Содержание к диссертации
Введение
1.1. Состояние вопроса и постановка задач исследования 7
1.1.1. О существе и практической значимости проблемы 7
1.1.2. О силовой схеме и размещении опор узла турбины 13
1.1.3. Особенности СА1 ТНД с обратным вращением ротора 14
1.1.4. Особенности к преимущества применения одноступенчатых высокоперепадных ТВД в ТРДД с противоположным вращением роторов 16
1.1.5. Задачи настоящего исследования 21
1.2. О роли современных математических моделей при проекти ровании и оптимизации проточной части турбин 23
1.3. Особенности высокоперепадной твд в схеме трдд с противоположным вращением роторов зi
1.3.1. О постановке задачи численного анализа высокоперепадной ТВД 31
1.3.2. Анализ результатов параметрического исследования высокоперепадной ТВД 34
1.3.3. Некоторые выводы 36
Рисунки к разделу 1.3 38
2. Численное и экспериментальное исследование решеток Саі тнд с прямым и обратным вращением ротора 43
2.1. Особенности экспериментального стенда у-зоос для исследования турбинных решеток 44
2.1.1. Описание стенда и системы измерений 44
2.1.2. Методика обработки экспериментальных данных 46
2.1.3. Особенности исследования трансзвуковых турбинных решеток 48 Рисунки к разделу 2.1 51
2.2. Численное исследование плоских решеток СА1 ТНД и сопоставление расчетных результатов с экспериментом 54
2.2.1. Геометрические особенности исследованных решеток 55 Рисунки к разделу 2.2.1 59
2.2.2. Сопоставление расчетных и экспериментальных результатов в исследованных плоских решетках 63
Рисунки к разделу 2.2.2 67
2.2.3. Сопоставление расчетных и экспериментальных результатов в исследованных решетках с меридиональным раскрытием 1-м, 2-м, 3-м 79
Рисунки к разделу 2.2.3 83
Таблицы к разделам 2.2 и 2.3 90
2.2.4. Некоторые выводы по результатам проведенного сопоставления расчетных и экспериментальных данных в исследованных решетках 95
2.3. Оптимизация решеток са1 тнд с обратным вращением ротора 96
2.3.1. Некоторые результаты численного исследования решеток 96
2.3.2. О подходах к оптимизации решеток 98
2.3.3. К выбору оптимального шага Б плоских решетках 1, 2, 3
по уровню профильных потерь С, 100
2.3.4. К выбору оптимального шага в решетках с меридиональным раскрытием 1-м и 2-м по уровню профильных потерь <ГПр.т 102
2.3.5. К выбору оптимального шага в решетках с меридиональным раскрытием 1-м и 2-м по уровню суммарных потерь 103
2.3.6. Численное исследование вторичных потерь ^вт в решетках с меридиональным раскрытием 1-м и 2-м при различной величине относительного шага 105
2.3.7. Некоторые выводы по результатам исследования и оптимизации решеток 106 Рисунки к разделу 2.3 108
3. Численное и экспериментальное исследование двухступенчатой тнд при одностороннем и противоположном вращении ее ротора 115
3.1. Численное исследование газодинамической эффективности тнд с прямым вращением ротора 116
3.1.1. Газодинамические особенности проточной части двухступенчатой ТНД
с прямым вращением ротора 117
3.1.2. Анализ 3D вязкого течения в СА1 двухступенчатой ТНД с прямым
вращением ротора 119
3.2. Численное и экспериментальное исследование газодинамической эффективности тнд с противоположным вращением ротора 122
3.2.1. Анализ 3D вязкого течения в СА1 двухступенчатой ТНД с противоположным вращением ротора 123
3.2.2. Экспериментальное исследование двухступенчатой ТНД с противоположным вращением ротора 126
3.2.3. Некоторые выводы по результатам исследования двухступенчатой ТНД с прямым и обратным вращением ротора 129
Таблицы к разделу 3 130
Рисунки к разделу 3 133
4. Заключение 154
5. Литература
- О существе и практической значимости проблемы
- О роли современных математических моделей при проекти ровании и оптимизации проточной части турбин
- Особенности экспериментального стенда у-зоос для исследования турбинных решеток
- Численное исследование газодинамической эффективности тнд с прямым вращением ротора
Введение к работе
К важнейшим характеристикам авиационных двигателей, в первую очередь, относятся их экономичность и удельный вес. В значительной мере эти характеристики определяются газодинамическими и конструктивными особенностями узла турбины, который в современных двухконтурных двигателях (ТРДД) состоит из турбины высокого давления (ТВД), приводящей компрессор, и турбины низкого давления (ТНД), приводящей вентилятор.
Главной тенденцией развития авиационных двигателей является дальнейшее значительное повышение температуры газа перед турбиной при высокой суммарной степени сжатия в компрессоре и вентиляторе. При этом увеличение термодинамических параметров цикла происходит более быстрыми темпами, чем создание новых материалов и совершенствование систем охлаждения, это не позволяет обеспечить потребную окружную скорость рабочих колес турбин. Вследствие этого ТВД из-за недостаточной прочности лопаточных и дисковых материалов и ограниченной окружной скорости ротора работают при пониженных значениях кинематического параметра u/cJs, что приводит к уменьшению угла выхода потока из ТВД до значений щ = 50 + 70 , т.е. к значительной закрутке потока на выходе.
При вращении роторов ТНД и ТВД в одну сторону (прямое вращение ротора ТНД) это существенно увеличивает угол поворота потока в первом сопловом аппарате (СА1) ТНД, что способствует увеличению в нём профильных и особенно вторичных потерь. Кроме того, в сопловом аппарате необходимо применять уменьшенный относительный шаг (т.е. СА1 будет иметь повышенное число лопаток).
В этой связи, в практике мирового авиационного двигателестроения разрабатываются конструкции ТРДЦ с противоположным вращением роторов ТНД и ТВД (обратное враще 8 ниє ротора ТНД). В этом случае угол поворота потока в СА1 ТНД значительно уменьшается, что приводит к снижению в нём профильных и вторичных потерь. Кроме того, в таком С А могут применяться более редкие решётки, что способствует уменьшению числа лопаток, снижению веса турбины и, возможно, уменьшению расхода охлаждающего воздуха. Схема ТВД и первой ступени ТНД в случае одностороннего и противоположного вращения роторов приведена на рис. 1.1. Следует также отметить, что в двигателях с противоположным вращением роторов ТВД и ТНД существенно снижается суммарный гироскопический момент, что улучшает маневренность самолета.
Расчетно-конструкторские проработки ряда двигателестроительных организаций показывают, что в зависимости от типа и схемы многовалыюго авиационного двигателя применение противоположного вращения роторов вследствие допускаемых при этом повышенных теплоперепадов в предыдущих каскадах турбины может привести к уменьшению массы двигателя и его габаритов на 10 -г 15%, сокращению числа лопаток в горячей части на 10 -г- 20%, повышению температуры газа перед турбиной Т й на 50 т- 100 К (при неизменном расходе воздуха на охлаждение рабочего колеса высокоперепадной ТВД).
Все это подчеркивает необходимость и актуальность исследования ТНД в условиях противоположного (по отношению к ротору ТВД) вращения её ротора.
Исследование турбин с противоположным вращением роторов ТВД и ТНД ведется во многих развитых странах. Работы указанного направления интенсивно проводились в США, Англии, России, Германии и КНР, результаты исследований нашли применение в ряде двигателей. В частности, на фирме «Роллс-Ройс» в трехвальном двигателе «Трент» 1000 (узел турбины выполнен по схеме 1+1+6) двухвальный газогенератор имеет противоположное вращение роторов. Противоположное вращение роторов применяется в двигателях этой же фирмы!Ф529,КВ211.
Турбины двухвальных ТРДД F-119 и EJ-200 выполнены по схеме 1+1 (см. рис. 1.2 и 1.3), в СА ТНД этих двигателей происходит лишь небольшой поворот потока. В двухвалыюм двигателе F-120 с противоположным вращением роторов используется одноступенчатая ТВД и одноступенчатая ТНД без соплового аппарата.
1.1.4. Особенности и преимущества применения одноступенчатых высокоперепадных ТВД в ТРДД с противоположным вращением роторов.
Рассмотрим некоторые преимущества использования одноступенчатых высокоперепадных ТВД в схеме ТРДД с противоположным вращением роторов.
Как указывалось, применение в ТРДД одноступенчатой высокоперепадной ТВД вместо ее двухступенчатого варианта позволяет заметно повысить уровень температуры газа на входе в турбину (или сократить расход охлаждающего воздуха). Это обусловлено тем, что наиболее напряженным элементом, ограничивающим температуру газа на входе в турбину, является рабочее колесо. С переходом от двухступенчатой ТВД к одноступенчатой высокоперепадной ТВД относительная температура газа на входе в рабочее колесо значительно понижается по сравнению с ее значением в первом РК двухступенчатого варианта. Именно поэтому при неизменном расходе охлаждающего воздуха можно повысить начальную температуру газа.
Конечно, вследствие кинематических (связанных с параметрами компрессора) и прочностных ограничений, накладываемых на частоту вращения ротора ТВД, переход к одноступенчатому варианту приводит к существенному понижению кинематического параметра ulcis, уменьшению КПД и увеличению закрутки потока на выходе. В случае противоположного вращения роторов ТВД и ТНД закрутка успешно используется в СА1 ТНД, имеющем малоизогнутые и относительно тонкие лопатки. Из-за резкого уменьшения угла поворо 17 та потока суммарные потери в нем могут значительно уменьшиться, что способствует сохранению КПД узла турбины на высоком уровне.
Попытка повысить значение параметра u/cis путем увеличения среднего диаметра ступени приводит к укорочению лопаток и, главное, к увеличению массы и габаритов ТВД. Например, по данным работы [27] увеличение среднего диаметра одноступенчатой высокопе-репадной ТВД, соответствующее повышению кинематического параметра в диапазоне и/ с 0.38-0.50, привело к увеличению массы ротора на 31%.
Исключительно важным для одноступенчатых высокоперепадных ТВД при ulcis 0.45 является сохранение высокого уровня КПД. Это требует новых подходов к проектированию лопаточных аппаратов, работающих при высокой сверхзвуковой скорости на выходе, интенсивной волновой структуре потока, больших углах поворота потока и др. Необходимо проводить оптимальное проектирование проточной части на заданное пониженное значение и/Cfr, поскольку как правило ТВД ТРДД для ГА всегда работает практически на одном режиме.
Из проведенного обзора опубликованных работ следует, что применение в ТРДД противоположного вращения роторов ТВД и ТНД позволяет существенно увеличить срабатываемый в ТВД теплоперепад. При ограниченной скорости вращения ее ротора это приводит к значительной закрутке потока на выходе, которая успешно используется в СА1 ТНД, имеющем малоизогнутые и относительно тонкие лопатки. Из-за уменьшения поворота потока суммарные потери в нем существенно снижаются, что способствует сохранению КПД узла турбины на высоком уровне. Особенно эффективно применение обратного вращения ротора ТНД в ТРДД с одноступенчатой высокоперепадной ТВД.
Применение в перспективных ТРДД противоположного вращения роторов позволяет реализовать и некоторые дополнительные преимущества. В частности, уменьшение угла поворота потока в СА1 ТНД сопровождается уменьшением угла установки лопаток и увеличением оптимального шага решетки, Вследствие этого, при сохранении осевой ширины CAL число лопаток в нем существенно сокращается. При этом суммарная поверхность лопаток уменьшается, что позволяет уменьшить потребный для них расход охлаждающего воздуха.
Необходимо подчеркнуть, что абсолютное большинство опубликованных работ, посвященных проблеме противоположного вращения роторов в ТРДД, имеет лишь качественный характер. В каждом конкретном случае применения противоположного вращения роторов положительный эффект (если, конечно, он был реализован) получался в результате многочисленных и трудоемких экспериментальных исследований. Какие-либо общие рекомендации и даже детальные описания результатов практически отсутствуют. Численные исследования проблемы проводились на основе устаревших, весьма приближенных математических моделей (как правило, одномерных) и также не имеют систематического и достоверного характера. В этой связи, представляется исключительно важным провести исследования целесообразности и газодинамической эффективности применения разностороннего вращения роторов в ТРДЦ на основе современных двумерных (2D) и пространственных (3D) вязких и не-вязких методов и математических моделей (естественно, с привлечением результатов экспериментальных исследований). Эта проблема включает в себя как вопросы, связанные непосредственно с первой ступенью ТНД, так и вопросы, связанные с обликом и параметрами одноступенчатой высокоперепадной ТВД.
Необходимо разработать рекомендации по проектированию СА1 ТНД в схеме ТРДЦ с разносторонним вращением роторов.
Сформулируем основные задачи настоящей работы:
1. Провести анализ опубликованных исследований по теме диссертации.
2. Исследовать особенности одноступенчатой высокоперепадной ТВД в схеме типичного ТРДЦ для ГА с целью выявления её облика, при котором применение ТНД с обратным вращением ротора наиболее целесообразно.
3. На основе современных методов и моделей провести численное исследование решеток СА1 ТНД, экспериментально исследованных в [23, 26], с целью дополнительной верификации используемых расчетных методов в области решеток с малым углом поворота потока. Провести оптимизацию исследованных решеток.
4. Провести численное и экспериментальное исследование двухступенчатой ТНД для случаев прямого и обратного вращения ее ротора с целью дополнительной верификации используемых расчетных методов.
5. На основе современных верифицированных методов и моделей провести численное исследование СА1 ТНД в случае прямого и обратного вращения ее ротора,
6. Провести анализ основных факторов, влияющих на эффективность СА1 ТНД с прямым и обратным вращением ее ротора и разработать рекомендации по профилированию и оптимизации таких СА.
О существе и практической значимости проблемы
К важнейшим характеристикам авиационных двигателей, в первую очередь, относятся их экономичность и удельный вес. В значительной мере эти характеристики определяются газодинамическими и конструктивными особенностями узла турбины, который в современных двухконтурных двигателях (ТРДД) состоит из турбины высокого давления (ТВД), приводящей компрессор, и турбины низкого давления (ТНД), приводящей вентилятор.
Главной тенденцией развития авиационных двигателей является дальнейшее значительное повышение температуры газа перед турбиной при высокой суммарной степени сжатия в компрессоре и вентиляторе. При этом увеличение термодинамических параметров цикла происходит более быстрыми темпами, чем создание новых материалов и совершенствование систем охлаждения, это не позволяет обеспечить потребную окружную скорость рабочих колес турбин. Вследствие этого ТВД из-за недостаточной прочности лопаточных и дисковых материалов и ограниченной окружной скорости ротора работают при пониженных значениях кинематического параметра u/cJs, что приводит к уменьшению угла выхода потока из ТВД до значений щ = 50 +70 , т.е. к значительной закрутке потока на выходе.
При вращении роторов ТНД и ТВД в одну сторону (прямое вращение ротора ТНД) это существенно увеличивает угол поворота потока в первом сопловом аппарате (СА1) ТНД, что способствует увеличению в нём профильных и особенно вторичных потерь. Кроме того, в сопловом аппарате необходимо применять уменьшенный относительный шаг (т.е. СА1 будет иметь повышенное число лопаток).
В этой связи, в практике мирового авиационного двигателестроения разрабатываются конструкции ТРДЦ с противоположным вращением роторов ТНД и ТВД (обратное враще ниє ротора ТНД). В этом случае угол поворота потока в СА1 ТНД значительно уменьшается, что приводит к снижению в нём профильных и вторичных потерь. Кроме того, в таком С А могут применяться более редкие решётки, что способствует уменьшению числа лопаток, снижению веса турбины и, возможно, уменьшению расхода охлаждающего воздуха. Схема ТВД и первой ступени ТНД в случае одностороннего и противоположного вращения роторов приведена на рис. 1.1. Следует также отметить, что в двигателях с противоположным вращением роторов ТВД и ТНД существенно снижается суммарный гироскопический момент, что улучшает маневренность самолета. и увеличению закрутки потока на выходе. Например, в двухконтурном двигателе замена двухступенчатой турбины газогенератора одноступенчатой высокойагружеиной ТВД приводит к значительному уменьшению кинематического параметра и I cis, увеличению закрутки потока на выходе и некоторому снижению ее КПД. Конечно, снижение газодинамической эффективности одноступенчатой ТВД частично компенсируется уменьшением расхода воздуха на её охлаждение (при неизменной температуре газа перед турбиной). Кроме того, введение в этом случае противоположного вращения ротора ТНД снижает потери в её первом сопловом аппарате и также способствует восстановлению эффективности узла турбины.
Расчетно-конструкторские проработки ряда двигателестроительных организаций показывают, что в зависимости от типа и схемы многовалыюго авиационного двигателя применение противоположного вращения роторов вследствие допускаемых при этом повышенных теплоперепадов в предыдущих каскадах турбины может привести к уменьшению массы двигателя и его габаритов на 10 -г 15%, сокращению числа лопаток в горячей части на 10 -г- 20%, повышению температуры газа перед турбиной Т й на 50 т- 100 К (при неизменном расходе воздуха на охлаждение рабочего колеса высокоперепадной ТВД).
Все это подчеркивает необходимость и актуальность исследования ТНД в условиях противоположного (по отношению к ротору ТВД) вращения её ротора.
Исследование турбин с противоположным вращением роторов ТВД и ТНД ведется во многих развитых странах. Работы указанного направления интенсивно проводились в США, Англии, России, Германии и КНР, результаты исследований нашли применение в ряде двигателей. В частности, на фирме «Роллс-Ройс» в трехвальном двигателе «Трент» 1000 (узел турбины выполнен по схеме 1+1+6) двухвальный газогенератор имеет противоположное вращение роторов. Противоположное вращение роторов применяется в двигателях этой же фирмы!Ф529,КВ211.
На фирме «Дженерал Электрик» в двигателе GEN X (узел турбины выполнен по схеме 2+7J, а также в двигателях GE36, GE12 ротор ТНД вращается в направлении, противоположном обычно принятому для двигателей GE. На фирме «Пратт-Уитни» (двигатели 501-М78,Е3, F119-PW-100), в США (двигатель F-119, новейшие двигатели F-120H ХТЕ-бб), В Европе (двигатель EJ-200) и др. также используется противоположное вращение роторов.
Турбины двухвальных ТРДД F-119 и EJ-200 выполнены по схеме 1+1 (см. рис. 1.2 и 1.3), в СА ТНД этих двигателей происходит лишь небольшой поворот потока. В двухвалыюм двигателе F-120 с противоположным вращением роторов используется одноступенчатая ТВД и одноступенчатая ТНД без соплового аппарата.
Типичная турбина по схеме 1+2 с противоположным вращением роторов изображена па рис. 1.4. Применительно к этой турбине в работе [47] было проведено сравнительное расчетное исследование влияния разностороннего вращения роторов на силовые связи двигателя с самолетом. Расчеты нагрузок на подвеску двигателя, инерционного и гироскопического моментов, возникающих при эволюциях самолета, и др. проводились на основе метода конечных элементов MSC/NASTRAN с учетом жесткости роторов и корпусов двигателя. Результаты исследования показали, что в случае противоположного вращения роторов радиальная нагрузка на опоре за ТНД уменьшилась на 20%, инерционный момент, действующий на подвески двигателя, уменьшился на 30%, а КПД ТНД увеличился примерно на 0.015 по сравнению с их величинами при одностороннем вращении роторов.
О роли современных математических моделей при проекти ровании и оптимизации проточной части турбин
Течение в проточной части современной турбины имеет исключительно сложный пространственный характер. Это обусловлено высоким транс- и сверхзвуковым уровнем скоростей на выходе из лопаточных аппаратов, их геометрическими особенностями, наличием окружной и радиальной неравномерности температурного поля па входе, меридиональными обводами проточной части и т.д.
Обеспечение высокого КПД в современных высоконагруженных (u/cis 0.5), в том числе высокоперепадных (ят 3.5), турбинах является весьма трудной оптимизационной задачей. Эта задача может быть решена только на основе комплексного использования современных методов расчета невязкого и вязкого течения в проточной части с привлечением обобщенных экспериментальных данных, накопленных в авиационном газотурбостроении [8]. Каких-либо универсальных рецептов повышения КПД турбины, например, путем навала или саблевидности лопаток СА, или применением «обратной закрутки» лопаток СА (когда эффективный угол на выходе из решетки а1э увеличивается к втулке) и др. не существует.
Одной из важнейших проблем при расчете и проектировании турбин является прогноз и оценка потерь в проточной части. В частности, оптимизация проточной части в процессе проектирования с целью обеспечения максимального КПД турбины возможна только при наличии достоверных методов оценки потерь в лопаточных аппаратах в зависимости от их формы и режима работы.
В последние годы в газотурбостроении разработаны методы расчета двумерного (2D) и пространственного (3D) течения невязкого ,и вязкого газа в проточной части турбин [7, 19 - 21, 37]. Широкое распространение получил коммерческий пакет программ TASK FLOW фирмы AER Technology (Канада). Именно этот пакет используется в настоящей работе.
При расчете течения невязкого или квазивязкого газа решается система уравнений Эй лера (в том числе - с диссипативными членами в правой части) методом установления; в результате получаются плоские или пространственные поля компонент скорости, плотности и температуры невязкого или квазивязкого газа с выделением скачков уплотнения и оценкой волновых потерь. Эти результаты позволяют качественно судить о кинематике ь течения и признать ее благоприятной или неблагоприятной. Картина невязкого течения позволяет также провести расчет пограничного слоя на лопатках и оценить потери трения. Однако другие виды потерь в проточной части турбины (в частности, кромочные потери, вторичные потери, потери от нестационарности и др.) при этом не выявляются и не оцениваются.
Хорошо разработаны также методы расчета течения в лопаточных аппаратах вязкого газа на основе уравнений Навье-Стокса. Эти методы с использованием известных моделей турбулентности дают картину течения вязкого газа, существенно более близкую к реальной. Однако полученные при этом результаты также не являются абсолютно достоверными из-за отсутствия модели пристенной турбулентности в условиях лопаточных аппаратов, т.е. при исключительно высоких градиентах давления и температуры, весьма высокой кривизны обтекаемых поверхностей и др. (Напомним, что все известные модели турбулентности получены при существенно меньших градиентах давления и кривизнах линий тока.)
Оценка потерь в лопаточных аппаратах по результатам расчета 3D вязкого течения также представляет собой достаточно неопределенную задачу из-за весьма сложной стук-туры течения. В большинстве случаев оценка потерь в лопаточном аппарате проводится по слоям расчетной сетки. Кроме того, расчеты вязкого течения требуют большого времени даже на современных быстродействующих ЭВМ; использовать этот метод в процессе интерактивного проектирования решеток и лопаточных аппаратов, когда необходимо рассматривать десятки вариантов, в настоящее время весьма затруднительно.
Поэтому методы оценки и прогноза потерь в проточной части турбины опираются в основном на обобщенные экспериментальные данные, полученные разными исследователями при продувках решеток, лопаточных аппаратов и турбинных ступеней. До настоящего времени в большинстве проектных организаций используются весьма приближенные зависимости по потерям в решетках, полученные в 60-х, 70-х годах [34]. При этом потери определяются в зависимости от углов на входе и выходе из решетки, а также относительной толщины выходной кромки. Рптимизация проточной части турбины на основании подобных зависимостей практически невозможна.
В более поздних работах Бенедиктова В.Д., Грановского А.В. и других работников ЦИАМ им. П.И. Баранова на основе обобщения накопленных в авиационном газотурбо строении экспериментальных данных методами регрессионного анализа разработаны высо коэффективные много параметрические модели для уточненной оценки различных видов по терь в лопаточном аппарате в зависимости от его формы и режима работы [8 - 13]. Эти мо дели, в частности, для потерь трения, кромочных и вторичных потерь имеют вид: «-, где хр = $к;/ э;стах;/;5; сі й у— -геометрические параметры решетки (соответственно, углы решетки на входе и выходе, максимальная толщина профиля, относительный шаг решетки, угол отгиба и т.д.); Лц3 — изоэнтропическая приведенная скорость на выходе из решетки. Система разработанных моделей и методов позволяет уменьшить погрешность прогноза суммарных потерь в проточной части турбины до 0.005 ± 0.0075 (вместо 0.02 - 0.03 при использовании обычных методик). Это в сочетании с указанными выше современными газодинамическими моделями обеспечивает возможность оптимизировать лопаточные аппараты и проточную часть в целом по уровню суммарных потерь на этапе их проектирования.
Особенности экспериментального стенда у-зоос для исследования турбинных решеток
Схема автоматизированного стенда У-300С ЦИАМ для экспериментального исследования плоских и прямых (с меридиональным раскрытием ) турбинных решеток представлена на рис. 2.1. Стенд работает на эксгаустерном режиме: воздух засасывается из атмосферы за счет разрежения, создаваемого в ресивере 4 компрессорной станцией 5; на входе в решетку давление и температура основного потока близки к атмосферным.
Уровень турбулентных пульсаций на входе в решетку не превышает , = 0.03 0.05. При изменении скорости потока за решеткой в пределах X2is = 0.8 1.4 и хорде профиля / = 50 + 80 мм число Рейнольдса Re =21 (0,5+1.0)106.
Экспериментальные решетки собираются из 8 9 лопаток постоянного сечения и высотой h = 125 мм. Для отсечки и слива пограничного слоя, образующегося на стенках установки до входа в решетку, на лопатки устанавливаются отсечные пластины на расстоянии 5- -10 мм от торцевых поверхностей межлопаточного канала, фактическая высота лопаток между отсечными пластинами может составлять А = 30 -ь 100 мм (схему решетки см. на рис. 2.6).
Угол потока перед исследуемой решеткой 1 устанавливается с помощью входных направляющих пластин 2. За решеткой располагается направляющая пластина 3 (примерно по направлению потока). Режим работы решетки обеспечивается соответствующим разрежением в ресивере и может устанавливаться в пределах Х2 = 0.1 - 1.4.
Потери полного давления на входном участке стенда (до решетки) зависят от режима течения и определяются с помощью убирающегося насадка полного напора 6, установленного непосредственно перед решеткой. Полное давление потока за решеткой р\ определяется насадком 7, который установлен в дистанционно управляемом устройстве и может перемещаться вдоль фронта, а также по высоте проточной части и по углу потока {Ь. Статическое давление р2 за решеткой определяется с помощью отборов статического давления 8, расположенных на отсечных пластинах за решеткой.
Для увеличения информативности эксперимента необходимо в процессе экспериментирования одновременно измерять поля полного и статического давления, а также поле углов потока за решеткой. С этой целью используется комбинированный насадок, схема которого показана на рис. 2.2. Основной особенностью комбинированного насадка является независимость его показаний при измерениях полного и статического давления от угла натекания потока на насадок в пределах 5 Р = ± 10.
Измерения параметров потока за решеткой иногда производятся дискретно (в точках с шагом 1 2 мм по фронту решетки), что приводит к большим потерям времени эксперимента. Для непрерывного измерения полей параметров потока за решеткой комбинированный насадок перемещается равномерно вдоль фронта решетки между заранее установленными концевыми выключателями 9 с помощью электропривода 10. Скорость перемещения насадка выбрана небольшой УШс = 2.6 мм/с такой, чтобы отсутствовал гистерезис или запаздывание показаний приборов в процессе его движения.
Поля параметров, измеряемые насадком с помощью электрических датчиков и преобразованные в коды для ЭВМ, записываются на магнитные носители для последующей обработки. Кроме того, показания каждого датчика непрерывно записываются также в виде эпюр на бумажные ленты электронных потенциометров. Полученные результаты измерений обрабатываются после ис . пытания с учетом предшествующей тарировки датчиков и всей системы измерений.
Подобная схема измерений позволяет значительно повысить производительность труда при проведении экспериментальных исследований и почти полностью исключает непроиз водительные потери времени эксперимента. Она обеспечивает также автоматизацию вторичной обработки экспериментальных данных, что практически исключает случайные ошибки.
Как известно, основная трудность экспериментального исследования трансзвуковых решеток связана с существенной неоднородностью статического давления вдоль фронта за решеткой, В работе [8] показано, что режим работы трансзвуковой решетки наиболее целесообразно характеризовать осредненным по шагу значением статического давления Рг =\\Рг У (2-І) или изоэнтропической приведенной скоростью, посчитанной по этому статическому давлению,
Как показано в [8], при осреднении параметров потока за турбинной решеткой следует исходить из неизменности полного теплосодержания 1г, полного импульса Р2 и количества движения Кг в исходном неоднородном потоке и условном выровненном.
Численное исследование газодинамической эффективности тнд с прямым вращением ротора
На рис. 2.44 показано изменение суммарных потерь Е в решетках с меридиональным раскрытием 1-ми 2-м при различном значении относительного шага в зависимости от А-2& Видно, что на дозвуковых режимах при увеличении относительного шага суммарные потери в обеих решетках заметно снижаются. В первую очередь это объясняется уменьшением потерь трения. Действительно, с увеличением относительного шага уменьшается суммарная поверхность всех лопаток (поверхность трения). Кроме того, при этом существенно увеличивается угол сужения межлопаточного канала на выходе и значительно уменьшается конструктивный угол на выходе из решеток Р2к (см. табл. 2.5), что приводит к увеличению фактической геометрической конфузорности решеток. Например, в решетке 1-м коэффициент конфу-зорности по конструктивному углу на выходе Кк = sin Зі к /sin (32к при увеличении шага от t = 0.63 до 0.85 изменяется в диапазоне к= 1.55 4- 1.85, что приводит к соответствующему уменьшению потерь трения в межлопаточных каналах. Наконец, с увеличением шага уменьшается относительная толщина выходной кромки, а значит и величина кромочных потерь.
Разность между соответствующими значениями суммарных потерь C,z на рис. 2.44 и профильных потерь С, в плоских решетках на рис. 2.41 (см. также табл. 2.8 и 2,6) составляет, очевидно, величину вторичных потерь. Значения вторичных потерь в решетках с меридиональным раскрытием 1-ми 2-м при различном относительном шаге приведены в табл. 2.9; распределения вторичных потерь в зависимости от 2Й показаны на рис, 2.45.
Как видно из рис. 2.45 (верхние кривые), коэффициент вторичных потерь С,вт (обозначение на рисунке Dzeta sec) в решетке 1-м с большим углом поворота потока и в решетке 2-м с малым углом поворота потока слабо зависит от относительного шага в диапазоне t = 0.63 4- 0.85; с увеличением относительного шага вторичные потери в обеих решетках несколько снижаются. По-видимому, это можно объяснить следующими обстоятельствами. Как указывалось, вторичные потери складываются из двух составляющих[8]: Ц вт вт пр Цторц где С втпр вторичные потери на профиле лопатки; Сторц потери трения на торцевой поверхности межлопаточного канала.
Вторичные потери на профиле лопатки возникают под действием вязких вторичных течений (парного вихря), переносящих низкоскоростные слои газа от торцевой поверхности в радиальном направлении по спинке лопаток. В зоне их смешения с основным пограничным слоем на спинке возникает локальный отрыв потока, что и приводит к значительным потерям, Потери трения на торцевой поверхности межлопаточного канала, по-видимому, также уменьшаются с увеличением его конфузорности . Поскольку вторичные течения и вторичные потери в решетках формируются под действием трения, их интенсивность при увеличении относительного шага может несколько уменьшиться.
На рис. 2.45 видно, что вторичные потери в обеих решетках существенно уменьшаются с увеличением приведенной скорости на выходе X2js -Как известно [8], это объясняется увеличением их газодинамической конфузорности, которую можно характеризовать отношением Л,2й/ -1- (При истечении сжимаемого газа при повышенном значении X2is это отношение становится существенно больше геометрической конфузорности решетки.)
Видно также, что в решетке 2-м с малым углом поворота потока из-за пониженного уровня потерь трения, а также градиента давлений поперек межлопаточного канала, вторичные потери существенно меньше, чем в решетке 1-м с большим углом поворота потока.
2.3.7. Некоторые выводы по результатам исследования и оптимизации решеток Численные исследования и сопоставление результатов с экспериментальными данными на 4-х плоских решетках, а также на 3-х решетках с меридиональным раскрытием, типичных для СА1 ТНД с прямым и обратным вращением ротора, позволяют сделать следующие выводы:
1. Сопоставление численных и экспериментальных результатов проводилось как по распределению приведенной скорости по обводам профиля, так и по величине профильных потерь в плоских решетках, а также по величине суммарных потерь в решетках с меридиональным раскрытием. Сопоставление (которое можно рассматривать как дополнительную верификацию численных 2D и 3D методов расчета вязкого течения) подтвердило достоверность расчетных методов, используемых в настоящей диссертации для анализа и оптимизации турбинных решеток с малым углом поворота потока.
2. Суммарные потери в решетке 2-м с малым углом поворота потока на дозвуковых и околозвуковых режимах примерно на 0.015 -г 0.02 меньше, чем в решетке 1-м с большим углом поворота потока.
3. Численная оптимизация относительного шага в исследованных плоских решетках по величине профильных потерь, а также по уровню суммарных потерь в решетках с меридиональным раскрытием 1-ми 2-м показала, что его оптимальное значение существенно зависит от режима работы решетки: на дозвуковых режимах ( 2и 0.75) значение оптимального шага для всех решеток находится в диапазоне /огтг = 0.85 0.9; на умеренном сверхзвуковом режиме (Д-2«= 1-05) значение оптимального шага в решетке 1 с большим углом поворота потока понижается до опт« 0.6; в решетке 2 с малым углом поворота потока /опт 0.7.
4. Вторичные потери в решетке 2-м с малым углом поворота потока на дозвуковых и околозвуковых режимах оказались примерно на 0.015 меньше, чем в решетке 1-м с большим углом поворота потока. При этом с увеличением относительного шага (при условии Рзэ= const) в обеих решетках потери заметно уменьшались, что объясняется в первую очередь уменьшением потерь трения вследствие уменьшения суммарной поверхности лопаток, а также увеличения конфузорности межлопаточных каналов.
