Ответы на экз. вопросы 2 - Турбины (1051844), страница 5

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

Текст из файла (страница 5)

м

ожно заменить условиями

Т
огда получим для модельных и натурных режимов:

Имея в виду, что у натурного и модельного газов комплексы (k/(k+1))R близки друг к другу, можно заключить, что окружные скорости и, следовательно, , при моделировании на воздухе должны быть снижены, так как Т_0м^*<<T₀^*. Снижение частоты вращения благоприятно сказывается на надежности стенда, упрощении измерений, снижении мощностей и т. п.

Можно добиться снижения расхода через турбину путем снижения начального давления. Пределом снижения начального давления является снижение критерия Re посредством уменьшения . Начальное давление можно снижать до тех пор, пока еще по числу Re будет иметь место зона автомодельности, т. е. когда Re>10⁵. Начальную температуру приходится выбирать такой, чтобы при расширении воздуха в турбине не было конденсации влаги, содержащей в воздухе (что нарушит подобие при моделировании). Обычно для этого воздух приходится подогревать до 400500К.

Большие возможности заключены в моделировании турбин при испытаниях на рабочих телах с большой молекулярной массой (малые R).

Для выдерживания

u/a_кр=idem (2а)

при моделировании на тяжелых рабочих телах окружная скорость u, а следовательно, и частота вращения , могут быть сильно снижены, так как величина R_м<<R, и обычно температуру модельного рабочего тела также можно выбирать меньше натурной. При таком способе испытаний значительно уменьшается мощность турбины, так как снижается величина L_ад^* благодаря меньшим величинам R и T₀^*. Можно также уменьшать расход газа, снижая начальное давление. При моделировании с применением газа с малой величиной R мощность снижается в десятки и сотни раз.

Модельными рабочими телами при этом способе испытаний являются фреоны.

Р
езультаты испытаний турбины на модельном газе с целью дальнейшего пересчета на натурный газ, в соответствии с теорией подобия, должны быть представлены в виде зависимостей (1). Исключив из критериев G и N постоянную величину D_ср, получим

Т
огда результаты испытаний турбины на модельном газе можно представить в виде

Зависимости (3) для модельного газа не будет тождественны соответствующим зависимостям для натурного газа, так как значения критерия k у модельного и натурного газов различны (kk_м), т. е. не соблюдается полное подобие процессов. Однако опыт показывает, что при разнице в значениях k и k_м в 1015% можно принимать зависимости (3) одинаковыми для модельного и натурного газов.

Т
огда при необходимости можно пересчитать зависимости (3), полученные на модельном газе, в энергетические характеристики турбины, работающей на натурном газе:

Третий путь получения характеристик расчетный. Этот метод подробно описан в вопросе № 19.

Вопрос № 26.

Вторичные и дополнительные потери в лопаточных решетках турбины.

Рассмотрим последовательно потери, которые относятся ко вторичным.

1) Потери трения на цилиндрических поверхностях, ограничивающих межлопаточный канал по высоте. Парный вихрь.

Трение на внешней и внутренней ограничивающих поверхностях приводит к торможению скорости у этих стенок, наличию градиента скоростей и развитого пограничного слоя; в общем случае влияние трения на наружной и внутренней поверхностях различно, но основные закономерности должны быть аналогичными. Эти потери на трение определяются режимом течения и состоянием поверхности и могут быть оценены по обычным формулам с учетам числа Рейнольдса. В общем балансе потерь их доля существенна только при малой высоте лопатки. Наличие трения на ограничивающих поверхностях при течении по межлопаточным каналам, которые всегда криволинейны, вызывает паразитные вихревые течения, называемые парным вихрем.

Распределение давления по межлопаточному каналу решетки будет разным в среднем по высоте сечений и у ограничивающих поверхностей. Для большей четкости рассмотрение проведено для решетки, имеющей кольцо, охватывающее лопатки и вращающееся вместе с ними (так называемый бандаж).

Вблизи поверхностей, ограничивающих лопатку по высоте, скорость течения будет меньше и повышение давления на корытце лопатки у этих поверхностей будет также меньше, чем в середине канала. Следовательно, на частицы газа, находящиеся у корытца лопатки вблизи ограничивающих торцовых поверхностей, в радиальном направлении будет действовать перепад давлений, перемещающий их по направлению к ограничивающим поверхностям. В силу неразрывности течения вдоль ограничивающих поверхностей начнется движение пограничного слоя газа от корытца лопатки к спинке. Этот движущийся пограничный слой тормозится основным потоком и набухает вблизи спинки лопатки. В свою очередь, этот движущийся вдоль ограничивающей стенки пограничный слой оттесняет пограничный слой на спинке лопатки к середине канала. В результате утолстившийся пограничный слой срывается с поверхности спинки в виде двух жгутов.

Такой характер движения пограничных слоев приводит к появлению в межлопаточном канале двух разнонаправленных вихревых течений, называемых парным вихрем. Парный вихрь является паразитным вихревым течением. Отметим, что такое представление о наложении вторичного течения на основное является упрощенной моделью сложного пространственного течения в межлопаточных каналах и применяется для большей наглядности.

Затрата энергии на воссоздание этих вихревых течений составляет заметную величину. Наибольшие потери наблюдаются в местах утолщения пограничного слоя на спинке лопатки. В этих местах увеличивается выходной угол потока, что объясняется отрывом пограничного слоя. Чем меньше высота лопатки и чем больше ее ширина, тем большая часть основного потока занята парным вихрем и тем больше относительная доля потери энергии.

Потери на парный вихрь резко возрастают, когда парные вихри смыкаются между собой. При этом величина потерь начинает зависеть от относительной высоты лопатки. Это наступает при отношении h_л/b_л≤11,5. Вследствие этого короткие лопатки турбин ТНА ЖРД приходится делать достаточно узкими.

Потери на парный вихрь связаны с наличием градиента давления поперек межлопаточного канала. Поэтому все факторы, способствующие увеличению перепада давлений на лопатки, одновременно увеличивают и потери на вторичные течения. Такими факторами являются, например, кривизна профиля, характеризуемая углом [180(_1л+_2л)], и положительные углы атаки.

Влияние высоты лопатки на уровень потерь можно проследить по рисунку, на котором откладывают коэффициенты потерь для разных относительных высот. Снижение высоты решетки резко увеличивает потери.

2) Потери, связанные с перетеканием через радиальный зазор.

Характер вторичных течений при наличии радиального зазора усложняется. Газ перетекает через радиальный зазор с корытца, т.е. из полости большего давления, на спинку лопатки. Здесь поток перетекающего газа под действием парного вихря и основного потока свертывается, образуя непарный вихрь. Целесообразно иметь закрытый радиальный зазор, т.е. применять бандажи для перекрытия межлопаточного канала на периферии и закрытые колеса центробежных насосов.

Веерные потери, возникающие в длинных лопаточных венцах в связи с тем, что оптимальный шаг лопаток (густота) выбирается лишь для какого-либо одного расчетного сечения.

3) Веерные потери можно снизить, применяя лопатки с переменной хордой, например, для осевых машин с увеличивающейся по радиусу хордой.

4) Потери, связанные с диффузорностью меридионального сечения лопаток.

Для плавного очертания проточной части лопаточных машин часто приходится вводить диффузорность меридионального сечения рабочих лопаток. Введение диффузорности приводит к дополнительным потерям. Продувка неподвижных лопаток показала, что вторичные потери зависят от угла расширения меридионального сечения .

Дополнительные потери:

1). Потери, связанные с нестационарностью потока.

Потери на нестационарность потока связаны с выравниванием поля скоростей и давлений в потоке газа, вытекающего из решетки. Нарушение осевой симметрии течения в решетках, которое может иметь место при нерасчетных режимах или технологических погрешностях при изготовлении решеток или подводящих и отводящих каналов, также приводит к заметному увеличению потерь.

Нестационарность потока обуславливается, кроме того, периодическим изменение расположения рабочей решетки относительно направляющей. Рабочая решетка при этом обтекается неравномерным потоком из-за наличия кромочных следов с периодичностью, зависящей от числа направляющих лопаток и частоты вращения рабочего колеса.

2). Потери, связанные с радиальным перетеканием из-за вращения решетки.

При вращении могут возникнуть потери от перетекания в рабочей решетке, возникающего под действием инерционных сил. На жидкость, текущую по решетке в относительном движении, действуют центробежная и кориолисова силы инерции.

В осевых машинах кориолисова сила инерции действует в радиальном направлении. Вращение рабочих лопаток может изменить величину вторичных потерь ввиду влияния центробежных и кориолисовых сил инерции на пограничный слой.

Вопрос № 28.

Газовые турбины. Классификация.

Газовая турбинаразновидность лопаточной машины-двигателя, в которой энергия газа преобразуется в механическую энергию вращения. В зависимости от характера теплового процесса в газогенераторе различают газовые турбины с постоянным давлением сгорания (р=const) или с постоянным объемом сгорания (V=const). При р=const газ поступает в турбину с постоянным давлением и температурой, а при цикле V=const газ на турбину подается при переменных давлении и температуре. В ЖРД получили применение турбины с циклом р=const. Простейшая турбина состоит из соплового аппарата, рабочего колеса, и корпуса турбины с входными выходными патрубками.

Сопловой аппарат служит для преобразования потенциальной энергии газа в кинетическую и придания потоку газа нужного направления для входа на лопатки рабочего колеса, где производится полезная работа. Сопловой аппарат турбины может выполняться в виде круговой или сегментной лопаточной решетки, набора конических или коробчатых сопл, а также в виде одиночных, обычно конических сопл. Если сопла занимают только часть окружности, ометаемой лопатками турбины, то такую турбину называют парциальной, т.е. с частичным по окружности подводом газа к рабочему колесу. Рабочее колесо представляет собой диск с лопатками, имеющими специальный профиль.

По направлению движения газа внутри турбины они классифицируются на три типа: тангенциальные, в которых газ движется по окружности рабочего колеса; радиальные, которые бывают центростремительными и центробежными ( в центростремительных турбинах газ движется от периферии к центру рабочего колеса, в центробежных от центра к периферии); осевые, в которых газ движется вдоль оси турбины.

Осевые турбины могут быть активными и реактивными. В сопловом аппарате реактивных турбин часть общего перепада давления газа преобразуется в скоростной напор, а оставшаяся часть перепада срабатывается на лопатках турбины. Один ряд лопаток колеса совместно с сопловым аппаратом является ступенью турбины. Турбины бывают одно- и многоступенчатыми, при этом два ряда лопаток колеса от двух ступеней могут располагаться на одном диске. В настоящее время широко распространены одно- и двухступенчатые осевые турбины и одноступенчатые радиальные турбины. Совокупность подвижных вращающихся элементов турбины называют ротором, а неподвижных статором турбины.

Вопрос № 30.

Выбор оптимальных параметров автономной турбины.

В
еличина потребной мощности турбины ТНА ЖРД определяется необходимой мощностью для привода насосов:

Чем больше тяга двигательной установки, тем больше потребная мощность турбины. Выполненные двигатели имеют турбины мощностью от десятков до сотен и тысяч киловатт.

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)