П. В. Мелентьева, Э. Л. Блоха, Г. С. Самойловича, Л. А. Симонова, С. А. Хрнстианов'ича, Л. И, Седова, Б. С. Стечкина и др.
Среди общих работ но гидродинамике лопаточных машин сле дует отметить капитальный труд Г. Ф. Проскуры «Гидродинамика турбомашин», изданный в 1934 г., а также работы выдающегося чешского ученого А. Стодолы и в первую очередь его обширную мо< нографию «Паровые и газовые турбины» [73].
Многие важные задачи, связанные с конструированием отдель ных элементов лопаточных машин и определением их основных ха рактеристик, до настоящего времени вполне удовлетворительно ре шаются приближенными способами, опирающимися на струйную теорию и экспериментально найденные поправочные коэффициенты. Газовые потоки в проточной части компрессоров и турбин в действи тельности являются неустановившимися и характеризуются нерав номерным распределением параметров по сечению. Однако, исполь зуя осредненные по времени и массе значения параметров потока, оказывается возможным применять к этим машинам уравнения га зовой динамики для установившегося одномерного течения газа и, как показывает опыт, в очень многих случаях получать достаточно точные для практических целей результаты. Кроме того, в рамках одномерной схемы наиболее просто и физически ясно вскрываются многие закономерности, присущие процессам, протекающим в ком прессорах и турбинах. Указанные обстоятельства объясняют жиз ненность струйной теории и дают основание полагать, что для позна вательных целей, т. е. для изучения основ теории лопаточных ма шин, она сохранит свое значение и в будущем.
Недостаток струйной теории заключается в том, что она не по зволяет находить действительное распределение окоростей и давле ний вокруг лопаток турбомашин и поэтому не дает надежных мето дов профилирования лопаток и не указывает путей повышения их эффективности.
В последние годы во многих организациях широким фронтом проводятся экспериментальные исследования решеток профилей компрессоров и турбин, от правильности конструирования которых в основном зависит эфективность лопаточной машины. Эти иссле дования направлены главным образом на изучение специфических особенностей движения газа в проточной части лопаточных машин, обусловленных трехмерностью потока. Постепенное накопление экс периментального материала и его систематическое обобщение под готавливают почву для завершения. уже наметившегося перехода от струйной теории к более совершенным аэродинамическим мето дам расчета лопаточных машин, основанным на более точных пред ставлениях о сложной пространственной структуре потока в них.
Часть первая
КОМПРЕССОРЫ
V
ГЛАВА ПЕРВАЯ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА КОМПРЕССОРА
§ 3. СТЕПЕНЬ СЖАТИЯ И ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ КОМПРЕССОРА
Одним из важнейших выходных параметров компрессора, с по мощью которого оценивается его способность увеличивать давление протекающего воздуха, является степень сжатия.
'Степенью сж ат и я |
ком п рессора &к* будем называть отноше |
ние полного давления |
воздуха p k* на выходе из компрессора к |
полному давлению р * |
на входе в него: |
0 - 1)
Р а
При этом входным или начальным сечением а-а будем счи тать: у осевого компрессора— сечение перед первым рядом ло паток (рис. 1)^ а у центробежного компрессора — сечение перед входным устройством собственно самого компрессора (рис. 2).
Наряду с ек* |
может быть использована также степень сжатия |
|
компрессора ек, |
подсчитанная по статическим давлениям р а и p k |
|
на входе и выходе из него: |
, |
|
|
Pk |
( 1. 2) |
|
Р а |
|
|
|
|
Однако для изучения общих свойств компрессора, как состав |
||
ной части газотурбинного двигателя, |
определение степени сжа |
|
тия по полным давлениям является наиболее целесообразным и получило в технической литературе последних лет преобла дающее распространение. . _______
А. Г. Мамиконов и др. |
ГОС ПУБЛИЧНАЯ |
|
НАУЧИ » |
, 4 l.< VАР |
|
_БИЬ/МО. с.!-, л <. ССР
акзЕнплод
ЧЙТ, ЗАДА J
At / ^ М
Используя известную из газовой динамики формулу для пол ного давления, нетрудно получить следующее соотношение, связывающее степени сжатия ек* и ек [35]:
|
|
к |
|
|
|
|
М*2 к -1 |
|
0,2МЛ.2\3'5 |
|
|
/1 + |
||
|
|
^1 |
|
(1.3) |
|
1 + |
+ 0 .2 M J ) |
||
|
|
|
|
|
где |
k — показатель адиабаты (для воздуха |
k = 1,4), |
||
МЛ и М*— числа М потока в сечениях соответственно а-а и k-k. Обычно число Мй < Mfl и поэтому степень сжатия гК* < ек.
Однако численно разница между ек* и е( у существующих ком прессоров невелика.
По аналогии со степенью сжатия всего компрессора вводится также понятие о степени сжатия его отдельной ступени как отношении полных (или статических) давлений на выходе и на входе в ступень.
Степень сжатия у выполненных авиационных компрессоров колеблется в довольно широких пределах и существенно зависит от типа компрессора и режима его работы. При работе на рас четном режиме на месте на уровне моря (при стандартных атмосферных условиях)1 осевые компрессоры газотурбинных
двигателей |
имеют степень сжатия ек*я зЗ -ч -12,5 и более [30]; |
в тех же |
условиях одноступенчатые центробежные компрес |
соры с прямыми радиально-расположенными лопатками обес печивают еЛ* stJ 3,3 4,9.
Кроме степени сжатия важнейшим параметром компрессора является его производит ельност ь, которая характеризуется весовым расходом воздуха G, т. е. числом килограммов воздуха, протекающего через компрессор в единицу времени (как пра вило, в одну секунду).
О производительности компрессора иногда судят также объемному секундному расходу V. Однако в этом случае до полнительно должен указываться соответствующий удельный
вес, так как V = — . Вдоль проточной части компрессора объем
ный расход в отличие от весового изменяется. Поэтому объем ным расходом для характеристики производительности компрес сора, как правило, не пользуются.
Выполненные осевые компрессоры имеют весовой расход воздуха от нескольких единиц до 180 KzjceK и более, а центро бежные компрессоры — до 55 -ч- 60 Kzjcetc [30].
1 Применительно к этим условиям приводятся ниже и все остальные стати' стические данные, за исключением специально оговариваемых случаев.
18
§ 4. ТЕРМОДИНАМИКА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ИДЕАЛЬНОГО НЕОХЛАЖДАЕМОГО КОМПРЕССОРА
Идеальным неохлаждаемым компрессором будем называть такой компрессор, в котором отсутствуют гидравлические по тери и теплообмен с окружающей средой. Процесс сжатия при
указанных условиях протекает по адиабате, |
в связи с чем рас |
|||||||
сматриваемый компрессор иногда называется адиабатическим. |
|
|||||||
Изменение |
состояния |
воздуха в идеальном .компрессоре |
в |
|||||
диаграммах |
p v |
и Ts изображено |
на рис. 3, |
где точки |
а и kad |
|||
определяют |
собой начальное и конечное состояние воздуха, |
а |
||||||
линия a k ad |
является адиабатой, по которой происходит его сжа |
|||||||
тие. Здесь же нанесены точки а * |
и k |
соответствующие пара |
||||||
метрам заторможенного |
потока |
на |
входе и выходе |
из ком |
||||
прессора, и соединяющая их условная адиабата a*k*ad. |
|
|
||||||
Рис. 3. Процесс сжатия в идеальном неохлаждаемом компрессоре
Термодинамический анализ процесса сжатия в идеальном неохлаждаемом компрессоре имеет своей главной целью опре деление той минимальной работы, которую требуется затратить на сжатие воздуха до заданного давления при наилучших усло виях. Знание этой работы необходимо для того, чтобы на осно вании сравнения с ней работы, действительно затрачиваемой на сжатие воздуха в реальном компрессоре, можно было бы оце нить совершенство последнего. *
Для решения поставленной задачи применим к 1 кг воздуха, протекающего через идеальный неохлаждаемый компрессор, известное из газовой динамики уравнение энтальпии
г* |
= |
vkad — In |
+ |
- f ( T ,k a d - т а) + |
С ь — Са |
(1.4) |
|
||||||
**adK |
|
|
2g |
|
||
|
|
|
2g |
|
|
2* |
19 |
| 2014 biblioonline ru |