книги / Осевые и центробежные компрессоры двигателей летательных аппаратов. Теория, конструкция и расчет

окружная составляющая абсолютной скорости воздуха на выходе из рабочего колеса

= 349,2 (1-0,61) + 0,287 J= 186,3 м/с ;

угол выхода из колеса

принимая во внимание, что ос^ -ащ+\), находим угол выхода по­ тока из направляющего аппарата XIII ступени

« 3 хш= « 1 XIV = a rc tg ^ 2^ = a r c t g ^ = 55°49',

где (см. табл. 8.8)

поворот потока в решетке направляющего аппарата XIII ступени

Д «Х Ш = « 3 хш- « 2 хш= 5549' - 34°04' = 2145' ;

поворот потока в решетке направляющего аппарата при b/t= 1,0 определяется по графику (см. рис. 8.14) или по формуле (8.12). В при­ мере

( Aa xinWf= 1,0 = 0,175;

параметр Е определяется по формуле

ж) коэффициент расхода на среднем диаметре

и) абсолютная и приведенная скорости на входе в колесо

к) угол входа в /-ю ступень по абсолютной скорости

ctj^arcsin----

Угол входа <Хн является одновременно углом выхода потока из на­ правляющего аппарата предыдущей ступени, т.е. cxj,-= а3р_ ^ .

Расчеты по п. 2 (а — к) приведены в табл. 8.8, из которой видно,

первой ступени КВД на среднем диаметре.

Делается второе приближение. Для этого определяем площадь се­ чения на входе в ступень

при этом sinocif берется из табл. 8.8, т.е. по результатам первого при­ ближения. Далее расчет повторяется (пп. г — к), а результаты расчета сводятся в табл. 8.9.

Число последовательных приближений считается достаточным, если ап последующего приближения отличается от предыдущего не

более чем на Г В нашем примере второе приближение считается до­ статочным (сравните а.ц в табл. 8.8 и 8.9).

Далее определяются следующие параметры: диаметр втулки на входе в колесо i-й ступени

^ BTIÎ = ^1втi *Ас >

высота лопаток рабочих колес по ступеням КВД

D K—D BTif

Ли = — ^----- ;

частота вращения ротора КВД

мощность, потребляемая КВД,

^квд = A l ' А .К В Д = 47,03-457800= 21530,334 кВт.

Схема меридионального сечения проточной части КВД

При вычерчивании схемы проточной части каскада высокого дав­ ления используются известные из расчета величины: DK=0,668 м =

= const; число ступеней z = 14; DBTli и hu , численные значения которых берутся из табл. 8.9. Кроме того, используются следующие статисти­ ческие соотношения: _ _

удлинение лопаток h = h/b = 3,5—4,5 в первых ступенях и h = 2—2,5 в последних;

относительная ширина рабочих колес и направляющих аппаратов s/b = 0,85—0,9 на среднем диаметре;

относительная величина осевых зазоров между решетками рабочих

— Л /7

колес и спрямляющих аппаратов Аа = — = 0,15—0,2 в первых ступенях

и Д5 = 0,3—0,4 в последних.

Во всех соотношениях b есть хорда рабочей лопатки на среднем диаметре.

В примере выбрано уменьшение удлинения рабочих лопаток по ли­

нейному закону от h = 3,5 на первой ступени до 2,2 на последней. Уве­ личение относительного осевого зазора Дд от 0,2 на первой ступени до 0,395 на последней также выбрано по линейному закону. Величина s/b = 0,9 принята для всех ступеней одинаковой. Результаты расчета приведены в табл. 8.9.

Ла

0,006 -

Так как в примере расчет проходных сечений КВД произво­ дится только для выбранных ше­ сти ступеней, то для вычерчива­ ния профиля меридионального сечения целесообразно построить графики (рис. 8.21 и 8.22) измене­ ния Ад и s во всех ступенях по их расчетным значениям в шести ступенях.

Построенный таким образом меридиональный профиль про­

Рис. 8.23. Схема проточной части КВД точной части КВД приведен на

рис. 8.23, из которого видно, что ус < 8°, что допустимо.

_ В дальнейшем после детального расчета ступеней КВД величины Л,- и й,- уточняются (табл. 8.10).

Кроме того, изменяется расчет диаметра втулки на выходе из ко­ леса и определение числа лопаток спрямляющего аппарата (см. п. 16 и 24 в детальном расчете КНД). Поэтому для схемы DK= const в КВД находим:

относительный диаметр втулки за рабочим колесом

к

диаметр втулки за рабочим колесом

^вт 2i = DK*dBT2i ;

число лопаток направляющего аппарата так же, как и для случая Dcр= const при расчете КНД, но с учетом рекомендаций, данных при

вычерчивании схемы меридионального сечения проточной части КВД. Результаты детального газодинамического расчета ступеней КВД по среднему диаметру, выполненного с учетом особенностей схемы с

DK=const, приведены в табл. 8.10. В расчетах используются данные

табл. 8.7 и 8.9.

Анализ полученных результатов детального расчета КВД по сред­ нему диаметру ступеней показывает, что распределение основных па­ раметров по ступеням (см. табл. 8.7) выполнено достаточно удачно. Об этом свидетельствуют допустимые значения таких величин, как числа Маха на входе в колесо первой ступени КВД и направляющий ап­

парат МСг, а также густота решетки наиболее нагруженной ступени

(XIII ступень). Следует отметить, что получившийся большой поворот потока в спрямляющем аппарате последней ступени (АаХ1у=56°02') и большая потребная густота (b/t)xlw= 5,17 требуют постановки двух по­ следовательно расположенных спрямляющих решеток.

В заключение определяется общий коэффициент полезного дей­ ствия компрессора т|к ТРДД. Для этого по температуре на входе в ком­

прессор 7д = 288 К и таблицам ТДФ для воздуха (а = °о) определяют

р(Г0) = 1,2068 и Г0=8348,59 ^ моль

Функция на выходе из компрессора

P(T2BHS) =Р(7о) • <1= 1,206827 = 32,5836.

Этому значению соответствует / 2*вн$ = 21382,399 кДж/моль. Изоэнтропическая работа компрессора находится по формуле

Коэффициент полезного действия компрессора ТРДД

8.3.ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА

СПОДПОРНЫМИ СТУПЕНЯМИ

В двухконтурных ГТД нередко встречаются осевые компрессоры, выполненные по схеме с так называемыми подпорными ступенями. Конструктивно последние устанавливаются на роторе компрессора низкого давления или вентилятора (см. рис. 2.8).

Необходимость постановки подпорных ступеней связана с тем, что в ТРДД (см. разд. 5.7) особенно с большой степенью двухконтурности, втулочные сечения вентиляторных ступеней работают в условиях по­ ниженных окружных скоростей. В этом случае эти ступени профили­ руются с переменным по радиусу теоретическим напором, так как вту­ лочные сечения не могут осуществить такую же работу, как перифе­ рийные.

Применение подпорных ступеней, не усложняя особо конструк­ цию, позволяет получить ряд преимуществ:

1. При заданной суммарной степени повышения давления во внут­ реннем контуре ТРДД доля л*, приходящаяся на компрессор высокого

давления, уменьшается. Соответственно этому снижается и потребная мощность для его привода. Это позволяет обойтись одной ступенью турбины высокого давления.

2. В ТРДД с высокой степенью двухконтурности (т > 3) потребный теплоперепад в турбине привода компрессора низкого давления ока­ зывается весьма большим. В то же время обороты ротора низкого дав­ ления невелики. В итоге турбину низкого давления приходится делать многоступенчатой.

В этих условиях выбор, например, двухступенчатой турбины низкого давления может вызвать перегрузку ее ступеней, т.е. (и/с) < (и/с)ор1. Пе­ реход же к трехступенчатой конструкции ведет к недогрузке ступеней