книги / Основы проектирования турбин авиадвигаделей

Очевидно, что наружный диаметр турбины может быть уменьшен путем уменьшения работы турбины или путем увеличения числа ступеней.

3.3Ак о н с т р у КТИВНЫЕ СХЕМЫ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ

В пределах выбранного значения DH можно осуществить несколько

схем пробочной части в меридиональном сечении:

а) с Постоянным наруж ны м ди ам етром и уменьш аю щ имся внутрен­ ним диам етром (см . рис. 3.6, а) ;

б) с возрастающим наружным диаметром и постоянным внутрен­

ним диаметром (см. рис. 3.6, б) ; в) с изменяющимися наружным и внутренним диаметрами (см.

рис. 3.6, в) . Частным случаем такой схемы является турбина с постоянным средним диаметром.

Схема проточной части с постоянным наружным диаметром дает воз­ можность выполнить турбину с меньшим числом ступеней по сравнению с остальными* схемами, а в случае одной ступени - получить на ней (при заданном коэффициенте нагрузки) большую работу. Это объясняется тем, что при выбранном максимальном наружном диаметре, турбина, выпол­ ненная по схеме проточной части с DH = const, при заданной частоте враще­ ния имеет более высокие окружные скорости на среднем и, особенно, на внутреннем диаметрах первых ступеней турбины, чем в остальных схемах. Однако в схеме с D H = const лопатки первых ступеней будут относительно короче, чем в других схемах.

Турбина с постоянным внутренним диаметром, равным диаметру последней ступени (см. рис. 3.6, б), имеет меньшие окружные скорости в первых ступенях, что может привести к необходимости увеличения числа ступеней или к увеличению степени нагруженности первых ступе­ ней и, соответственно, к снижению КПД турбины.

Схема проточной части с DB = const имеет некоторые технологические преимущества и д&ет возможность выполнить лопатку первой ступени бо­ лее длинной, что имеет важное значение для малоразмерных турбин. Найример, отсутствие скосов корневой части облегчает обработку, упрощает контроль лопатки при ее изготовлении и позволяет унифицировать замко­ вое соединение, сделав его одинаковым у всех ступеней; меньший внутрен­ ний диаметр облегчает изготовление поковок или штамповок дисков турбины и др. \

Схема проточной части с Z>cp = const является промежуточной между рассмотренными выше.

Может создаться! впечатление, что турбина с DH = const, выполнен­ ная с меньшим числом ступеней, будет легче турбины с DB = const, имею­ щей большее число ступеней при одинаковой степени нагруженности каж­ дой ступени у обеих турбин. Однако масса сравниваемых турбин опреде­ ляется не только числом ступеней. Она зависит от степени уменьшения

'

81

диаметра турбины при увеличении числа ступеней, от ширины сопливых и рабочих лопаток, что, в свою очередь, определяется конструкцией/крепления сопловых лопаток и допустимым удлинением рабочих лопаток

(отношением длины лопатки к ширине ее корневого сечения).	/
Допустимое удлинение рабочих лопаток определяется	величиной

изгибных напряжений в них и наличием того или иного способа бандажирования. И, наконец, сравнительная масса этих турбин будет также зависеть от их размеров. Поэтому в каждом конкретном случае цри деталь­ ных расчетах турбины нужно проводить сравнительный аналйз массы.

Кроме рассмотренных выше находят широкое применение схемы, при которых все три диаметра DH, £>ср, DB не постоянны, и комбиниро­ ванные схемы, когда, например, первые ступени выполнены по схеме с £>ср = const, а последние - Du = const.

Такие схемы проточной части применяют при конструировании турбин двух- и трехвальных двухконтурных, а также турбовинтовых двигателей, имеющих свободную турбину привода винта. У таких турбин из-за сущест­ венной разницы в диаметральных размерах ступеней высокого и низкого давлений и ступеней привода винта или исходя из конструктивных особен­ ностей отдельные ступени или группы ступеней разнесены друг от друга в осевом направлении. Между проточными частями этих ступеней обра­ зуются кольцевые каналы, как правило, с увеличивающейся по те­ чению газа площадью поперечного сечения, т.е. кольцевые диффузоры (см. рис. 3.6, г). Стенки этих диффузоров зачастую соединяются между собой силовыми связями (ребрами или стойками), через которые прохо­ дят коммуникации масляной системы. ;

Для того чтобы свести к минимуму аэродинамические потери в этих диффузорах, надо, чтобы входящий в них поток имел направление, близ­ кое к осевому и умеренную скорость (М < 0,35); поперечное сечение на начальном участке диффузора имело постоянную или близкую к ней пло­ щадь, что способствует уменьшению уровня возмущений/и неравномернос­ ти скорости в потоке, вышедшем из турбины; с целью предотвращения отрыва потока приведенный угол раскрытия диффузораимел допустимые пределы (с учетом того, что за диффузором находится дроссель в виде соплового аппарата турбины); обводы диффузора плавно сопрягались с обводами стоящего за ним соплового аппарата. Последнее благоприят­ ствует выравниванию скорости и давления в потоке иа входе в сопловой аппарат и уменьшает вероятность возникновения отрыва пограничного слоя в периферийных сечениях лопаток, где, особенно при расширяю­ щемся наружном обводе, образуется диффузорное течение. В [6] показано, что возникающие в периферийных сечениях лопаток (потери из-за резкого изменения направления потока в месте соединения кольцевого диффузо­ ра и соплового аппарата распространяются практически на всю длину межлопаточного канала, ухудшая аэродинамические характеристики сопло­ вых лопаток.

При заданной удельной работе ступени или теплоперепаде на ней газо­ динамический расчет турбины дает величину необходимой окружной ско-

82

рости и. Поскольку ей при разной частоте вращения соответствуют разные

\	d =	° в
диаметры турбины (разные относительные диаметры втулок		—----- ),

\

го возникает вопрос о целесообразном выборе этих величин. Теоретический анализ и рассмотрение результатов конструкторской

проработки различных вариантов турбины показывает, что при фиксиро­ ванных значениях мср и суммарных напряжениях в лопатках (<тр + <гизг = « const) \масса турбины практически остается постоянной.:Поэтому при выборе дааметра турбины можно руководствоваться требЬЬаниями к габаритным размерам; согласованию характеристик турбишЯ и компрес­ сора; велтгаине относительного диаметра втулки; технологичности конст­ рукции и т.д.

Угол скоса наружного и внутреннего ободов проточной части

В практике редко удается спроектировать турбину, имеющую схему проточной части с постоянными наружным или внутренним диаметрами. Вели степень ^расширения газа в турбине p t /Рг > 3,0, то при сохранении наружного или внутреннего диаметра постоянным отношение кольцевых площадей на входе и выходе из турбины может быть таким, что при реаль­ но осуществимой проточной части угол у (см. рис. 3.6) окажется слишком большим ( 7 > |20°). Тогда турбину выполняют с изменяющимися наруж­ ным и внутренним диаметрами. Углы скоса наружного и внутреннего обво­ дов проточной ^асти турбины в меридиональном сечении ун и у ъ опреде­ ляются величиной дополнительных аэродинамических потерь, которые могут возникнуть при этом, и прочностью рабочих лопаток, а иногда и тех­ нологией изготовления и сборки турбины.

Опыт создания газовых турбин авиационных двигателей показывает, что нежелательна чтобы углы ун и ув у соседних решеток (как по наруж­ ному, так и по внутреннему диаметру) различались более чем на 8 °...1 2 °. При этом обеспечивается плавное изменение ободов проточной части и отсутствие потерь! которые могут возникнуть при резком изменении про­ филя проточной части в меридиональном сечении.

Допустимая исходя из минимума дополнительных аэродинамических потерь величина угла у лопаточных решеток определяется степенью конфузорности

F =

FBbixsln£M

и относительной высотой межлопаточного канала

ых	/7
:------	(л вых - W11® 4

попатки на выходе, А — ширина узкого сечения межлопаточного канала). Дня сопловых решеток с осевым направлением потока на входе

р —	вх	\ ^
	W c p h ) вых	Spinal

и для рабочих лопаток

83

F = ^	*)i	'
Ф с р А)в ы х sin
На рис. 3.7 приведен график зависимости изменения относительного
коэффициента потерь		01 степениконфузорности межлопаточ­
ных каналов	F, полученный	в результате испытаний сопловых /решеток

профилей с углами наклона торцевой стенки у до 45°. Угол в 30/ в одном случае был образован плоскостью, продолжающейся от входа к выходу (см. рис. 3.7, а), а в другом — криволинейной поверхностью/ имеющей на выходе участок, параллельный оси канала (см. рис. 3.7,6). Этот участок начинается от узкого сечения межлопаточного канала, благодаря чему

уменьшается диффузорность в зоне косого среза.		(
Из	графика £ £ (F ) видно, что решетка с	криволинейным	скосом
(кривая	б) имеет несколько меньшие потери.	Поэтому скосы	обводов

лопаточных решеток целесообразно заканчивать до начала участка косого среза (сечения а2 на рис. 3.5). Это особенно относится к решеткам, имею­ щим малую конфузорность межлопаточных каналов.

— —	h	f
Пунктирная кривая £ s (F)	для ----	= 10 получена путем пересчета

опытных данных. При этом предполагалось, что конфузорность межлопа­ точного канала остается неизменной, т.е. угол как бы уменьшается, а профильные потери в пределах этого уменьшения (от а х = 24° до ах =14°) остаются постоянными. j

Проведенные эксперименты показали, что изменение числа М на выходе из решетки в диапазоне Мс = 0,4...0,9 практически не/сказывается на потерях в ней.

I £вт Коэффициент относительного изменения вторичных пот

определялся как разность между суммарным ^оэффиуи потерь в

&=■		' Н с 5	с т
			ь-Мг=0,М
			о -Мг=0,65
		a	u-Mz=0f90
2,0 h	- ^ V		-ф- $ -прямолиней­
			ный скос
Ji. —
a	,utu

Рис. 3.7. Изменение относительного коэффициента потерь в решетке в зависимости от степени_конфузорности межлопаточного канала F

Рис. 3.8. Изменение относительного коэф­ фициента вторичных потерь в решетке в зависимости от /угла у

84

решетке

и коэффициентом профильных потерь £пр. Здесь £вт —вели­

чина вторичных потерь при 7 = 0 . Зависимость £вт от угла у показана на рис. 3J8. Приведенные графики позволяют оценить потери в решетках

'“ та турбины при наличии скосов меридиональ-

зависимость £вт = /( у ) , представленная на рис. 3.8, ролучена при увеличении угла у у наружного обвода соплового аппарата. Такое же увеличение угла у внутреннего обвода, очевидно, в меньшей степени будет влиять на рост вторичных потерь. Объясняется по тем, что скос внутреннего обвода увеличивает местную (пристеночную) комфузорность межлопаточных каналов, в то время как скос наружного обвода увеличивает ее. Поэтому пристеночный поток у наружного обвода, который входит в решетку на меньшем радиусе, чем выходит из нее, совер­ шая при этом поворот в межлопаточном канале на угол а ь более склонен к отрыву, чем у внутреннего.

3.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ШИРИНЫ РАБОЧИХ И СОПЛОВЫХ ЛОПАТОК

Ширина решеток рабочих колес и сопловых аппаратов зависит от величины изгибающего момента, действующего на лопатки, и допускае­ мых напряжений от изгиба и определяется при расчете уже спрофилирован-’ пых лопаток, геометрические характеристики которых известны и дейст­ вующие усилия определены при газодинамическом расчете турбины.

Поэтому при выборе схемы проточной части, когда еще нет данных полного газодинамического расчета турбины и геометрических характе­ ристик профилей, ширину лопаточных решеток приходится определять приближенно. Однако после окончательного расчета изменение ширины ра­ бочих и сопловых лопаток должно быть незначительным.

Этого можно достигнуть, если ширина лопатки проектируемой турбины определяется пересчетом, при котором за основу взяты все расчетные данные и геометрические характеристики ранее выполненных либо пол­ ностью рассчитанных лопаток уже спроектированных турбин.

Ширина рабочих	лопаток,	определенная таким пересчетом, незначи-
и тн о (в пределах	5...10 %)	отличается от их окончательного размера.

При этом прототип по основным конструктивным признакам должен соот­ ветствовать проектируемой лопатке: — наличием полочного или кольцеииго бандажа, типом переходной части от пера лопатки к замку и т.п., и для охлаждаемых лопаток должно быть соблюдено практически полное | mметрическое подобие. Иногда ширину лопаток при проектировании мпределяют, сравнивая их с прототипом по удлинению h n = /гл/£ и сохра­ ним его одинаковым. Этим способом можно пользоваться для подобных

• I у пеней при сравнительно небольшом отличии их размеров. Во всех же штильных случаях он приводит к существенным погрешностям.

В [1] приведены графики для определения ширины сопловых и рабо-

85

чих лопаток по отношению длины лопатки, к	ее ширине на среднем диа- •
метре в зависимости от отношения D c^ / h n,	Они получены	в результате
обработки статистических данных для выполненных турбин.		/
Ширина сопловых решеток		/

Ширину сопловой решетки можно определять также пересчетом харак­ теристик уже выполненных или полностью рассчитанных лопатор. Ширина профиля сопловых лопаток существенно отличается от хорды. Отношение ширины к хорде профиля определяется зависимостью

s/b = 0,45 tg ах +0,55.	(3.8)
В диапазоне изменения а г =	15...40° эта зависимость с точностью

до 3 % подтверждается большим числом расчетов сопловых лопаток выпол­ ненных турбин.

Вторичные потери в решетке при прочих равных условиях обратно пропорциональны длине лопатки и отношению длины ее к ширине узкого

h

сечения межлопаточного канала h = -------- .

а

Известно, что если длина лопатки достигает 50 мм, то дальнейшее ее увеличение само по себе уже не приводит к заметному снижению вторичных потерь. Для таких лопаток достаточно большим должно быть отношение h j a . При выбранной высоте лопатки этого можно достичь за счет увеличе­ н и я числа лопаток, выдерживая при этом оптимальное отношение bjt.

При выборе густоты решеток профилей соплового аппарата турбины недостаточно руководствоваться только требованием обеспечения ее опти­ мальности по величине профильных потерь, так как опыты показывают, что зависимость потерь от густоты решетки вблизи оптимума является пологой, поэтому в проектируемой ступени необходимо учитывать пара­ метры, связывающие шаг с геометрическими характеристиками профиля межлопаточного канала, и их влияние на потери.

Как известно, профильные потери (при дозвуковых скоростях) скла­ дываются из потерь на трение и кромочных1потерь

£пр *” £тр + £кр-

Если при малой густоте решетки удается выдержать распределение кривизны спинки профиля в пределах, не приводящих к заметному увели­ чению потерь на трение, то изменение профильных потерь зависит от доли кромочных потерь. Необходимо отметить, что при уменьшении густоты ре­ шетки несмотря на уменьшение значения d2ja — ’’загромождения” межло­ паточного канала абсолютная величина кромочных потерь может возрасти за счет увеличения разности скоростей со стороны выпуклой и вогнутрй частей профиля и роста потерь кинетической энергии при смешении пото­ ков с различными скоростями. Поэтому очевидно, что даже в случае ’’нуле­ вой” толщины выходной кромки величина кромочных потерь не будет равна нулю. Однако при уменьшении густоты решетки кромочные потери будут уменьшаться до d2/a ~ 0,03.

86

Эксперименты, проведенные при испытании плоских решеток профи­ лей, показали, что, начиная с величины d2/a < 0,05, дальнейшее увеличение шага не* приводит к снижению профильных потерь, но при большом ’’загроможденйи” межлопаточного канала d2/a >0,15 уменьшение густоты позво­ ляет уменьшить потери в решетке. Эго особенно относится к газовым Iурбинам высокотемпературных двигателей, технология изготовления которых зачастую не обеспечивает выполнение тонких выходных кромок лопаток.

Изменение густоты решетки приводит также к изменению относитель­ ной высоты межлопаточного *канала. При этом доля вторичных потерь меняется прямо пропорционально величине h n/a лишь в определенном диапазоне ее изменения. Начиная с некоторых значений Лл/д, ойи сугцест-

непио возрастают.	v
Ширину сопловых лопаток	на стадии формирования проточной части

можно определять из условия обеспечения минимума аэродинамических

потерь при заданных	длине лопатки			(Лл), направлении потока газа на
мкоде в лопатку ( O Q )	и	выходе из нее (о^ ) и минимально допустимой тол­
щине выходной кромки лопатки (d2) .
Согласно формулам		(2.4), (2.7), (2.8) можно написать
*с.а = « т р + К		(1 + —	^	-------------- ) •
		В	—	- (А - 1)

Откуда следует, что при заданных Ил, а0, аг и d2 величина | с а будет определяться величиной узкого сечения межлопаточного канала. Взяв частную производную от | с а по а и приравняв ее к нулю, после преобразоиипий получим следующее выражение для а опт:

2 (А -	1)
K d 2Bh A J K d . Bh„	Kd■	(А - 1) ]
^ЛПТ

| до

Y = kTpABh„ + Kd2 (2A - 1 ) ( A - 1 ) .

Приняв A = 1,0; В = 0,4 и К = 0,2, получим

	/0 ,0 8 d 2 hn
а опт V	*
	?тр

1пачение | тр приведено на рис. 2.1.

По известным из предварительного газодинамического расчета сту­

пицейD cp и	определяем шаг лопаток и их число:
sm a j	и
	t

и но выбранному значению отношения Z?/f, используя (3.8), определяем ширину сопловой лопатки s.

87

3.5. ПЕРЕКРЫШИ И ОСЕВОЙ ЗАЗОР

,

МЕЖДУ ЛОПАТОЧНЫМИ ВЕНЦАМИ

В осевом зазоре между сопловым аппаратом и рабочим колесом грани­ цы потока у корня и периферии лопаток несколько размываются. Для того чтобы поток попадал на рабочие лопатки и меньше перетекал через радиальный зазор между ними и корпусом, длина входной кромки рабочих лопаток должна быть несколько больше длины кромки сопловых лопаток. Эта разница в длинах называется перекрышей.

Перекрыши необходимы также для того, чтобы поток газа, движущий­ ся от одной лопаточной решетки к другой, не встречал на своем пути пре­ пятствий. Эго может происходить из-за отклонений при изготовлении лопаток, сопловых аппаратов и дисков, несоответствии между диаметраль­ ными размерами ротора и статора, погрешностях монтажа и т.п. Различают перекрышу нижнюю 5 х — разность между внутренними радиусами лопаточ­ ного венца соплового аппарата на выходе и рабочего колеса на входе в него, и перекрышу верхнюю 62 —разность между наружными радиусами венца рабочего колеса на входе и соплового аппарата на выходе (рис. 3.9).

Гидравлические потери, которые могут возникать в турбине при отсут­ ствии перекрыш, связаны с тем, что часть потока на границах его, встречая препятствие, теряет кинетическую энергию и не участвует в создании рабо­ ты (особенно это проявляется на внутреннем радиусе у ступищл колеса). При этом создается возмущение, которое, распространяясь на основной поток, может вызвать в нем значительные потери. Наличие перекрыш исключает проявление этих потерь не только на одном расчетном режиме

Рис. 3.9. Формы перекрыши	Рис. 3.10. Сечение межлопаточного кана­
	ла по высоте

88

риботьр турбины, но и на переходных, когда из-за различий в температуре лопаточных венцов статора и ротора неодинаково меняются их радиальные размеры. Верхняя перекрыта способствует уменьшению потерь, связанных 1 наличием радиального зазора у безбандажных лопаток, а у лопаток с бан­ дажными полками компенсирует загромождение проходных сечений галте­ лями в местах перехода от пера лопатки к полке (рис. 3.10).

Величина верхней и нижней перекрыт бывает разной, и в каждом конкретном случае выбирается в зависимости от величины: осевого зазо­ ра А и угла выхода потока из соплового аппарата а х (так как путь, кото­ рый проходит поток газа в осевом зазоре, прямо пропорционален величине зазора и обратно пропорционален sin о^) ; радиального зазора 6 температур­ ных деформаций ротора и статора на различных режимах работы, а также от длины лопаток, диаметральных размеров турбины и принятой точности их изготовления.

Например, у турбин с цилиндрическим обводом проточной части,

Пссполочными рабочими лопатками длиной 100...120 мм, ^CD		= 4...5,
•v, = 20...250, радиальным зазором 0,6...0,8 мм	(на расчетном	режиме
работы) и осевым зазором между сопловыми	и рабочими лопатками

на среднем радиусе турбины в пределах 6...8 мм верхнюю перекрышу гледует выполнять от 1 до 1,5 мм. Если бы радиальный зазор был большим и доходил, скажем, до 1,5 мм (из-за различных температурных расширений

• гатора и ротора на переходных режимах), то размер верхней перекрыши | ледовало бы увеличить до 2 мм. Нижняя перекрыта всегда выбирается Польшей и в приведенном примере должна находиться в пределах 2,5...3 мм. ()бъясняется это, с одной стороны, значительно большей скоростью исте­ чения газа из соплового аппарата и большим расстоянием, которое газ прочодит в осевом зазоре (меньший угол а х), чем на наружном диаметре, гледовательно, более интенсивным размывом границы потока у корневого гйчения лопаток по сравнению с периферийным, а с другой стороны, — ииличием, как правило, развитой переходной части от пера лопатки к нижней полке, утолщающей входную кромку рабочей лопатки и загро­ мождающей межлопаточный канал на входе (см. рис. 3.10).

Верхние и нижние перекрыши должны выполняться не только в рабо­ чих венцах, но и в лопатках, стоящих за ними сопловых аппаратов следую­ щих ступеней. При этом не следует опасаться появления дополнительных потерь от внезапного расширения потока, вышедшего из решетки: посколь­ ку решетка профилей последующего соплового аппарата является конфушриой, создающей сопротивление, эти потери будут очень малыми. Поэюму на входе в сопловые решетки можно допускать большие перекрыши, чем на входе в рабочие колеса. Необходимость в этом вызывается у много-

• |упенчатых турбин тем, что для получения на расчетном режиме минимильного осевого зазора между сопловым аппаратом и рабочим колесом нпор между колесом и последующим сопловым аппаратом из-за осевых перемещений получается большим.

89

Рис. 3.11. Оптимальная относительная перекрыта в функции относительного радиаль­ ного зазора [3]

Рис. 3.12. Схема периферийного обвода рабочих лопаток с перекрышей [3]

Конечно, если сделать перекрыши	чрезмерно большими, то	потери
от внезапного расширения и незаполнения потоком входного участка
межлопаточных каналов могут стать	ощутимыми. Перекрыши	должны

выполняться так, как это показано на рис. 3.9 сплошными линиями. Ра­ диус R должен сопрягаться с плоскостью, ограничивающей основание ло­ паточного венца до места максимальной кривизны на спинке профиля в корневом сечении. Эго особенно важно для рабочих лопаток, у которых от введения перекрыши при наличии большого угла поворота потока и практи­ чески активном межлопаточном канале (постоянного сечения) в корне­ вом сечении может образоваться диффузорное течение и связанные с этим дополнительные потери.

Следовательно, существует определенная величина перекрыши, при которой для заданных конкретных условий реализуется максимальное значение КПД ступени. Для перекрыши на наружном диаметре она будет зависеть от величины радиального и осевого зазора между лопаточными венщми и может быть определена по экспериментальной зависимости,

полученной в работе	[3], которая	представлена на рис. 3.11. При этом
		С
рекомендуется относительный размер открытого осевого зазора —— при­
нимать таким, чтобы	6 " I (sinос" *у)	=4,0...6,1 (рис. 3.12).

Осевой зазор между лопаточными венцами

При расчете схемы проточной части турбины величину осевого зазора между венцами сопловых и рабочих лопаток, как и ширину лопаточных решеток, можно выбрать лишь предварительно. Окончательная величина его определяется в процессе рабочего проектирования, когда известны

90