с учетом угла атаки:

При заданной величине окружной скорости абсолютная скорость с₁, а соответственно, и отношение давлений, получают вполне определенное значение.

В
ыходная часть лопатки выполняется с углом отгиба в сторону, обратную вращению. Для получения чисто осевой скорости (без окружной составляющей) угол отгиба на среднем диаметре находится из соотношения

Углы _2л на разных радиусах находятся из соотношения

rtg_2л=r_срtg_2л.ср, (6)

что соответствует с_2u=0 и с_2z=const. Опыт показывает, что можно с успехом применять радиально-осевые колеса, выполненные с постоянным углом отгиба лопаток.

Относительная скорость на выходе ₂ найдется из соотношения

И
з формулы (7) имеем

Т
емпература торможения в процессе течения по колесу уменьшается. Энергия газа снижается на величину потенциальной энергии, соответствующей переходу частиц газа на меньшие радиусы в поле инерционных сил вращательного движения:

Для предварительных расчетов радиально-осевых турбин можно принимать =0,860,92.

Выбор зазоров: выбор зазоров радиально-осевых турбин основывается на опытных данных. Опыты показали слабую зависимость эффективности турбины от величины осевого зазора. Это является одним из преимуществ радиальной турбины. Зазор можно выбирать в пределах z= (0,050,15)h_1л, но он всегда должен быть больше 0,51мм.

Слабое влияние осевого зазора на эффективность турбины можно объяснить тем, что в зазоре статическое давление газа больше, чем в колесе, так как в колесе при движении к центру статическое давление быстро падает. Благодаря этому ограничиваются перетекание газа через верх лопатки и утечка газа вдоль радиальной части стенки корпуса. Утечка газа в этом случае будет определяться зазором на выходе из колеса.

Опыты показывают, что радиальный зазор на выходе из колеса r₂ оказывает существенное влияние на эффективность турбины. Большое влияние r₂ на эффективность радиальных колес объясняется тем, что в области выхода возникают вторичные течения, связанные с радиальным зазором, аналогичные течениям в осевых турбинах. Радиальный зазор r₂ можно выбирать в пределах r₂ (0,0150,03)h₀,но не менее 0,51мм.

Влияние радиального зазора r₁ аналогично влиянию осевого зазора в осевых турбинах; в основном он выбирается из конструктивных соображений и должен быть не менее 0,51 мм.

Исходя из установленного выше влияния зазоров может оказаться целесообразным закрывать лопатки бандажом.

Вопрос № 19.

Характеристики турбины. Получение энергетических характеристик

расчетным путем.

Зависимости работы, КПД, мощности турбины или производных от них величин от какого-либо независимого параметра, определяющего режим турбины, называют энергетическими характеристиками турбины.

В качестве независимого переменного выбирают параметр, резко меняющий режим турбины (как например u/c_ад), или параметр, на который воздействует регулирующий орган (например, начальное давление, частота вращения и т. п.).

Характеристики спроектированной турбины могут быть рассчитаны с известным приближением. Расчет характеристик турбины применяется для оценки параметров, которые могут быть получены от проектируемой турбины. Это особенно важно при расчете системы регулирования ТНА. Эти расчеты, как правило, носят ориентировочный характер. По мере накопления экспериментальных данных по коэффициентам потерь и по мере совершенствования методики расчета надежность характеристик, полученных путем расчета, будет возрастать.

Для примера рассмотрим расчет характеристики одноступенчатой турбины по частоте вращения  в виде зависимостей момента и мощности от частоты вращения. Эта характеристика представляет интерес для рассмотрения совместной работы турбины и насосов; она является внешней характеристикой турбины, которая показывает какую мощность может развивать турбина при заданных условиях в зависимости от частоты вращения. Отношение давлений примем постоянным:

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)