Турбины (1051847), страница 6

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

Текст из файла (страница 6)

В автономных турбинах чаще применяется восстановительный газ, т.е. газогенератор работает на избытке горючего, так как произведение RT₀^* для такого газа больше, чем соответствующая величина для окислительного газа. Применение высоких температур ограничивается работоспособностью конструкции. В ЖРД применяют неохлаждаемые турбиныболее простые и легкие. Температура перед неохлаждаемой турбиной ограничивается величиной 10001200К.

Большие отношения давлений достигаются увеличением начального давления р₀^*, так как величина противодавления р₂ выбирается в зависимости от давления среды, куда выбрасывается газ, или в зависимости от давления на входе в рулевые сопла двигателя, если газ после турбины поступает в сопла, или в зависимости от давления в баке, если газ наддувает бак.

В
первом случае, чтобы исключить влияние изменения атмосферного давления р_атм на работу турбины, давление р₂ на выходе из турбины выбирают таким, чтобы оно было больше критического давления по р_атм:

критическое отношение давлений. При этом в минимальном сечении выходного устройства турбины устанавливается скорость звука и изменение давления наружной среды не будет сказываться на работе турбины. В случае питания газом рулевых сопел скорость звука устанавливается в минимальном сечении рулевого сопла.

При заданном давлении на выходе отношение давлений турбины определяется выбором давления на входе в турбину. С увеличением  возрастает L_ад^* но КПД турбины падает. Для получения максимальной работы турбины существует оптимальная величина отношения давлений в турбине . Оптимальные отношения давлений  обычно больше тех, которые выбирают практически. Величина начального давления перед турбиной (давление в газогенераторе) определяется давлением за насосами за вычетом сопротивления магистралей газогенератора. Обычно начальное давление перед турбиной ограничивают величиной 610Мн/м². Отношение давлений при этом достигает значений 2050. Следовательно, автономные турбины ЖРД являются высокоперепадными турбинами. Это одна из основных особенностей автономных турбин ЖРД.

Из соображений простоты конструкции и уменьшения массы автономные турбины выполняют одноступенчатыми и реже двухступенчатыми. При срабатывании в малом числе ступеней больших перепадов давлений скорости течения газа становятся сверхзвуковыми. Сверхзвуковые скорости течения также являются особенностью автономных турбин ЖРД.

Еще одной особенностью автономных турбин ЖРД является то, что их часто выполняют с подводом газа к венцу рабочего колеса не по всей окружности, а по ее части. При малом расходе газа подвести газ к рабочему колесу по всей окружности можно лишь при малой высоте сопловых каналов и рабочих лопаток. Опыт показал, что при малой высоте лопаток резко падает КПД турбины. При заданной высоте сопла, при небольших расходах рабочего тела, сопла приходится располагать не по всей окружности, а по ее частив виде сегментов или отдельных сопел. Такой способ подвода газа называется парциальным. Наличие парциального подвода характерно для многих турбин ТНА ЖРД.

Парциальную турбину всегда выполняют активной, так как при парциальном подводе, вследствие растекания газа и перетекания его со входа в колесо на выход по дуге, не занятой соплами, невозможно поддержать перепад давлений, необходимый для обеспечения реактивности колеса, и с введением реактивности увеличиваются потери на перетекание. Автономную турбину ЖРД всегда выполняют активнойдаже в случае подвода газа по всей окружностивследствие того, что для активных турбин характерны высокие коэффициенты работы L_т.

Вопрос №32.

Построение треугольников скоростей. Влияние конечного числа лопаток на теоретический напор.

Основными сечениями ступени осевой лопаточной машины являются: меридиональное сечение и развертка цилиндрического сечения лопаточных решеток (диаметр цилиндра равен среднему диаметру ступени). В общем случае ступень осевого насоса имеет направляющий аппарат на входе и спрямляющий аппарат на выходе. Направляющий аппарат обеспечивает необходимую закрутку потока на входе в колесо (с_1u). Спрямляющий аппарат является диффузорным устройством, преобразующим кинетическую энергию в энергию давления.

Построение планов (треугольников) скоростей будем проводить для среднего диаметра D_ср. Предположим, что поток жидкости на входе в колесо имеет окружную составляющую с_1u (часто она бывает равна нулю). Меридиональная составляющая (в данном случае осевая) найдется из соотношения

с_1т=Q₁/F_1m. (1)

В данном случае F_1mкольцевое сечение высотой h_1л:

F_1m=D_срh_1л. (2)

Зная объемный расход или определив его как частное от деления массового расхода на плотность:

Q₁=G₁/₁, (3)

Найдем величину скорости c_1z=c_1m:

c_1z=c_1m=Q₁/D_срh_1л. (4)

Имея две проекции абсолютной скорости с_1u и c_1z и зная величину и направление окружной скорости u, построим треугольник скоростей на входе в лопаточную решетку. Направление ₁ определяется соотношением скоростей с₁ и u и в общем случае может составлять с направлением касательной к профилю лопатки на входе угол атаки i.

Для построения треугольника скоростей на выходе из осевой лопаточной решетки найдем величину осевой составляющей абсолютной скорости. Она определяется объемным расходом жидкости и проходным сечением на выходе из решетки:

с_2z=c_2m=Q₂/F_2m, (5)

где F_2mсечение на выходе из решетки:

F_2m=D_срh_2л. (6)

Кроме величины осевой составляющей скорости, известно в первом приближении направление потока на выходе из решетки. Будем считать, что направление относительной скорости на выходе из межлопаточного канала совпадает с выходным углом лопаток (расчетная схема z=). Абсолютная скорость на выходе из колеса с₂ найдена по величине и направлению.

Для определения теоретического напора насоса, или, иными словами удельной энергии, переданной жидкости, берем граничные сечения на входе в шнек и на выходе из центробежного колеса. Тогда теоретический напор шнекоценробежного насоса (при условии, если принять схему колес с бесконечно большим числом лопаток) подсчитывается в соответствии с формулой:

Н_т=(_2uu₂_1uu₁)+(u₂²u₁²)

При наличии шнека удельная энергия, передаваемая жидкости центробежным колесом, будет меньше на величину удельной энергии, передаваемой жидкости шнеком. Теоретический напор центробежного колеса должен подсчитываться с учетом окружной составляющей на входе в колесо:

Н_т=Н_тш+Н_тц,

или Н_т=(c_2uc_1u)_ш+(с_2uu₂c_1uu₁)_ц.

При допущении, что течение между шнеком и центробежным колесом подчиняется закону c_ur=const, получим

(с_2uu)_ш=(c_1uu₁)_ц

и тогда

Н_т=(с_2uu₂)_ц(с_1uu)_ш.

При с_1uш=0 формула упростится:

Н_т=с_2uu₂. (7)

Следовательно, теоретический напор шнекоцентробежного насоса определяется выходными параметрами центробежного колеса, т.е. так же, как и в случае, если имеется одно центробежное колесо, при условии с_1uц=0.

Ввиду инерционности жидкости не удается передать от колеса с конечным числом лопаток энергию, соответствующую Н_т. Жидкости передается энергия, отличная от Н_т и равная Н_т:

Н_т=k_zН_т.

Для случая, когда с_1uш=0, будем иметь

с_2u=k_zc_2u, (8)

а коэффициент напора Н=k_z_гН_т. Связь между Н_т и Н_т устанавливалась целым рядом исследователей на основе расчетных или экспериментальных зависимостей.

Наиболее теоретически обоснованные данные о коэффициенте k_z и теоретическом напоре Н_т могут быть получены при решении задачи об обтекании круговой решетки центробежного колеса. Пространственность решетки (переменная ширина лопатки) учитывалась введением системы стоков, интенсивность которых менялась в зависимости от ширины лопатки.

Рассмотрим подробное влияние параметров насоса на k_z. Влияние режима работы насоса на коэффициент k_z несущественно в диапазоне с_2т/u₂<0,150,2, который представляет практический интерес. Число лопаток значительно влияет на коэффициент k_z. С увеличением числа лопаток z коэффициент k_z возрастает.

Что касается относительного диаметра D₁=D₁/D₂, то если влияние сказывается только при малой густоте решетки колеса, начиная с густоты b_л/t₁<1,81,9 (t₁шаг лопатки на входе). При обычно применяемом числе z=612 влияние D₁ проявляется в области D₁>0,50,6. С ростом числа лопаток значение D₁, начиная с которого k_z падает, увеличивается. Поэтому при больших значениях D₁, для увеличения k_z надо увеличивать число лопаток. В пределе, когда относительный диаметр круговой решетки колеса D₁0, густота решетки становится настолько малой, что не оказывает отклоняющего воздействия на поток, и k_z0.

С увеличением угла лопаток на выходе _2л коэффициент k_z монотонно уменьшается. Это объясняется увеличением с ростом _2л перепада давлений на лопатке (увеличение нагрузки), аналогичным увеличению при уменьшении числа лопаток. Наибольшее влияние _2л проявляется в области малых значений угла (_2л<4050) и в области больших углов (_2л>110120).

Вопрос № 33.

Выбор оптимальных параметров предкамерной турбины.

У турбины ракетного двигателя, выполненного по схеме с подачей газа из турбины в камеру, заданными параметрами, определяемыми параметрами двигательной установки, являются давлением на выходе из турбины р₂ и расход газа через предкамерную турбину при выбранной температуре газа перед турбиной Т₀^*. Тогда из условия равенства мощностей насосов и турбины определяется давление на входе р₀^*.

Давление на выходе из турбины р₂ должно быть больше давления в камере на величину сопротивлений газового тракта между турбиной и камерой.

Температура газа перед турбиной Т₀^* задаются исходя из условий надежной работоспособности конструкции турбины и выбранных материалов. Заданную температуру обеспечивают соответствующим режимом газогенератора, т.е. определенным соотношением компонентов К_мгг. Следовательно, назначая температуру, тем самым устанавливают физические константы генераторного газа (R и k). Чем большую температуру перед турбиной можно допустить, тем меньше должно быть давление перед турбиной. Определяющим соображением при выборе температуры перед турбиной является надежность конструктивных элементов, работающих при высокой температуре. Как правило, допускаемая температура для восстановительного газа Т₀^*=10001200К, а для окислительного газа Т₀^*=700800К.

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)