книги / Осевые и центробежные компрессоры двигателей летательных аппаратов. Теория, конструкция и расчет
.pdf1. Полезная (изоэнтропная) работа сжатия:
H = j ^ R r H(v > ~ - 1).
2. Коэффициент производительности компрессора по параметрам на входе в рабочее колесо выбирается в пределах GK= 0,5—0,7
3. Периферийный диаметр на входе в колесо (см. рис. 6.1):
|
|
K BPHG JO |
|
|
*+1 |
где s, Л |
к - 1 |
1 • ^ (для воздуха sB= 0,0404 (кг • К/Дж)0,5); |
k g - 0,93—0,9о — коэффициент, учитывающий неравномерность поля
скоростей по высоте лопатки на входе в рабочее колесо и влияние по граничного слоя у наружной и внутренней стенок. Большие значения кд характерны для центробежного компрессора с осевым входом воз
духа.
4. Коэффициент адиабатического напора:
г-4-
"2
Для колес с радиальными лопатками коэффициент адиабатическо
го напора Н * 0,65—0,75.
5.Окружная скорость на выходе из рабочего колеса:
Всовременных ЦБК 1*2= 400—550 м/с.
6. Прочность рабочего колеса оценивается с учетом полученной окружной скорости (*2 . При этом запас прочности обычно принимается
Выбор материала диска рабочего колеса зависит от температуры воздуха на выходе из компрессора 7^ :
алюминиевые сплавы при 7^ <520 К (я£ < 4—5); титановые сплавы при 7^ = 520*^-770 К (т£ « 5—8); жаропрочные стали и сплавы при 7^ > 770 К (т£ > 8). 7. Относительный диаметр втулки рабочего колеса:
^ в т = и7 Г\ = 0’5 — ° ’7 -
8. Приведенный расход воздуха на входе в ВНА рабочего колеса:
(l- rfB2T)sina!
Здесь (Xj =50 — 90° есть угол закрутки потока на входе в ВНА. При отсутствии предварительной закрутки потока ai = 90°. Если нет специ альных условий, то в первом приближении можно задаться (Xi = 90°.
9. По зависимости из таблиц газодинамических функций на ходится A>i.
10. Абсолютная скорость воздуха на входе в ВНА:
ci - h лГн
В существующих компрессорах ci = 120— 150 м/с.
11. Оптимальное отношение диаметров |
определяется из |
D 2 /опт
условия минимума потерь в рабочем колесе компрессора:
/
E l |
=кп |
|
V 1>г /О П Т |
||
K f i W - d ï r ) |
где и e(ki) определяются по ГДФ для данных значений соответст
вующих скоростей; ка — коэффициент, учитывающий влияние пред варительной закрутки потока на входе в ВНА.
Коэффициент ка определяется по формуле
' |
2 |
1 |
ctgai |
|
h |
ct8“ i |
Л:- 1 |
+ 2 1 + ct^ai |
|||||
ка — |
к+ 1 |
|
2 |
|
2 J ’ |
где =0,2—0,3— коэффициент потерь в ВНА; Ç2= 0>•—0,15— коэф фициент потерь в рабочем колесе.
При отсутствии предварительной закрутки (aj =90°):
Обычно — = 0,55—0,7.
d2
12.Наружный диаметр рабочего колеса:
1
D2= DX/
D 2
/О П Т
Если D2 превышает допустимые габариты двигателя, то можно применить конструкцию рабочего колеса с двухсторонним входом. В этом случае наружный диаметр колеса уменьшится в раз, т.е.
D2' = D 2 ! Z -
13. Диаметр втулки рабочего колеса:
■^вт= dBT
14.Окружная скорость на входе в ВНА (периферийное сечение):
их=и2
/О П Т
“1 -1
п= - — с
JiD,
16.Относительная скорость воздуха на входе в ВНА:
wi = + «Î - 2ci«i cos ai
17. Статическая температура на входе в ВНА:
с? |
|
Ti = K ~ |
|
2 T K |
R |
к - \ |
|
18. Число Маха в относительном движении на входе в ВНА (пери ферийное сечение):
И>1 |
|
В дозвуковых компрессорах MW[ < 0,8—0,9. Бели |
> 0,9, то необ |
ходимо ввести предварительную закрутку потока на входе (т.е. задать ai < 90°) и повторить расчет с п. 8.
19. Коэффициент расхода: |
|
с\а |
ci sin а! |
С1а~ и2 ~ |
и2 |
Осевая скорость С\а может быть равной (0,2—0,4)alf где — скорость звука на входе в компрессор. Для предотвращения срыва по тока в лопатках колеса рекомендуется выдерживать с1а= 0,25—0,35.
Далее проводится детальный расчет компрессора по его элемен
там.
Входной патрубок и ВНА
При расчете входного патрубка температура торможения в нем принимается постоянной, т.е. Т\ = Tjj.
1. Давление заторможенного потока на выходе из вхо/*ного Пат рубка:
Р\ “ ^ъхРн »
где 5ВХ— коэффициент сохранения полного давления, значения кото
рого в зависимости от типа входного устройства и наличия неподвиж ных лопаток в нем приведены в разд. 6.4.
Как отмечалось в разд. 6.5, углы потока в абсолютном и относи тельном движении a y , Pj будут различны по радиусу ВНА из-за изме
нения окружной скорости и окружной составляющей абсолютной ско рости С\и . Поэтому разбив высоту лопатки ВНА на входе на i сечений,
определим параметры на каждом выбранном /-м радиусе.
2. Угол предварительной закрутки потока щ в общем случае изме няется по радиусу ВНА в соответствии с законом:
tg a u =Dij tgctj,
фициент, определяющий метод закрутки потока на входе рабочего ко леса (см. разд. 6.5).
3.Осевая составляющая абсолютной скорости для значений
-1 <т < 1 с достаточной степенью точности:
сш |
1 |
clai~ '
Тогда
ci sin ai
-m) cos2a,
4. Окружная скорость:
Ml« ~U\ D \i.
5. Окружная составляющая абсолютной скорости:
c\ai
Cl“'" t g a , r
6. Абсолютная скорость:
c\ai
C i,= —-------.
11 Sin (Xu
7. Абсолютная приведенная скорость:
^ii =
8. Статическое давление и температура:
'■ '- 'Ф Н Е Т Т й У 11:
9. Плотность:
Pu
Р/ = RTU ■
10. Угол входа потока на лопатки ВНА в относительном движении
(см. рис. 6.7):
г \
c \ai
Pi; = arctg
VUl i ~ c \ui J
11. Число лопаток ВНА zBHA в дозвуковых центробежных компрес сорах равняется числу лопаток рабочего колеса компрессора, которое определяется исходя из соображений, изложенных в разд. 6.6. Поэто му число лопаток ВНА берется в пределах zBHA = 19—25. Меньшие зна чения zBHA выбираются для компрессоров с небольшими диаметрами D\ и D2 при малых расходах воздуха.
12. Шаг лопаток ВНА на /-м радиусе:
ZBHA
13. Как отмечалось в разд. 6.5, чтобы не было отрыва потока при больших углах Ар = 50—60°, необходима большая густота решетки ВНА на периферии. Поэтому на среднем радиусе входного сечения ВНА густота решетки должна быть не менее b /t= 1,3—1,5.
14. Хорда профиля /-го сечения лопатки ВНА:
bt = (b/t)itt.
Рабочее колесо
1. Число лопаток рабочего колеса. Принимая для дозвуковых ком прессоров zn = ZBH A »проверяем условие безотрывного течения возду
ха в каналах рабочего колеса (см. разд. 6.6). Для этого определяется минимально допустимое число лопаток рабочего колеса:
“2
zm\n ~
w 2r ’
где и>2г =с2г (см. Рис- 6.12).
Считается, что осевая скорость с\а на среднем радиусе входа в ВНА обычно берется равной радиальной скорости на выходе с2г, с1аср = с2г» поэтому
zmn = 271 и2
с \а ср
Должно быть гл > . В случае невыполнения этого условия не обходимо скорректировать выбор zBHA и zn .
2. Коэффициент, учитывающий влияние конечного числа лопаток рабочего колеса (см. разд. 6.6):
ц = -
|
1 |
1 |
|
+ 2 - |
|
|
|
1 - D\ |
где х =0,6(1 + БтР2Л); Р2Л— геометрический угол лопаток на выходе |
||
из рабочего колеса. |
|
|
3. |
Работа, необходимая для вращения рабочего колеса (затрачен |
|
ная работа): |
|
|
|
HZ =U2 |
« +а> - * - £ i |
где а — коэффициент, учитывающий концевые потери в рабочем ко лесе (см. разд. 6.7) (а = 0,04—0,08— для односторонних колес, а = 0,03—0,05 — для двухсторонних колес); у — коэффициент нерав номерности потока, учитывающий влияние закона закрутки потока по радиусу входа в ВНА (см. разд. 6.5).
С2и =М^2 •
5. Абсолютная скорость воздуха за рабочим колесом:
с2= Л/с2г+ с2и .
где C2r~C \acp-ci cpsinoci ср. Здесь и далее индекс «ср» говорит о том, что параметры взяты на среднем радиусе входа в ВНА.
6. Статическая температура на выходе из колеса:
2 |
2 |
£!=!С£2 |
|
Т2 = 1 1 ср т |
£ |
к- 1 R
7.Показатель политропы сжатия в колесе:
|
пК- 1 |
k - 1 |
АЕг |
|
где |
с?в |
|
|
|
= а и! + -г- + ^2"4“ — суммарные потери энергии в рабочем |
||||
колесе (см. разд. 6.7); ДEZ = HZ- cj-c icp |
— изменение кинетическом |
|||
энергии в колесе. |
|
|
|
|
8. |
Статическое давление и плотность воздуха на выходе из колеса: |
|||
|
Р2=Р\ ср |
т.2 |
ргп - ’ |
Рг |
|
р2 RT>• |
|||
|
|
1ср |
I |
|
9. Угол выхода потока из колеса:
с2г
Обычно 02= 14—18°.
G
ь2=
ЯР2Р&2г
11. Проверяется обоснованность выбора коэффициента концевых потерь в п. 3 расчета рабочего колеса:
С\a b2/D 2 ’
где р = (0,7—1,0) 10 3; с\а — коэффициент расхода, рассчитанный в
п.19 определения основных параметров компрессора.
12.Адиабатический напор в колесе по статическим параметрам:
\к- 1
Д а д .Р К = ^ Г у Л 7’1ср |
Р2 |
* |
- 1 |
|
P1ср |
||||
|
|
|
13.Адиабатический КПД рабочего колеса:
И, ^ ~ с1ср
^ад.РК-1 о
Л рк-' |
Я, |
|
Безлопаточный диффузор
1 Выбир^ется наружный диаметр безлопаточного диффузора (БЛД) />з (см* Рис*6.20), в соответствии с разд. 6.8. Принимается, что = 05 | причем большие значения для больших углов 0С2,
те. для комПРесс°Р°в с большой производительностью.
2.СкороС'*ъ на вых°Де из БЛД (без учета трения и сжимаемости)
1*2
Обычно шир*11121 канала * БЛД делается постоянной, т.е. b2= b3
(см. рис. 6.l9)*
c i - c i
Тз = Т2+ - |
^ |
- |
4: Полная температура: |
|
|
* |
ci |
|
Т3 —Т3 + |
г3— |
|
|
2 T ± T R |
|
|
к - |
1 |
5. Число Маха на выходе из БЛД:
сз
М,=
'IkRT?
Необходимо выдержать М3< 0,95.
6. Показатель политропы сжатия в БЛД можно принять равным
лБЛД= |
—1,6. |
|
|
7. Статическое давление и плотность: |
|
||
|
( гр \ *БЛД |
|
|
|
Р3 -Р 2 |
у3 |
|
|
2 J |
|
|
|
V |
|
|
8. Полное давление: |
|
|
|
|
|
к |
|
|
Рз=Рз |
l + V « 3 к- 1 |
|
9. |
Угол выхода потока из БЛД (без учета трения): |
||
|
|
bо ро |
|
|
t8 <X3= W g(X2- |
|
|
Обычно принимается, |
что <*2= 03, так как |
* ^зРз = = const |
|
для безлопаточного диффузора. |
|