Формы проточной части и изменение осевой скорости по тракту осевого компрессора

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 9Следующая ⇒

При одинаковом расходе рабочего тела через все ступени компрессора увеличение его плотности по мере сжатия в отдельных ступенях должно сопровождаться согласно уравнению расхода потока либо снижением осевой скорости, либо уменьшением площади проточной части.

Снижение осевой скорости в последних ступенях компрессора невыгодно, поскольку, как следует из соотношения

снижение с_а при данной густоте решётки колеса приводит к снижению закрутки ∆ w_u, т.е. в конечном счёте к снижению адиабатической работы ступени.

С другой стороны, увеличение d (уменьшение высоты лопатки) приводит к увеличению роли концевых потерь, и, как следствие, к снижению КПД ступени, которое становится особенно существенным при > 0, 85…0, 9.

С этой точки зрения, наоборот, выгодно уменьшать осевую скоростьпотока на выходе из компрессора.

Поэтому при проектировании компрессора при переходе от первых к последним ступеням одновременно уменьшают и высоту лопаток и осевую скорость потока рабочего тела.

Возможный характер изменения осевой скорости по тракту компрессора на расчётном режиме показан на рис. 7.

Рис. 7

Кривая 1 соответствует постепенному снижению с_а от ступени к ступени. В ряде случаев бывает более выгодным сохранение постоянной с_а в первых ступенях (кривая 2) или даже некоторое увеличение её в средних сечениях (кривая 3).

Однако при этом необходимо учитывать, что во избежание падения КПД последующее снижение с_а в пределах одной ступени не должно превышать 10 – 15 м/с.

Обычно в авиационных компрессорах скорость рабочего тела на выходе из последней ступени равна 120 – 180 м/с.

Уменьшение высоты лопаток от ступени к ступени может достигаться либо увеличением внутреннего диаметра, либо уменьшением наружного диаметра рабочего колеса и неподвижных аппаратов, либо одновременным изменением обоих диаметров.

Возможные формы проточной части многоступенчатых одноконтурных компрессоров показаны на рис.8.

Рис. 8

По конструктивным и технологическим соображениям наиболее удобными схемами, в которых либо наружный, либо внутренний диаметр у всех ступеней остаётся постоянным (схемы 1 и 2).

В схеме 1 средний диаметр постепенно возрастает от ступени к ступени, что позволяет получить благодаря высоким окружным скоростям значительно большую адиабатическую работу сжатия в каждой из средних и последних ступеней, чем для схемы 2 (при одинаковых параметрах первой ступени), и за счёт этого уменьшить требуемое число ступеней.

Вместе с тем, при одних и тех же значениях G_в и π _к^* и одинаковой скорости на входе в схеме 1 высота лопаток в последних ступенях получается (из-за большого среднего диаметра) заметно меньше, чем в схеме 2, что неблагоприятно сказывается на КПД ступеней.

Таким образом, каждая из этих схем имеет свои достоинства и недостатки.

В схемах 3 и 4 указанные недостатки выражены ещё более резко, и поэтому они не применяются на практике.

В компрессорах авиационных ГТД часто часто применяются компромиссные схемы, в которых уменьшение высоты лопаток достигается одновременным уменьшением наружного диаметра и увеличением внутреннего диаметра ступеней. При этом средний диаметр ступеней остаётся примерно постоянным (схема 5) или чаще в первых ступенях используется главным образом увеличение D_вт, а в последних – уменьшение D_к (схема 6).

Распределение работы сжатия между

Ступенями компрессора

Различные ступени компрессора работают в неодинаковых условиях: они имеют различные окружные и осевые скорости, их лопатки обтекаются с различными числами М и т.д. Поэтому адиабатическая работа сжатия в различных ступенях одного и того же компрессора могут существенно отличаться друг от друга.

Типичное распределение адиабатической работы между ступенями одновального осевого компрессора представлено на рис. 9 кривой 1.

Рис. 9

В первой и меньшей мере в последних ступенях работа заметно снижена по сравнению с работой, приходящейся на каждую из средних ступеней.

Такой характер распределения работы, закладываемый при проектировании компрессора, объясняется следующими соображениями.

1. Первая ступень имеет самое малое значение и работает при самой низкой температуре рабочего тела. Поэтому периферийные сечения её лопаток обтекаются потоком с высокими значениями М, в то время как корневое сечение имеет низкую окружную скорость и, следовательно, не может иметь высокого значения L_u.

2. На нерасчётных режимах углы атаки на рабочих лопатках первой ступени могут сильно возрасти и, кроме того, первые ступени наиболее подвержены влиянию различных возмущений входящего в двигатель потока, вызванного неравномерностью потока за воздухозаборником. Следовательно, в первых ступенях надо иметь повышенные запасы по углу атаки. Таким образом, при распределении работы сжатия между ступенями первые одну-две ступени приходится нагружать значительно меньше остальных.

3. Работу сжатия, приходящуюся на каждую из последних ступеней, обычно несколько снижают, т.к. из-за снижении осевой скорости трудно сохранить высокие значения закрутки рабочего тела в рабочем колесе. Кроме того, эти ступени из-за малой высоты лопаток обычно имеют пониженные значения КПД. Поэтому для повышения КПД всего компрессора целесообразно основную часть работы сжатия переложить на ступени, имеющие более длинные лопатки.

Если среднее значение работы, затрачиваемой на вращение ступени в компрессоре L_ст.ср.=L_к/z, принять за 100%, то обычно L_ст1 составляет 55 – 75% этой величины, L_ст11 – 75 – 90%, а L_ст_z – 80 – 105%/

Значения η _ст^* в первых ступенях обычно составляют 0, 84 – 0, 86, в средних – 0, 88 – 0, 91 и в последних – 0, 86 – 0, 87.

В некоторых случаях для увеличения степени повышения давления и производительности осевого компрессора к нему спереди добавляют ещё одну («нулевую») ступень. Если в качестве такой ступени используют трансзвуковую ступень, то модифицированный компрессор будет иметь ступени смешанного типа. Трансзвуковую ступень для получения хороших значений КПД обычно выполняют сильно нагруженной.

Но вследствие повышения температуры рабочего тела при сжатии его трансзвуковой ступени окружные скорости в дозвуковых ступенях при сохранении прежнего уровня чисел М могут быть несколько увеличены.

На рис. 9 этот случай представлен кривой 2.

Кривая 3 на этом рисунке соответствует случаю, когда все ступени компрессора выполняются трансзвуковыми и как видим из рис. 9 необходимое число ступеней при заданной степени повышения давления оказывается меньшим.

В двухвальных ТРД используется компрессор (рис. 10), в котором ступени разбиты на две группы (два каскада), каждая из которых имеет самостоятельный привод от своей турбины.

Первая по ходу потока группа ступеней называется каскадом или компрессором низкого давления ( КНД ), а вторая – компрессором высокого давления ( КВД ).

Рассмотрим распределение работы сжатия между ступенями в таком компрессоре. Оба каскада в целом образуют осевой компрессор, в котором изменение высоты лопаток, изменение осевой скорости и формы проточной части определяются так же как и в обычном компрессоре.

Распределение работы между каскадами выбирается с учётом возможностей турбин, приводящих во вращение первый и второй каскады. Обычно степень повышения давления во втором каскаде в расчётных условиях работы π *_квд=3…4.

Рис 10

Одна из особенностей двухкаскадного компрессора состоит в возможности увеличения частоты вращения группы ступеней высокого давления в расчётных условиях (по сравнению с первым каскадом). Это объясняется тем, что вследствие подогрева воздуха в первом каскаде при равных числах М рабочие лопатки второго каскада могут иметь более высокие окружные скорости.

В том случае, когда частоты вращения обоих каскадов приблизительно равны между собой, то распределение работы между каскадам отображается кривой 1 (рис.10).

Кривая 2 характерна для компрессора, в котором второй каскад имеет частоту вращения своего ротора, превосходящую частоту вращения первого каскада.

Рис. 11

Отметим особенности распределения работы сжатия между ступенями в осецентробежных и в многоступенчатых центробежных компрессорах.

В осецентробежном компрессоре (рис. 11) последняя (центробежная) ступень вследствие более высокого значения окружной скорости и большего коэффициента нагрузки μ имеет обычно в несколько раз более высокое значение эффективной и соответственно адиабатической работы, чем стоящие впереди осевые ступени.

Характер распределения работы между ступенями для этого случая показан на рис. 11.

В многоступенчатых центробежных компрессорах обычно рабочие колёса выполняются одинакового диаметра Тогда при характерном для центробежных ступеней радиальном расположении лопаток эффективная работа всех ступеней, сидящих на одном валу, будет одинаковой, изменяясь от ступени к ступени практически пропорционально квадрату диаметра рабочего колеса.

Лекция № 3

⇐ Предыдущая 1 234 5 6 7 8 9 Следующая ⇒