Определение основных диаметральных размеров меридионального сечения компрессора газогенератора и их согласование с турбиной

Проектирование проточной части компрессора газогенератора ведется в последовательности, изложенной ниже. Принципиальная схема проточной части компрессора газогенератора с характерными размерами, величины которых будут найдены в данном разделе, приведена на рисунке 2.6.

Рисунок 2.6 – Принципиальная схема проточной части компрессора с характерными размерами

2.3.1. Выбирается значение приведенной осевой скорости на входе в компрессор . Рекомендуемые значения на входе и выходе из компрессора зависят от его типа. Рекомендации по их выбору приведены в таблице 2.5.

Таблица 2.4 – К расчету диаметральных размеров турбины в зависимости от принятой формы проточной части

Наименование параметра	обознач.	размерность	Формы проточных частей
Dвт=const	Dср=const	Dк=const	произвольная
Высота лопатки на входе в первый СА турбины		м
Средний диаметр на входе в первый СА турбины		м
Втулочный диаметр на в входе первый СА турбины		м
Периферийный диаметр на входе в первый СА турбины		м

Таблица 2.5 – Рекомендуемые значения приведенной скорости на входе и выходе компрессора [2]

Приведенное сечение во входном сечении	Приведенная скорость в выходном сечении (
дозвуковой компрессор	трансзвуковой компрессор	сверхзвуковой компрессор
0,5...0,6	0,55...0,7	0,6...0,75	0,2...0,35

Большинство компрессоров современных (спроектированных за последние 30...40 лет) авиационных ГТД являются трансзвуковыми – поэтому в курсовом проектировании в первом приближении можно приять именно такой тип компрессора. Сверхзвуковые компрессоры характерны для двигателей последнего поколения, а также для высоконагруженных двигателей боевых самолетов. Дозвуковые компрессоры следует принимать для двигателей, прототип которых был спроектирован более 40 лет назад, а также для ГТД, компрессор которых содержит более 12 ступеней.

В рассматриваемом примере принимается трансзвуковой тип компрессора.

По величине находится значение ГДФ . Данное значение может быть найдено по таблицам для воздуха () (см. приложение В), либо вычислено по формуле:

В рассматриваемом примере на входе в компрессор принимается следующее значение приведенной скорости на входе . Ей соответствует значение .

2.3.2. Вычисляется осевая площадь проточной части на входе в компрессор:

В примере:

2.3.3. Аналогично, по рекомендациям таблицы 2.5 выбирается значение приведенной скорости потока на выходе из компрессора .

По величине находится значение ГДФ . Данное значение может быть найдено по таблицам для воздуха () (см. приложение В), либо вычислено по формуле:

В рассматриваемом примере на выходе из компрессора принимается следующее значение приведенной скорости на выходе . Ей соответствует значение .

2.3.4. Вычисляется осевая площадь проточной части на выходе из компрессора:

В примере:

Поскольку из-за увеличения в процессе сжатия рабочего тела плотности, площадь поперечного сечения проточной части компрессора должна уменьшаться, т.е. должно быть больше (). Невыполнение этого условия говорит об арифметических ошибках, либо некорректном выборе исходных данных.

Как видно в рассматриваемом примере это условие выполняется , следовательно, расчет поведен верно.

2.3.5. Выбирается величина относительного диаметра втулки на выходе из компрессора. Она обычно находится в диапазонах для компрессоров ТРД и для компрессоров ТРДД.

В рассматриваемом примере было принято значение относительного диаметра втулки на выходе компрессора .

2.3.6. Выбирается форма проточной части компрессора. Понятие формы проточной части в компрессоре не отличается от аналогичного понятия в турбине. Принципиально в компрессоре возможны следующие формы ПЧ турбины (рисунок 2.7) [3,5]:

- с постоянным средним диаметром ();

- с постоянным втулочным диаметром ();

- с постоянным периферийным диаметром ();

- произвольной формы. Ее форма задается отношением средних диаметров входного и выходного сечений:

- комбинированной формы.

Основным достоинством компрессора с постоянным периферийным диаметром является большой во всех ступенях уровень окружной скорости на периферии РК . Это позволяет получить повышенный напор и степень сжатия в каждой ступени, что в конечном итоге позволит сократить число ступеней. Кроме того такая форма позволяет иметь цилиндрический корпус, что удобно по конструктивным и технологическим соображениям. Радиальные зазоры при применении схемы не зависят от осевого смещения ротора.

а) - ; б) - ; в) - ; г) - комбинированная

Рисунок 2.7 – Типовые формы проточной части компрессора

Вместе с тем, использование проточной части приводит к снижению высот лопаток на последних ступенях. Это повышает влияние вторичных, концевых потерь и утечек в радиальном зазоре на рабочий процесс в таких ступенях и снижает КПД компрессора. Кроме того, эта форма проточной части характеризуется повышенной массой ротора из-за больших диаметров дисков.

Компрессор с постоянным втулочным диаметром имеет более высокие лопатки на выходе, что является фактором, повышающим КПД компрессора. В связи с тем, что диски рабочих колес получаются одного диамет­ра, конструкция более технологична. Однако из-за меньшего уровня окружных скоростей в схеме с число ступеней возрастает. Коническая форма статора затрудняет обеспечение минимальных радиальных зазоров при наличии осевых смещений ротора.

Компрессор с формой проточной части является компромиссной схемой, она обладает хорошими газодинамическими характеристиками, но по технологичности уступает первым двум.

С учетом особенностей работы первых и последних ступеней в реальных конструкциях не удается реализовать «классические» формы проточной части в чистом виде. Для получения оптимальных характеристик их приходится комбинировать. Часто в первых ступенях применяется форма , а на последних . Возможны и другие комбинации.

При курсовом проектировании форму проточной части компрессора в первом приближении можно принять такой же, как у прототипа.

В рассматриваемом примере, опираясь на форму проточной части прототипа, была принята форма проточной части компрессора .

2.3.7. Опираясь на выбранную форму проточной части, вычисляется значение относительного диаметра втулки компрессора на входе:

Для компрессоров ВД многовальных двигателей по условиям прочности и размещения лопаток в диске первой ступени не рекомендуется, чтобы величина была менее 0,5 (). Если это условие не выполняется, следует увеличить величину относительного диаметра втулки , либо изменить форму проточной части.

В рассматриваемо примере была принята проточная часть . Значение относительного диаметра втулки компрессора на входе:

2.3.8. Вычисляется наружный диаметр входного сечения компрессора:

В примере:

2.3.9. Рассчитывается втулочный диаметр входного сечения компрессора:

В примере:

2.3.10. Определяется высота лопатки на входе в компрессор:

В примере:

2.3.11. Вычисляется наружный диаметр выходного сечения компрессора:

В примере:

2.3.12. Рассчитывается втулочный диаметр выходного сечения компрессора:

В примере:

2.3.13. Определяется высота лопатки на выходе из компрессора:

Из-за того, что лопатки малой высоты имеют повышенные потери, то для получения высоких КПД компрессора не рекомендуется чтобы было менее 0,015м (15мм). Если это условие не выполняется, следует снизить величину относительного диаметра втулки , либо приведенной скорости потока на выходе из компрессора .

В примере:

2.3.14. Находятся величины средних диаметров на входе и выходе из компрессора, а также средний диаметр компрессора:

Прим. Здесь следует обратить внимание на полученные размеры. В зависимости от принятой формы проточной части они должны соотноситься следующим образом:

- если выбрана проточная часть , то должно выполняться равенство ;

- если выбрана проточная часть , то должно выполняться равенство ;

- если выбрана проточная часть , то должно выполняться равенство .

Невыполнение указанных равенств свидетельствует о вычислительных ошибках. В этом случае следует внимательно перепроверить расчеты.

В рассматриваемом примере:

2.3.15. Определяется значение окружной скорости на периферийном диаметре на входе в компрессор:

где - частота вращения ротора ВД, найденная при проектировании проточной части турбины (см. п. 2.2.13).

По условиям прочности, а также из условия достижения высокого КПД на первых ступенях компрессора (что особенно актуально для одновальных компрессоров), величина не должна превышать 500м/с [?].

В примере:

2.3.16. Находится потребное число ступеней компрессора:

где - коэффициент, изменяется в диапазоне 0,44...0,52;

- число ступеней турбины, шт (см. п. 2.2.16);

- средний диаметр турбины, м (см. п. 2.2.16);

- средний диаметр компрессора, м (см. п. 2.3.14);

Очевидно, что число ступеней должно быть целым числом, поэтому полученное значение необходимо будет округлить.

При выполнении курсовой работы следует рассчитать значение числа ступней компрессора для двух крайних значений (0,44 и 0,52) и из образовавшегося диапазона выбрать значение, наиболее совпадающее с числом ступеней компрессора двигателя-прототипа или отличающееся от него не более чем на 2 ступени.

В рассматриваемом примере в случае, если :

если :

Таким образом, число ступеней компрессора находится в интервале 8 до 12. Поскольку число ступеней компрессора ВД двигателя прототипа укладывается в полученный диапазон, окончательно принимается

Дата добавления: 2015-10-13