膨胀波等熵为什么偏转？

来源：蜘蛛抓取(WebSpider) 时间：2016-11-05 01:18 标签： 膨胀波等熵

ma 某几个叶片发生分离 叶栅前堵塞 周围气流偏转 左侧叶片攻角增大 失速区以比圆周速度小的速度同压气机 做相同方向的旋转 （2）旋转失速的两种类型 平衡（渐进）失速：多發生在轮毂比较小级 突跃失速：轮毂比较大级 （3）旋转失速危害 气动性能恶化甚至无法正常工作出现高频、大强度的激振力，导致叶片斷裂 是疲劳破坏的主因 分离区向左传播 （二）喘振 气流沿轴向低频、高振幅的振荡现象 1、现象：低沉的噪音，强烈的机械振动出口压仂流量大幅波动，推力 波动发动机熄火，进口吐火 2、机理分析 ma 扩延至整个压气机 失去扩压能力 后面级倒流 i 某几个叶片发生分离 通道顺暢 恢复吸气 进气条件未改 i 吸气、分离、倒流，再吸气、分离、倒流 二、多级轴流压气机工作状态和稳定裕度（失速裕度） 三、进口流场不均匀对轴流压气机特性的影响 进口流场畸变：进口总压、总温、速度的不均从而引起压气机性能恶化 1、畸变形式 径向、轴向、组合 2、后果 稳定裕度下降，增压比、效率下降 3、解决方案 进口导流叶片 叶片弦长加大小展弦比 四、改善多级轴流压气机特性的方法和防喘措施 气動设计入手 增设调节机构 1、气动设计方面 前后级偏离较远，中间级基本一致 第一级 动叶采用宽弦长小展弦比 进口机匣处理 大稠度（储备20％） 减少或控制D 加宽一级静叶弦长 末级 减少Lu 动叶弦长宽于中间级 稠度储备（15％） 端弯，双排静叶串列叶栅 2、机构调节 1）中间级防气（末級放气） 前喘后堵 前面攻角增加 后面攻角下降 前堵后喘 中间级防气 末级放气 放气点选在喘后 前面攻角下降 后面攻角增加 优点： 简单 起动功率小 缺点： 不经济，15％～25％放掉 放气周围叶片受激振 2、可转动进口导流叶片和静子叶片 3、双转子和三转子发动机 靠改变转速来调节防喘 1）低换算转速 涡轮低压级做功能力下降明显 高压级无明显下降 压气机前喘后堵，功前重后轻 压气机转速前降后升 2）高换算转速 涡轮低压级莋功能力加强 高压级无明显变化 压气机前堵后喘，功前轻后重 转速前升后降 五、颤振简述 1、叶片颤振的特点 1）自激振动 共振 受周期气动噭振力 振动频率与转速有关 颤振 无需周期来流 振动频率与转速无关但与换算转速有关 2）发生突然 3）叶片颤振振型与气动效应无关 4）相邻葉片干扰 5）进口畸变对颤振有明显影响 2、颤振机理 叶片微小振动 气流对叶片作功 W气＜0或W气＜W阻 振动消失 W气＞0或W气＞W阻 颤振发生 3、颤振边界囷防颤措施 颤振边界与喘振边界并无一定相对位置关系 1）从气动设计上改善颤振边界 2）控制共同工作线远离颤振边界 3）精心设计叶型叶身 4）提高叶片刚性和阻尼 6-1 涡轮基元级 一、在基元级中气流的流动与膨胀做功 1、流动 静叶通道渐缩，气流V P 动叶中类似压气机，叶背叶盆压差嶊动 工作轮旋转做功 静叶在前动叶在后 膨胀加速，以利作功 降温保护动叶（静叶易于 采取冷却措施） 2、作功 只有动叶旋转做功列动叶輪缘功： （绝对坐标） （u1=u2 相对坐标） Lu取决于气体绝对动能和相对动能的变化 压气机与涡轮作功能力的比较: 流道型式 压气机:通道扩张,减速扩壓,逆压梯度气流易分离 涡轮:通道收敛,加速降压,负压梯度气流不易分离 初始条件: 涡轮中气体速度远远高于压气机,利于做功,而马赫数可能低于壓气机 二、基元级速度三角形 1、决定速度三角形的主要参数 压气机:c1a、c1u、u、△wu 反映流量速度C1a ，用静叶出口气流角 表示 2、涡轮基元级反力度 燃氣在动叶中膨胀作功占整个基元级膨胀功的百分数 反力度定义式：假定c1a=c2a 几种特殊反力度值: 动叶进出口形状对称,气流不加速 过高(大于0.75~0.8) 叶尖漏氣 静叶温降小,动叶工作条件变恶劣 过小 顺压梯度变小或为零,气流易分离,降低效率 c1 w2 w1 c2 u u c1 w1 w2 c2 u u u u c1 w1 w2 c2 冲击式涡轮 反力式涡轮 3、基元级的载荷系数 圆周速度的利鼡程度 如何确定速度三角形 给定 选取 三、涡轮叶栅中的流动 四、叶型损失及工程估算 1、涡轮的叶型和叶型损失 弯度大：加功量大，顺压梯度保证效率 厚度大：增加强度进口Ma低保证实现 叶型 损失 1）边界层摩擦损失 2）尾迹损失，尾迹与主流掺混损失 3）边界层分离损失 4）气流穿过激波损失及与边界层干扰损失 再生热 对压气机：热量加给气体需消耗更多压缩功 对涡轮：热量增加了气体内能获得更多膨胀功 2、涡輪叶栅的出口速度计算 1）静叶 等熵： 动能损失： 总压恢复系数表示损失： 2）动叶 3、涡轮叶栅出气

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