Билет № 1. 1 Назначение, классификация турбомашин. Основные параметры и основные узлы центробежного компрессора.

Назначением лопаточных машин во всех схемах авиационных ГТД является: у компрессоров и вентиляторов – повышение давления и подача воздуха в газовоздушный тракт двигателя; у турбины – в результате расширения газа получение механической энергии, расходуемой на вращение вентилятора и компрессоров, воздушных винтов (у ТВД) и различных агрегатов (у турбовальных двигателей).

Классификация:

По направлению потока в проточной части машины и различают:

а) осевые машины (компрессоры и турбины);

б) радиальные (центробежные и центростремительные);

в) диагональные;

г) комбинированные.

По числу ступеней (одноступенчатые и многоступенчатые);

По числу валов многоступенчатой машины (одновальные и многовальные);

По уровню скоростей в проточной части (дозвуковые, трансзвуковые и сверхзвуковые)

По конструктивным признакам (охлаждаемые и неохлаждаемые турбины, центробежные компрессоры с односторонним и двусторонним входом, машины с неподвижными поворотными лопатками и др.).

Ступень центробежного компрессора состоит из ВНА, РК (рис. 7.1) и выходной системы, которая включает в себя безлопаточный щелевой диффузор 2, лопаточный диффузор 3 и выходной патрубок. Поток на входе обычно закручивается по вращению.

B последнее время рассматривается применение центробежных ступеней и в полноразмерных двигателях. Так, в американских проектах в двухконтурных двигателях с малой степенью двухконтурности, у которых степень повышения полного давления в каскаде высокого давления =6...8 (при общей степени повышения полного давления =25), предлагается вместо десятиступенчатого осевого компрессора использовать одноступенчатый центробежный. Очевидно, что такая замена станет возможной тогда, когда КПД ступени центробежного компрессора при =6...8 достигнет уровня =0,82...0,83, т. е. сравняется примерно с достигнутым в настоящее время уровнем КПД многоступенчатого осевого компрессора.

2 Характеристики решеток профилей осевого компрессора. Изменение угла поворота потока в зависимости от угла атаки.

Рис. 2. Схема компрессорной решетки

Применительно к решетке компрессора рассмотрим более подробно особенности течения по поверхности вращения и в первом приближении примем, что поверхность вращения представляет собой круговой цилиндр. Решетка профилей, полученная в результате развертки на плоскость, представлена на рис. 6.6. Важнейшим параметром решетки являются шаг (t) и густота решетки (b/t – отношение к шагу величины хорды), соединяющей точки пересечения средней линии профиля (см. рис. 6.6, пунктир) с контуром профиля. Помимо шага и густоты отметим угол установки профиля в решетке  (угол между хордой и фронтом решетки). Важно подчеркнуть, что углы потока на входе ₁ и на выходе из решетки ₂, определенные треугольником скоростей, отличаются от конструктивных углов лопаток _1л и _2л, определяемых между касательными к средней линии и фронтом решетки на угол атаки i по передней кромке и на угол отставания потока  на выходе из решетки. Как отмечалось ранее, угол поворота потока в решетке  определяется как =₂–₁, а разность конструктивных углов лопаток определяет угол изгиба профиля =_2л–_1л. Вводя углы i и , получим =+i–. Параметром, определяющим пропускную способность решетки при больших скоростях набегавшего потока, является ширина узкого сечения (так называемого «горла») решетки (А_г) и отношение его к ширине струи на входе (A_г/A₁). Помимо угла изгиба профиля  форма профиля характеризуется величинами x_f - расстоянием вдоль хорды от носика профиля до точки максимального прогиба, с_max – максимальной толщиной профиля и х_с – координатой положения максимальной толщины. Используются соответствующие безразмерные величины: ; ; . Задача аэродинамики решеток состоит в том, чтобы при заданном треугольнике скоростей определить потери в решетке, режим работы решетки с оптимальными потерями и обеспечить заданный угол поворота потока, а для этого надо определить оптимальный угол атаки и угол отставания потока. Как отмечалось ранее, в связи с диффузорным течением в решетках компрессора эти характеристики определяются экспериментально. Рассмотрим прежде всего обобщенные данные исследования плоских компрессорных решеток при малых скоростях набегающего потока на установках, принципиальная схема которых была приведена на рис. 5.24. Типичные результаты продувки плоской компрессорной решетки – зависимости угла поворота потока  и коэффициента потерь от угла атаки представлены на рис. 6.7.

При отрицательных и небольших положительных углах атаки угол отставания потока  практически не изменяется и, следовательно, угол выхода потока из решетки ₂ остается практически неизменным. Поэтому при увеличении угла атаки (при уменьшении угла входа потока на решетку ₁) угол поворота потока  увеличивается. При некотором положительном угле атаки i_кр возникает срывное течение с выпуклой поверхности профиля и, несмотря на уменьшение угла потока ₁ величина  не увеличивается, так как на срывном режиме увеличивается угол отставания  и ₂ уменьшается. Потери в решетке при этом примерно в два раза больше, чем на режиме минимальных потерь, характеризуемом углом i_min при небольших отрицательных углах атаки. На режиме i_min угол поворота потока в решетке  мал и, следовательно, мал теоретический напор ступени. Наибольший КПД решетки достигается при некотором оптимальном (положительном) угле атаки i_opt. На этом режиме потери в решетке хотя и несколько больше минимальных, но повышенное значение угла поворота потока  и, следовательно, величины напора ступени по сравнению с режимом i_min обеспечивают максимальный КПД решетки. Картина течения в плоской компрессорной решетке находится в полном соответствии с рассмотренной ранее картиной течения в плоском диффузоре. Напомним, что при течении в плоском диффузоре также наблюдалось, что режим максимума КПД наступает ранее, чем режим возникновения срыва (рис. 5.21). Эти режимы определяются двумя параметрами: углом раскрытия диффузора  и величиной b/n₁. Если сопоставить параметры компрессорной решетки с эквивалентным диффузором, то будем иметь =t/b(sin₂–sin₁) и b/n₁=b/(tsin₁), т. е. режим работы решетки определяется углом поворота потока =₂–₁, углом ₁ или ₂=–₁ и густотой решетки b/t.