что такое напор работа сжатия ступени ок

Теория газотурбинных двигателей

Книга может оказаться полезной при изучении принципа работы, конструкции и эксплуатации газотурбинных авиационных двигателей.

Оглавление

Приведённый ознакомительный фрагмент книги Теория газотурбинных двигателей предоставлен нашим книжным партнёром — компанией ЛитРес.

Теория ступени компрессора ГТД

Компрессор газотурбинного двигателя служит для повышения давления воздуха перед подачей его в камеру сгорания.

Применение компрессора в ГТД позволяет получить нужный расход воздуха, обеспечить желаемое значение КПД, получить высокую тягу (мощность) при небольших габаритных размерах и массе двигателя.

Компрессор ГТД должен удовлетворять следующим требованиям:

а) сжатие воздуха должно происходить при возможно большем КПД;

б) обеспечивается устойчивая работа двигателя во всем диапазоне эксплуатационных режимов;

в) подвод воздуха в камеру сгорания производится без пульсаций давления, расхода и скорости потока;

г) обеспечение наименьшего веса и габаритов двигателя;

д) обеспечивается высокую надежность авиадвигателя.

Основными типами компрессоров авиационных ГТД являются многоступенчатые осевые [1] или осецентробежные компрессоры.

Процесс сжатия воздуха в многоступенчатом компрессоре ГТД состоит из ряда последовательно протекающих процессов сжатия воздуха в отдельных его ступенях.

В современных газотурбинных двигателях наиболее часто используются осевые компрессоры, как наиболее полно отвечающие предъявляемым требованиям. В осевых компрессорах авиадвигателя по сравнению с другими типами компрессоров возможны высокие значения степени повышения давления воздуха и большие расходы воздуха при высоких КПД и сравнительно малых габаритных размерах и массе.

Осевой компрессор ГТД имеет несколько рядов лопаток, насаженных на один общий вращающийся барабан или на ряд соединенных между собой дисков, которые образуют ротор компрессора.

Один ряд лопаток ротора называется рабочим колесом.

Другой основной частью компрессора является статор, состоящий из нескольких рядов лопаток (направляющих аппаратов), закрепленных в корпусе. Назначением лопаток статора является:

а) направление проходящего через них воздушного потока под необходимым углом на рабочие лопатки расположенного за ними рабочего колеса;

б) спрямление потока, закрученного лопатками впереди находящегося рабочего колеса, с одновременным преобразованием части кинетической энергии закрученного потока в работу по повышению давления воздуха.

Сочетание одного рабочего колеса и одного стоящего за ним направляющего аппарата называется ступенью компрессора.

Перед первым рабочим колесом компрессора может быть установлен входной направляющий аппарат.

При вращении рабочего колеса за счет внешней энергии повышается скорость потока, при этом на входе рабочего колеса создается разрежение, обеспечивающее непрерывное поступление воздуха. Внешняя энергия, сообщенная лопатками рабочего колеса воздуху, движущемуся по расширяющимся (диффузорным) каналам, затрачивается на повышение давления воздуха, а также на увеличение его скорости.

Преобразование кинетической энергии воздушного потока, приобретенной в рабочем колесе, сопровождающееся повышением давления воздуха, происходит в направляющем аппарате, который, кроме того, обеспечивает потоку требуемое направление для входа в рабочее колесо следующей ступени компрессора.

Разрез лопаток ступени компрессора цилиндрической поверхностью образует решетку профилей рабочего колеса.

На входе в рабочее колесо скорость воздуха может быть направлена не параллельно оси колеса, а под некоторым углом к ней вследствие неполного спрямления потока направляющим аппаратом предыдущей ступени компрессора или установки перед рабочим колесом входного направляющего аппарата. Вращению рабочего колеса соответствует перемещение решетки с окружной скоростью «u». Для определения скорости воздуха относительно рабочих лопаток «w» применим правило сложения векторов скоростей, согласно которому абсолютная скорость равна относительной и переносной. Переносной скоростью будет окружная скорость лопаток, следовательно, c = w + u.

Треугольник, составленный из векторов «c», «u» и «w», является треугольником скоростей на входе в рабочее колесо.

Лопатки рабочего колеса должны быть установлены таким образом, чтобы передние кромки их были направлены по направлению вектора «w» или под небольшим углом к нему. Кривизна профилей лопаток выбирается с таким расчетом, чтобы угол выхода потока из колеса был больше угла входа потока.

Направление потока за решеткой при безотрывном ее обтекании определяется в углом установки задней кромки лопатки.

Разворот потока воздуха в рабочем колесе компрессора приводит к возникновению на каждой лопатке аэродинамической силы «P» направленной от вогнутой к выпуклой поверхности профиля. Можно разложить силу «P» на две составляющие. Составляющую, направленную параллельно вектору окружной скорости, назовем окружной, а составляющую, направленную параллельно оси компрессора — осевой составляющей. Окружная составляющая направлена против движения лопаток колеса и противодействует их вращению. Для поддержания частоты вращения ротора к валу компрессора должен быть приложен крутящий момент. Работа, затрачиваемая на вращение колеса идет на увеличение энергии потока, прошедшего через колесо. Это проявляется в том, что обычно скорость потока за колесом оказывается больше скорости потока перед колесом, несмотря на одновременное увеличение давления.

Абсолютная скорость «с» на выходе из рабочего колеса определится построением треугольника скоростей. Вследствие поворота потока в колесе вектор абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса оказывается отклоненным от вектора абсолютной скорости на входе в сторону вращения колеса.

Лопатки направляющего аппарата отклоняют поток в обратную сторону. Форма лопаток подбирается так, чтобы направление вектора абсолютной скорости за ступенью соответствовало направлению вектора абсолютной скорости на входе в рабочее колесо. При этом, увеличивается поперечное сечение струи, проходящей через канал между соседними лопатками. В результате скорость потока в направляющем аппарате падает, а давление увеличивается.

Независимо от скорости набегающего на лопатки воздуха и формы проточной части, течение потока через ступень может рассматриваться как течение через систему диффузорных каналов с уменьшением относительной скорости потока в рабочем колесе, уменьшением абсолютной скорости потока в направляющем аппарате и увеличением давления в обоих случаях.

Основными элементами центробежной компрессорной ступени являются рабочее колесо и диффузор, а характерными сечениями воздушного тракта — сечение перед рабочим колесом, сечение за рабочим колесом и сечение на выходе из диффузора. За диффузором могут быть установлены выходной канал или выходные патрубки, обеспечивающие поворот выходящего из диффузора потока в нужную сторону.

Рабочее колесо центробежного компрессора обычно представляет собой диск, на торцевой поверхности которого расположены рабочие лопатки.

В центробежной ступени можно получить значительно большее повышение давления воздуха, чем в осевой ступени, благодаря центробежным силам направленным по движению воздушного потока в рабочем колесе. Но в то же время (в отличие от осевой ступени) ее диаметр намного превышает диаметр рабочего колеса осевого компрессора.

Недостатки центробежной ступени могут быть в значительной степени смягчены в диагональной ступени. По своим параметрам она занимает промежуточное положение между осевой и центробежной ступенью компрессора. Сжатие воздуха в ее рабочем колесе происходит как вследствие уменьшения относительной скорости воздуха в межлопаточных каналах, так и в результате работы центробежных сил, совершаемой при перемещении воздушного потока в колесе от центра к периферии. Меньшее отклонение основного направления течения воздуха от осевого позволяет уменьшить диаметральные габаритные размеры ступени.

Степенью повышения давления ступени компрессора называется отношение давления за ступенью к давлению на входе в рабочее колесо.

В осевых ступенях степень повышения давления обычно невелика и равняется 1,2…1,35. В центробежных ступенях степень повышения давления может достигать 4—6 и более.

С целью увеличения общей степени повышения давления применяют многоступенчатые компрессоры, в каждой ступени которых осуществляется повышение давления воздуха.

Адиабатический КПД ступени компрессора представляет собой отношение адиабатической работы повышения давления воздуха в ступени к затраченной работе Адиабатический КПД ступени осевого компрессора обычно равен 0,83—0,87, что свидетельствует об их высоком аэродинамическом совершенстве. Центробежные ступени имеют несколько меньшее значение адиабатического КПД — 0,75—0,80.

Расход воздуха через компрессор пропорционален плотности воздуха, скорости потока и площади проходного сечения.

Окружная скорость воздушного потока является важнейшим конструктивным параметром ступени компрессора двигателя, она ограничивается прочностью лопаток и диска рабочего колеса и газодинамическими соображениями.

По уровню скорости набегающего на лопатки воздуха осевые ступени разделяются на дозвуковые, сверхзвуковые и трансзвуковые (околозвуковые), в которых окружная или осевая скорости изменяются по радиусу изменяются по радиусу от сверхзвуковой до дозвуковой.

В реальных ступенях компрессора между лопатками рабочего колеса и внутренней поверхностью статора всегда имеется конструктивный зазор [3]. При этом зазор на работающем двигателе отличается от монтажного зазора вследствие деформаций деталей ротора и статора под действием газовых сил и теплового расширения. Обычно у прогретого двигателя рабочие зазоры оказываются меньше монтажных.

Перетекание (утечка) воздуха через радиальные зазоры приводит к понижению давления на вогнутой стороне лопатки и к повышению давления на спинке, т. е. к уменьшению разности давлений на поверхностях профиля. Уменьшение перепада давлений приводит к снижению окружного усилия и, следовательно, к снижению работы, передаваемой воздуху в ступени.

На работу ступени оказывают влияние и осевые зазоры между ее неподвижными и вращающимися венцами. Осевые зазоры между лопатками рабочего колеса и направляющего аппарата составляют примерно 15—20% хорды лопаток и также снижают эффективность работы ступени.

Основные параметры многоступенчатого компрессора

В теории газотурбинных двигателей обычно используются следующие параметры многоступенчатого компрессора:

а) степень повышения давления (отношение полного давления воздуха за компрессором к полному давлению перед компрессором);

б) секундный расход воздуха через компрессор;

в) частота вращения pотоpа компрессора;

г) адиабатический КПД компрессора.

Степень повышения давления в компрессоре ГТД равна произведению степеней повышения давления его отдельных ступеней.

В компрессорах современных авиадвигателей степень повышения давления компрессора доходит до 30 и более. Такие высокие степени повышения давления применяют для улучшения экономичности двигателя.

Дело в том, что в газотурбинных двигателях 70% тепла, введенного с топливом в двигатель, теряется с уходящими газами. Эти потери обусловлены вторым законом термодинамики (в двигатель засасывается холодный воздух, а выходит горячий).

При увеличении степени повышения давления в компрессоре соответственно увеличивается и степень понижения давления на тракте расширения газа в двигателе (во сколько раз воздух сжимается — во столько же раз газы расширяются). А чем больше степень понижения давления, тем ниже (при заданной температуре газа перед турбиной) температура уходящих газов и, следовательно, тем меньше потери тепла с уходящими газами.

Иначе говоря, с увеличением степени повышения давления воздуха степень полезного использования введенного в двигатель тепла увеличивается.

Ступени компрессора работают в разных условиях: они имеют разные окружные и осевые скорости, их лопатки обтекаются потоком с разными скоростями и т. д. Поэтому адиабатические работы сжатия воздуха в различных ступенях одного и того же компрессора могут существенно отличаться друг от друга.

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

Источник

Ступенчатое сжатие в турбокомпрессорах (ТК)

В компрессорах лопастных (центробежных и осевых) из-за ограничения окружных скоростей лопаток (по соображениям прочности) степень повышения давления в одной ступени невелика (e_ст=1,3-1,5). Это ведет к увеличению числа ступеней сжатия для достижения заданного давления. С одной стороны, это усложняет конструкцию, с другой стороны, появляется возможность размещения большего числа промежуточных охладителей воздуха. Процесс сжатия при этом приближается к изотермическому и, как следствие, уменьшается мощность привода.

На практике ступени разбивают на группы (секции) и охладители ставят между секциями. В пределах секции ступени не охлаждают, поэтому удельная работа сжатия в секции вычисляется по уравнению изоэнтропного (адиабатного) сжатия (6.2) с использованием изоэнтропного (адиабатного) КПД.

Здесь, как и в поршневых компрессорах, степени повышения давления в секциях e_с обычно принимают одинаковыми, т.е. без учета гидравлических потерь в промежуточных охладителях:

, (6.15)

где z – число секций.

С учетом гидравлических потерь

. (6.16)

Удельная работа сжатия в компрессоре определяется как сумма удельных работ в секциях:

, (6.17)

. (6.18)

Здесь T_вс – температура воздуха на входе в соответствующую секцию, К, значение которой зависит от температуры охлаждающей воды и эффективности работы воздухоохладителя.

Работа лопаточных машин

6.3.1. Основное уравнение турбомашин (уравнение Эйлера) и его анализ

Теоретическая работа, сообщенная 1 кг газа (напор), Дж/кг, при изоэнтропном (адиабатном) сжатии его от давления Р₁ до давления Р₂ может быть вычислена по известному из термодинамики соотношению (6.2):

= .

Эта же работа может быть найдена из уравнения Эйлера:

, (6.19)

где u₂ и u₁ – окружные скорости концов рабочих лопаток, м/с; с_2u и c_1u – окружные составляющие абсолютных скоростей потока на выходе и входе рабочего колеса (см. рис. 6.2).

Рис. 6.2. Треугольники скоростей газового потока на входе и выходе рабочего колеса центробежного компрессора (ЦБК)

Используя соотношения для треугольников скоростей, преобразуем уравнение Эйлера. В соответствии с теоремой косинусов из выходного треугольника можно записать:

, где ,

. (6.20)

Аналогично из входного треугольника:

. (6.21)

Подставив эти выражения в уравнение Эйлера (6.19) получим:

. (6.22)

Это преобразованное уравнение Эйлера, удобное для анализа. Здесь два последних члена выражают часть работы ТК, затраченной на прирост давления газа в рабочем колесе. Это статический напор колеса. Первый член – это динамический напор колеса, который может быть преобразован в статический напор в диффузоре ТК.

Из уравнения (6.19) видно, что максимальный напор, а следовательно, максимальное давление, развиваемое ступенью ТК, будут при , т.е. при a₁=90° (вход потока в колесо без предварительной закрутки): . Иначе

, (6.23)

где – коэффициент закрутки потока, который является характеристикой геометрии рабочего колеса. Отсюда важный вывод:

· при постоянном значении j (для одного и того же колеса), напор (удельная работа сжатия) развиваемый компрессором пропорционален квадрату частоты вращения колеса.

Максимальная окружная скорость u₂ лимитируется условиями прочности. В стационарном компрессоростроении при загнутых рабочих лопатках для применяемых материалов обычно принимают u₂@250 м/с. В таких ступенях ЦБК степени повышения давления составляют e_ст=1,3-1,5.

На практике в ЦБК могут быть использованы рабочие колеса с лопатками следующих форм (см. рис. 6.3):

Рис. 6.3. Схемы рабочих колес ЦБК: а – лопатки загнуты назад; б – лопатки радиальные; в – лопатки загнуты вперед

В соответствии с (6.23), если все три колеса одного диаметра, то при неизменной частоте вращения (u₂=const) и одинаковых условиях входа потока наименьший напор будет в колесе а) и наибольший – в колесе в).

Преобразование кинетической энергии потока в потенциальную происходит в диффузоре и обратном направляющем аппарате. Оно сопровождается значительными газодинамическими потерями. Эти потери растут с увеличением скорости c₂ (в соответствии с законом Дарси). Отсюда области применения центробежных компрессоров с разными типами колес:

1) в стационарных крупных компрессорах, для которых экономичность имеет первостепенное значение, используют рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад (b_2л=35-55°);

2) загнутые вперед лопатки применяют в тех случаях, когда необходимо получить высокий напор в одной ступени, а величина КПД играет второстепенную роль;

3) наиболее прочные – радиальные лопатки. Они позволяют получать окружную скорость до 500 м/с. Кроме того, эти лопатки обеспечивают максимальную диффузорность, т.е. наибольший член уравнения (6.22): .

Благодаря этому в одном колесе с радиальными лопатками достижимы более высокие статические давления. Такие колеса применяются тогда, когда требуются высокие давления при минимальных габаритах и массе. Обычно в транспортных конструкциях.

В осевых компрессорах (ОК) обычно u₁=u₂, т.е. в уравнении (6.22) отсутствует член , отражающий влияние центробежных сил.

Вследствие этого ступень ОК развивает значительно меньший напор, чем ступень ЦБК. Так что при равных степенях повышения давления и других равных условиях ОК имеет значительно большее число ступеней, чем ЦБК.

Источник

Все о транспорте газа

3. Основные параметры, характеризующие ступень и осевой компрессор в целом

Такими параметрами являются:

б). Коэффициент полезного действия ступени и компрессора (η_ст и η_к)

Коэффициентом полезного действия ступени называется отношение адиабатической работы сжатия 1 кг воздуха Lадст к эффективной работе L_эст т.е. к работе, подведенной к валу рабочего колеса ступени.

η_ст =

Кпд ступени учитывает все потери на пути преобразова­ния механической работы на валу компрессора в энергию давления воздуха: потери на трение, вихреобразование и на перетекание воздуха в зазорах.
У современных ОК η_ст = 0,88—0,91.
Кпд ступени центробежного компрессора (центробежные компрессоры, как правило, одноступенчатые) много ниже, чем у осевого компрессора, и равен η_цк =0,73—0,78. Это объясняется тем, что у ОК отсутствуют такие резкие пово­роты потока как в ЦК, а аэродинамика лопаток ОК также много лучше, чем ЦК.
В целом у ОК кпд меньше, чем у его ступени на 3 —5 % и равен η_к = 0,82—0,85.

в). Степень повышения давления воздуха в ступени и компрессоре

Степень повышения давления воздуха — важнейший па­раметр, характеризующий компрессор. Степенью повышения давления воздуха в ступени назы­вается отношение давления на выходе из ступени (выход из СА) Р₂ к давлению на входе в ступень (вход в РК) Р₁ (рис. 14).

π_ст =
У выполненных ОК

Степенью повышения давления воздуха, в компрессоре назы­вается отношение давления на выходеиз последней ступени компрессора Рк к давлению на входе в первую ступень Р1.
πк =

Нетрудно показать, что степень повышения давления воз­духа в компрессоре равна произведению степеней повыше­ния давления воздуха в ступенях
π_к = π_ст1 · π_ст2 · π_ст3 · · · π_{ст к}
Из этого следует,что напорность компрессора зависит от числа ступеней. У выполненныхОК число ступеней от 5 до 15, а π_к = 5—16.
У ЦК напорность ограничивается величинами π_к = 4—5. Воспользовавшись зависимостью Lадст = ηст · Lэст, вы­ведем формулу для анализа зависимости πст от различных
факторов

Учитывая, что для воздуха а ,получим

Из полученного уравнения видно, что степень повы­шения давления воздуха в ступени компрессора πст (напорность ступени) тем больше, чем больше окружная скорость рабочего колеса или число оборотов ротора U =, за­крутка воздуха в РК (ΔС_u) и кпд ступени ηст и чем мень­ше температура воздуха на входе в ступень.

г). Окружная скорость u и закрутка воздуха в рабочем колесе Δс_u.
Эти параметры, в основном, определя­ют напорность ступени.
Повысить напорность можно за счет увеличения окружной скорости U. Однако, увеличение окружной скорости U, с одной стороны, ограничивается условиями прочности ротора, с другой стороны, максимальной величиной относительной скорости W_1max, при которой число М1≤0,8.
В связи с этим у выполненных ОК окружная скорость на внешнем диаметре равна U = 300-370 м/с
На некоторых компрессорах с целью увеличения окружной скорости U без увеличения относительной скорости W1 max создают предварительную закрутку воздуха перед входом в РК. Предварительная закрутка воздуха создаётся направляющим аппаратом (НА), установленным на входе в ступень.
Величина закрутки воздуха в РК ΔWu = ΔCu оценивается с помощью коэффициента закрутки

1.5. НЕУСТОЙЧИВАЯ РАБОТА ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА И БОРЬБА С НЕЙ
1. Сущность помпажа Ступени осевого компрессора

Неустойчивая работа ступени осевого компрессора может возникнуть, также как в центробежном компрессоре, только при уменьшении расхода воздуха от расчетно­го.Уменьшение расхода воздуха от расчетной величины (уменьшение осевой составляющей абсолютной скорости С1а) ведет к расширению вихревой зоны, образовавшейся в области пониженного давления на спинках лопаток, распро­страняясь по всей длине канала (см. рис. 15). То же про­исходит и при обтекании лопаток спрямляющего аппарата. Признаки возникновения помпажа такие же, как у центро­бежного компрессора/

2. Помпаж многоступенчатого осевого компрессора

Чтобы выяснить условия возникновения помпажа на сту­пенях, необходимо рассмотреть как изменяются осевые ско­рости вдоль компрессора на нерасчетных режимах, помня, что уменьшение их от расчетных может привести к срывам и помпажу.
Площади проходных сечений, ступеней подобраны для расчетного режима. Изменение расхода воздуха или числа оборотов от расчетных значений приводит к перераспреде­лению величины осевых скоростей по ступеням компрессора.

Из условия равенства расходов на входе в первую сту­пень I и выходе из компрессора II следует (рис. 16)

GВ = С_1а· γ_I·f₁= C_2а· γ_II и ;
но из уравнения политропы
или

Пусть точка А на рабочей характеристике компрессора (рис. 17) соответствует расчетному режиму. Проанализируем как меняется отношение скоростей С_Iа / С_IIa при измене­нии режимов работы двигателя.

Рис. 17

3. Конструктивные меры борьбы с помпажом

а). Перепуск воздуха при дросселировании двигателя из-за соседних ступеней компрессора в атмосферу через противопомпажные клапана, (рис. 18), с целью сохранения постоянным (близким к расчетному) расхода воздуха через первые ступени, в то время как общий расход воздуха через компрессор уменьшается. Открытие противопомпажных клапанов происходит автоматически при дросселировании двигателя до определенных приведенных оборотов. При дросселировании двигателя рабочая точка на характеристике компрессов переходит из А в Б (рис. 18), причем рабочая точка характеристики первых ступеней приближается, к границе помпажа

(точка «Б»), а последних ступеней удаляется от нее (точка «Б»). При открытии КПВ точка «Б» удаляется от границы помпажа, а точка «Б» переходит в область больших π_k и η_к.
Вывод: перепуск воздуха из средних ступеней в атмосферу устраняет возможность возникновения помпажа на пониженных режимах работы двигателя.
Недостатком метода является потеря мощности, расходуемой на сжатие выпускаемого в атмосферу воздуха.
б). Применение поворотных лопаток направляющего аппарата. Изменение установочного угла наклона лопаток направляющего аппарата производится автоматически в зависимости от режима работы двигателя, обеспечивая безударный вход воздуха в рабочее колесо компрессора. Это повышает кпд компрессора и сдвигает область неустойчивой работы компрессора на не эксплуатационные режимы работы двигателя.
При большой величине степени повышения давления воздуха в компрессоре (πк > 8) применяется комбинация указанных методов борьбы с помпажом.
в). Эффективным методом борьбы с помпажом является применение двухкаскадного (двухвального) компрессора.

4. Двухкаскадный (двухвальный) компрессор

Высоконапорный, многоступенчатый осевой компрессор разделен на две части: каскад низкого давления и каскад высокого давления. Рабочие колеса каскадов низкого и высокого давления вращаются каждое своей турбиной. Рабочее колесо и турбина каскада низкого давления представляют собой ротор низкого давления (РНД), а рабочее колесо и турбина каскада высокого давления — ротор высокого дав­ления (РВД) (рис. 20).

Теоретически целесообразно, чтобы при изменении режимов работы двигателя рабочее колесо каждой ступени вращалось со своей окружной скоростью, т. е., чтобы число каскадов равнялось числу ступеней. Конструктивно это выполнить трудно. Поэтому в практике нашли применение двух и гораздо реже трехкаскадные компрессоры.

2. ОРГАНИЗАЦИЯ ПРОЦЕССА ГОРЕНИЯ В КАМЕРАХ СГОРАНИЯ ТРД

В главе рассматриваются следующие вопросы:
— назначение камер сгорания;
— основные требования к камерам сгорания и оценка их выполнения;
— типы камер сгорания и их устройство;
— принцип действия и рабочий процесс камеры сгорания;
— зависимость полноты и устойчивости сгорания от условий эксплуатации.

2.1. НАЗНАЧЕНИЕ КАМЕР СГОРАНИЯ

Камера сгорания является одним из самых ответственных и теплонапряженных узлов двигателя.
В камерах сгорания совершается процесс подвода тепла к рабочему телу.
Этот процесс осуществляется в результате протекания реакции горения топлива.
В качестве топлива для ТРД используется природный газ.
Процесс сгорания топлива — сложный физико-химиче­ский процесс, эффективность которого влияет на экономичность двигателя (определяющий фактор—полнота сгорания) и на его надежность (определяющий фактор — устойчивость горения на различных режимах).
Сгорание будет полным, если продукты сгорания не способны дальше окисляться.

2.2. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К КАМЕРАМ СГОРАНИЯ И ОЦЕНКА ИХ ВЫПОЛНЕНИЯ

Основными требованиями, которые предъявляются к камерам сгорания ТРД являются:

Рассмотрим, как производится оценка и обеспечивается выполнение перечисленных требований:

2. Малые габаритные размеры и небольшой вес камерсгорания достигается их большой теплонапряженностью. Теплонапряженность камеры сгорания характеризуется количеством тепла, приходящегося в единицу времени на единицу объема камеры, отнесенное к давлению газов в ней, т. е.

где: q — теплонапряженность камеры сгорания;
V_кс — объем камеры сгорания [м3];
р₂ * — полное давление на входе в камеру сгорания [атм.].
тогда теплонапряженность камеры сгорания будет равна

Теплонапряженность камер сгорания современныхТРД
q = (40—50) • 106 , что в 10—15 раз больше,чему обычных паровозных топок.

3. Обеспечение высокой устойчивости горения во всем диапазоне эксплуатационных режимов работы двигателя является основным требованием к камерам сгорания.
Устойчивость горения зависит в основном от двух факторов:
а) состав топливовоздушной смеси;
б) соотношения скоростей распространения пламени и движения топливовоздушной смеси в камере сгорания. Рассмотрим каждый из этих факторов.
а). Состав топливовоздушной смеси
Для полного сгорания топлива к нему должно подводиться строго определенное количество кислорода или воздуха.
Минимальное количество кислорода в кг, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, называется теоретически необходимым количеством кислорода. ОбозначаетсяQ₀. Так как доля кислорода в воздухе равна 0,232, то теоретически необходимым количеством воздуха для полного сгорания 1 кг топлива будет

В реальных условиях к топливу подводится, как правило, количество воздуха, отличающееся от теоретически необходимого.
Отношение количества воздуха, которое в действительности подается для сгорания 1 кг топлива L_д к теоретически необходимому количеству воздуха для полного сгорания 1 кг топлива L₀ называется коэффициентом избытка воздуха α. Таким образом,

Коэффициент α определяет качественный состав топливовоздушной смеси.
При α =1 — смесь теоретического состава;
а >1 —смесь бедная (топливом);
а Прежде чем задать вопрос прочитайте: FAQ

Источник