液体火箭涡轮泵结构
设计
领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计
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一、涡轮泵结构设计的基本特性
涡轮泵的基本工作参数是由动力装置根据其任务提出来的。要满足这些参数
要求
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和提高涡轮泵的参数,需要完善的和可靠的结构设计来保证。这就需要对涡轮泵的结构特性和配置
方案
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从设计、工艺及材料诸方面进行深入的研究,需针对发动机的结构特点以及推进剂的种类等进行优化设计,选择最佳的结构方案。
二、涡轮泵装置的配置方案
涡轮泵在发动机中的配置应能保证由贮箱至泵、至燃气发生器、至发动机推力室的管路以及将工质供入涡轮的导管具有最佳的流体动力学特性。涡轮泵的配置、扭矩传递方案、泵和涡轮的类型对涡轮泵的装置结构有很大影响。
涡轮功率传递(给一个或多个推进剂泵)的设计方案或集合布局有好多种,部分在图1中
则燃料泵和氧化剂泵的轴转速也比较接示意的画出了。如果发动机推进剂的密度比较接近,
近,两种泵可以安置在同一轴上,由单个涡轮驱动。如果泵的最佳转速和涡轮最佳转速之间不匹配,为了减轻死重、减少涡轮燃气质量,可在它们的轴之间设置齿轮变速箱。但是为了避免复杂的齿轮箱,在这里牺牲了效率和驱动涡轮的推进剂量,而采用直接传动的方式。
在所有单转子涡轮泵中,结构最简单、可靠性较高的是悬臂配置的冲压式涡轮的单轴式涡轮泵(图一各种涡轮泵设计布局简要示意图a)。这种配置可以简化燃料泵的密封装置,这对自然推进剂很重要;而氧化剂泵的轴向入口有助于提高泵的抗气蚀性能。在补燃发动机中,当采用反力式向心涡轮时,悬臂式配置便成为唯一可行的方案。悬臂式涡轮可减轻涡轮入口和出口的质量,是结构紧凑。同时可排除由于温度变形和加工精度不够高对轴承工作的影响,排除对远离涡轮的氧化剂泵的热影响。
需要指出的是,实际上在影响涡轮泵配置方案选择的诸因素中,许多项是相互矛盾的。因此,不能只考虑某一因素,而需要针对各飞行器任务对主要的火箭发动机组件,主要准则(高性能或高效率、最小质量、高可靠性以及低成本)进行权衡和择优,同时将结构简单、工艺性好、涡轮泵及整个动力装置的质量最小作为基本
标准
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,才能获得良好的机构设计。
综合上述原因,在本设计方案中采用了单轴悬臂式的配置。
Ga、与涡轮同轴的两泵周从燃料泵进口穿过
b、各带一泵的双涡轮,燃气并联流过两个涡轮(另一种方案为燃气串联先后流过两个涡轮)
c、涡轮居中直接驱动两泵,
轴穿过涡轮出口集合器
d、带齿轮箱,涡轮转速e、两个主泵,两个预压泵,各有其涡
轮可提高,两泵转速不同
图1 各种涡轮泵设计布局简要示意图。F为燃料泵,O为氧化剂泵,T为涡
轮,G为高温燃气,GC为齿轮箱
三、氧化剂泵的设计
随着现代液体火箭发动机燃烧室压力的增加,涡轮泵的性能参数也不断提高,再考虑到在燃气发生器和涡轮流道中有较大的压降,要求泵必须具有较高的压头。在研制高转速、高效率、小尺寸、小质量的涡轮泵时,主泵常采用离心式泵。
根据发动机的要求得出发动机氧化泵如下设计数据和实验模型的实验结果: 要求的泵压头, H 893.064mm
3Q 0.94m/s 要求的泵流量,
泵轴转速,N=7000转/分
泵的比转速,NS 1980
泵的临界净抽吸压头,,
泵的实际抽吸比转速,NPSH,c 17.6784m Nss 37230,由实验,
泵的总压头系数, 0.46
诱导轮的基本形状(锥形的叶尖和轮毂,如图2、锥形诱导轮)
流动方向
图2 锥形诱导轮
诱导轮压头系数 0.46
诱导轮直径比,rd 0.3
诱导轮比,Li/dt 0.4
i 4诱导轮进口叶尖处的冲角,(最大)
诱导轮叶尖轮廓锥形半角=7
诱导轮轮毂锥形半角=14
根据平均叶尖直径计算的诱导轮稠度,dt 2.2
诱导轮渗漏损失,Qee 0.032Q
叶轮基本型式=在进口处有混流式叶片的径向流式叶轮(如图3、叶轮进口处有混合流式
叶片的径向流)
如图3 叶轮进口处有混合流式叶片的径向流式叶轮
叶轮的抽吸比转速,(Nss)imp 11000
242叶轮的出口叶片角,
叶轮在进口处的收缩系数, 1 0.82
叶轮在出口处的收缩系数, 2 0.88
叶轮效率, v 0.74 叶轮的渗漏损失,Qe 0.035Q
泵蜗壳的压头损失,He 0.19H
根据上述数据可设计和计算(a)诱导轮、(b)叶轮的基本参数和尺寸 (a) 氧化剂泵诱
导轮
叶轮的临界净正抽吸压头(NPSH)imp
诱导轮必需的压头升高 NQ0.51.333 [] 89.3064m (Nss)imp
Hind (NPSH)imp,(NPSH)ind (
NPSH)imp,(NPSH)c 71.628m
诱导轮的平均叶尖速度ut 108.204m/s
诱导轮的平均叶尖直径dt 720u 295.148mm Nt在给定Li/dt 0.4的情况下,诱导轮的轴向长度Li dt 0.4 118.11mm 对于给定叶尖轮廓锥形半角为7o时,诱导轮进口处的叶尖直径为 d0t dt,2 Li tan7o 309.626mm 2
Li tan7o 280.67mm 2诱导轮出口处的叶尖直径d1t dt,2
轮毂平均直径dh dtrd 88.646mm 对于给定轮毂轮廓锥形半角为14o时,诱导轮进口处的轮毂直径为 d0h dh,2 Litan14o 59.182mm 2
Litan14 118.11mm 2
1由给定的诱导轮渗漏损失Qee 0.032和叶轮渗漏损失Qe 0.0175,求得必2
1需的诱导轮流量Qind Q,Qee,Qe 0.181m3/s 2诱导轮出口处的轮毂直径d1h dh,2
诱导轮进口实际流速c0’(等于它的子午线方向分量cm0,假设它的切向分量cm0=0;
0’ 0)
c0’ cm0
3.12 4Qind(d0t2,d0h2) 11.34m/s
诱导轮出口绝对流速的子午线方向向量 cm1
3.12 Qind
(d1t2,d1h2) 16.185m/s
4
诱导轮在进口处的平均有效直径d0 222.504mm 诱导轮在d0处的圆周速度u0 7000
720 222.504 81.6864m/s
诱导轮在出口处的平均有效直径d1 214.63mm 诱导轮在d1处的圆周速度u1 7000
720 214.63 78.7908m/s
诱导轮出口绝对速度的切向分量cu1’ Hindg 8.9m/s
u1
诱导轮设计的进口相对流速v0’ 82.48m/s 诱导轮设计的进口相对液流角sin 0’ cm0 0.135; 0’ 7o45’
v0’
诱导轮设计的出口绝对流速c1’ 18.44m/s 诱导轮设计的出口绝对液流角tan 1’ cm1 1.82; 1’ 61o13’
cu1’
诱导轮设计的出口相对流速v1’ 71.628m/s 诱导轮设计的出口相对液流角tan 1’ cm1 0.232; 1’ 13 3’ u1,cu1’
由于诱导轮的气蚀性能跟诱导轮进口叶尖处叶片前缘的冲角以及诱导轮出口流量系数
ind有很大关系,我们现在来求诱导轮进口叶尖处的叶片角 0t,并检验之。 诱导轮进口的叶尖速度u0t N
720d0t 113.538m/s 诱导轮进口叶尖处的相对液流角tan 0t’ cm0 0.0998; 0t’ 5o42’
u0t
如果我们采用在诱导轮进口叶尖处的叶片角为 0t’ 9o,则进口叶尖处的冲角
0t, 0t’ 3o18’( 4o,满足要求)
诱导轮进口平均有效直径d0处的叶片角 0,tan 0 d0ttan 0t 0.220; 0 12o25’ d0
诱导轮进口轮毂直径d0h处的叶片角 0h,tan 0h
cm0 0.0998 u0td0ttan 0t 0.829; 0h 39o40’ d0h诱导轮进口流量系数 ind
8150(1,2 ind2)0.75
诱导轮的理论抽吸比转速(Nss)ind (1,rd2)0.5 75700 Nss 37300 ind
如果我们采用在诱导轮出口平均直径d1处的叶片角 1为14o30’,则 1与出口相对液流角 1’之差为 1, 1’ 1o27’,这考虑了局部环流(边界效应)的影响。
诱导轮出口叶尖直径d1t处的叶片角 1t:tan 1t d1tan 1 0.198;tan 1t 11o12’ d1t
d1tan 1 0.471;tan 1t 25o13’ d1h诱导轮出口轮毂直径d1h处的叶片角 1h:tan 1h
我们将采用三叶片(z=3)。叶片在叶尖平均直径dt处的节距Pi dt
z 309.3m72m 叶尖处的弦长可由下式计算Ci Li 674.878mm 1t,0tsin()2
Ci 2.18 Pi根据叶尖平均直径dt计算的诱导轮稠度:Sv
发动机氧化剂泵诱导轮设计一览
所需的压头和流量 Hind 71.628m,Qind 0.181m3/s 进口速度图(在进口平均有效直径d0处):
0’ 90o, 0’ 7o45’
u0 81.6864m/s,v0’ 82.48m/s
c0’ cm0 11.34m/s,cu0 0
出口速度图(在出口平均有效直径d1处):
1’ 61o13’, 1’ 13o3’
u1 78.7908m/s,v1’ 71.628m/s
c1’ 18.44m/s,cu1’ 8.9m/s
cm1 16.185m/s
诱导轮的轴向长度,Li 118.11mm
叶尖处锥形半角:7o;轮毂处锥形半角:14o
进口尺寸:
d0t 309.626mm,d0h 59.182mm,d0 222.504mm
在d0t处的叶片角, 0t 9o
在d0h处的叶片角, 0h 39o40’
在d0处的叶片角, 0 12o25’
出口尺寸:
d1t 280.67mm,d1h 118.11mm,d1 214.67mm
在d1t处的叶片角, 1t 11o12’
在d1h处的叶片角, 1h 25o13’
在d1处的叶片角, 1 14o30’
叶片数目,z=3
在叶尖处的稠度,Sv 2.18
进口流量系数, ind 0.0998
(b) 氧化剂泵的叶轮
这里将采用如图2所示的叶轮进口处有混合流式叶片的径向流式叶轮。在叶轮进口处的流
道和速度情况可假设为与在诱导轮出口处是一样的。
叶轮出口处的叶尖速度或圆周速度:u2
叶轮出口直径:d2 720 u2 375.92mm N 138.0744m/s 得叶轮所需的压头:
Himp H,He, Hind 991.21m
叶轮所需的流量:Qimp Q,Qe 0.9729m3/s 叶轮出口设计绝对流速的切向分量:
cu2’ g Himp,u1cu1’
u2 75.5904m/s
叶轮出口理想绝对流速的切向分量:cu2 cu2’ 102.108m/s ev叶轮出口设计绝对流量的
子午线方向分量:cm2 (u2,cu2)tan 2 16m/s
叶轮出口设计绝对流速:c2’ 77.24m/s 叶轮出口设计绝对液流角:tan 2’ cm2 0.212; 2’ 11o58’
cu2’叶轮出口设计相对流速:v2’ 64.50m/s 叶轮出口设计相对液流角:tan 2’ cm2 0.256; 2’ 14o22’ (u2,cu2’)叶轮在叶片进口处的宽度:b1 Qimp
3.12 d1cm1 1
Qimp 90.424mm 叶轮在出口处的宽度:b2 3.12 d2cm2 2 48.514mm 泵的总流量:
cm2 0.116 u2
发动机氧化剂泵叶轮设计一览
叶轮必需的压头和容量 Himp 991.21m,Qimp 0.9729m3/s; 进口速度图(在进口平均有效直径d1处):
1’ 61o13’, 1’ 13o3’
u1 78.7908m/s,v1’ 71.628m/s c1’ 18.44m/s,cu1’ 8.9m/s
cm1 16.185m/s
出口速度图(在出口直径d2处)
2’ 11o58’, 2’ 14o22’
u2 138.0744m/s,v2’ 60.50m/s
c2’ 77.24m/s,cu2’ 75.5904m/s
cm2 16m/s
进口尺寸:
进口孔径,d1t 180.67mm
进口轮毂直径,d1h 118.11mm
进口平均有效直径,d1 214.63mm
在直径d1处的进口叶片角, 1 13o3’
进口叶片宽度,b1 90.424mm
出口尺寸:
外径,d2 375.92mm
出口叶片角, 2 24o
叶轮出口宽度,b2 48.514mm
叶轮叶片数,zi 2/3 8
四、涡轮的设计
涡轮必须提供足够的轴功率用于在所需的转速和扭矩下驱动推进剂泵。涡轮的能量来自于与气态工质通过固定喷嘴和旋转叶片的膨胀。叶片安装在于轴向连的轮盘上。气体通过倾斜的喷嘴膨胀后速度大大提高,方向转为接近切向,然后流经形状特殊的叶片,在叶片上气体能量转变为作用在每个叶片上的切向力。这些力使涡轮盘旋转。
理论上对两类用于驱动发动机泵的轴流式涡轮比较感兴趣:冲击式涡轮和反力式涡轮。在冲击是涡轮中,工质的焓在第一组涡轮固定喷嘴中转变成动能,而不是在旋转叶片中转变。高速气体吹到(基本上沿切向)旋转叶片上,高动能气流的动量转化为安装在涡轮盘上的旋转叶片的冲量,从而使叶片转动。在速度分级冲击式涡轮中,有一组固定叶片,在这里工质进一步将能量传递给涡轮盘。在压力分级冲击式涡轮中,各组固定叶片内都有气体膨胀过程。在反力式涡轮中,
气体膨胀过程大致在旋转和固定叶片单元之间均匀分配。由于燃气发生器循环中涡轮工质
具有较高的压降,故大推力发动机倾向于采用简单的、质量较轻的一级或两级冲击式涡轮。
在这里采用单级双转子速度分级冲击式涡轮。
流动方向
图4、典型的单级双转子速度分级冲击式涡轮
根据实验及经验得出此发动机涡轮泵的涡轮的下列数据:
涡轮燃气混合比,液氧/RP-1煤油=0.408;
涡轮燃气的等压比热,Cp 2.733361焦耳/克 C;
涡轮燃气比热比, =1.124;
涡轮进口处燃气总温,T0 760oC;
涡轮燃气的气体常数,R 9.08m/ C;
涡轮进口处燃气总压,p0 4.4MPa(绝对);
涡轮出口处燃气静压,pe 0.19MPa(绝对);
涡轮燃气总的有效能含量, H 8.35KJ/kg;
涡轮燃气流量,wt 41.73kg/s
涡轮轴转速,7000r/min
喷嘴特征比=9.7;
喷嘴速度系数,kn 0.96
喷嘴喉部面积系数, nt 0.97
喷嘴出口面积系数, ne 0.95
转子和静子叶片的出口面积系数, b2 0.95
转子和静子叶片的弦长,Cb 35.56mm
喷嘴和叶片出口处的隔板厚度,tn tb 1.27mm
第一级转子叶片的稠度=1.82
静子叶片的稠度=1.94
第二级转子叶片的稠度=1.67
根据上述数据可计算涡轮的结构和尺寸:
0、1、2、3、4代表喷嘴、第一级转子叶片、静子叶片、第二级转子叶片的进口状况;以
及第二级转子叶片出口状况的各点。
1’、2’、3’、4’代表喷嘴、第一级转子叶片、静子叶片和第二级转子叶片出口状况的各
点,按理想等熵膨胀过程考虑。
0-1’、1-2’、 2-3’、 3-4’代表在喷嘴、第一级转子叶片、静子叶片和第二级转子叶片中
的理想等熵膨胀过程的轨迹。
0-1、1-2、 2-3、 3-4代表在喷嘴、第一级转子叶片、静子叶片和第二级转子叶片中的实
际过程的轨迹。
1-1’、2-2’、3-3’、4-4’代表由于在喷嘴、第一级转子叶片、静子叶片和第二级转子叶片
中摩擦损失和再热造成的在理想等熵膨胀过程之间沿等压线的差额。
“0”——代表喷嘴进口。
T0=喷嘴进口总温=涡轮进口总温=760OC
p0=喷嘴进口总压=涡轮进口总压=4.4MP(绝对)
H=涡轮燃气总的等熵焓降=涡轮燃气总的有效能量=8.35KJ/kg
n 喷嘴效率=kn2 0.962 0.92
“1”——代表喷嘴出口即第一级转子叶片进口。
假设了总的等熵焓降 H的约6%是在转子和静子叶片中进行,故喷嘴中的等
熵焓降 H0,1’ H(1,6%) 7.849KJ 我们可以写出 H0,1’p CpT0[1,(1)p0 ,1 ]
由此,喷嘴出口处的燃气总压p1 0.234MP
喷嘴出口处燃气喷射速度C1 k 1200.912m/s (1,kn2)C12喷嘴内的再加热量qnr 0.63KJ/kg 2kn2gJ
经过等熵膨胀以后在喷嘴出口处的燃气温度T1’ T0,
p1144 1.05kg/m3 T1R H0,1’ 473.5OC Cp喷嘴出口处的燃气密度 1
关于喷嘴出口处喷射的燃气流方向,我们取 1为25o。 在理想情况下,当双转子速度分级冲击式涡轮的涡轮速度比为Ucos 1 C14时,效率 nb达最大值。由此,在转子平均直径处的圆周速度U 271.272m/s 涡轮转子平均直径dm 720U 739.14mm N
第一级转子叶片进口处的燃气相对气流角 1:
tan 1 C1sin 1 0.622; 1 31o53’ Ccos 1,U
第一级转子叶片进口处的燃气相对流速V1
“2”——第一级转子叶片出口=静子叶片进口 C1sin 1 961.95m/s sin 1
假设所给定的喷嘴后面有6%反力度是由两个转子和一个静子所均分。这样就可估算在第一级转子叶片中的等熵焓降。 H1,2’ 0.167KJ/kg
第一级转子叶片出口处的燃气相对流
速V2 873.6m/s
在第
2一级转子叶片中的再加热量:V12qbr1 (1,kb),(1, n) H1,2’ 0.98KJ/kg 2gJ
H1,2’ ,1] 0.21787MP 第一级转子叶片出口处的燃气静压:p2 p1[1,CpT1
经过等熵膨胀后再第一排转子叶片出口处的燃气静温:T2’ T1, H1,2’p 490.2OC 第一排转子叶片出口处燃气的实际静温:T2 T2’,qbr2 525.7OC Cp
第一级转子叶片出口处的燃气密度: 2 144p2 0.95kg/m3 RT2
关于第一级转子叶片出口(不对称叶片)处燃气的相对流动方向,我们取 2角为25O。第一级转子叶片出口处的绝对气流角 2可由下式计算
tan 2 V2sin 2 0.707; 2 35O15’ Vcos 2,U
V2sin 2 633.984m/s sin 2第一级转子叶片出口处的绝对流速C2
“3”——静子叶片出口等于第二级转子叶片出口
在静子叶片内的等熵焓降 H2,3’ H1,2’ 0.167KJ/kg
静子叶片进口处的燃气绝对流速C3 590.7m/s C22在静子叶片内的再加热qbs (1,kb),(1, n) H2,3’ 0.43KJ/kg 2gJ2
H静子叶片出口处的燃气静压p3 p2[1,2,3’] ,1 0.20284MP CpT2
经过等熵膨胀以后再静子叶片出口处的燃气静温:T3’ T2, H2,3’p 519.6OC 静子叶片出口处的燃气实际静温:T3 T3’,qbs 535.7OC Cp
静子叶片出口处的燃气密度: 3 144p3 0.87kg/m3 RT3
关于静子叶片出口处的燃气绝对流动方向,我们取 3为35OC( 3 2)。静子叶片出口处的相对气流角 2可由下式计算:
tan 3 C3sin 3 1.596; 3 57O56’ C3cos 3,U
C3sin 3 399.9m/s sin 3静子叶片出口处的相对流速V3
“4”——第二级转子叶片出口
在第二级转子叶片内的等熵焓降: H3,4’ H1,2’ 0.167KJ/kg
第二级转子叶片出口处的燃气相对流速
:V3 398.07m/s
在第
2二级转子叶片内的再加热量qbr2V32 (1,kb),(1, n) H3,4’ 0.18KJ/kg 2gJ
第二级
转子叶片出口处的燃气静压 H3,4’ ,1p4 p3[1,] 0.18933MP(绝对) 0.18615MP(绝对)(pe) CpT3
由于再热效应,p4稍高于涡轮出口压力(不完全膨胀)。
经过等熵膨胀以后,在第二级转子叶片出口处的燃气静温T4’ T3, H3,4’Cp 529.6OC 第二级转子叶片出口处燃气的实际静温:T4 T4’,qbr2 536.3OC Cp
第二级转子叶片出口处的燃气密度: 4 144p4 0.81kg/m3 RT4
关于第二级转子叶片出口处(不对称叶片)燃气的相对流动方向,我们取 4角为44O。第二级转子叶片出口处的绝对气流角 4可由下式计算:
tan 4 V4sin 4 18.5; 4 86O55’ V4cos 4,U
V4sin 4 276.8m/s sin 4第二级转子叶片出口处的绝对流速:C4
喷嘴尺寸:
必需的喷嘴总喉部面积:Ant 8528.8mm2 我们取喷嘴喉部处径向高度hnt为38.1mm。由此喷嘴在喉部处的宽度:
bnt hnt=3.93mm 喷嘴特征比
喷嘴数目:zn Ant 57 bnthnt
节距或喷嘴间距:Pn dm
zn 40.74mm
我们允许在喷嘴出口角 n与喷嘴喷射的燃气气流角 1之间的角度为2o,于是
n 1,2 23o 喷嘴必需的总出口面积Ane 144wt 34676.3mm2 1C1 ne
我们得到喷嘴出口处的径向高度和宽度:
hne Ane 41.656mm; dmsin n,zntn
Ane
zbne n 14.63mmhne
第一级转子叶片尺寸(在dm处) 节距或叶片间距:pbr1 叶片弦长Cb=19.5mm 叶片稠度
叶片数:zbr1 dm
pbr1 119
允许在进口叶片角 b1r1与进口相对气流角 1之间差2o7’,于是
o b1r1 1,2o7 ’34
使出口叶片角 b2r1等于出口相对气流角 2: b2r1 2 25o
我们选定进口处叶片径向高度:hb1r1 hne(1,0.08) 44.96mm
进口处叶片通道宽度:bb1r1 pbr1sin b1r1,tb 9.63mm 必需的叶片出口总面积:Ab2r1
出口处叶片的径向高度:hb2r1 144wt 53224mm2 2V2 b2 Ab2r1 64.0mm
dmsin b2r1,zbtb
在出口处叶片通道的宽度:bb2r1 pbr1sin b2r1,tb 7.39mm 叶片的平均径向高度:hbr1 hb1r1,hb2r1 54.5mm 2
采用带冠的锥形叶片,并且它所承受的由于离心力造成的拉伸应力与不带冠的均匀叶片接近一样。叶片采用Timken合金制造,其密度为 b 4.806kg/m3。检验根部截面上的离心拉伸应力:
Scr1 0.00045721 bhbr1dmN2 89.98MN/m2 g
静子叶片尺寸: 节距或叶片节距:pbs 叶片弦长Cb=18.31mm 叶片稠度
叶片数:zbs dm
pbs 127
在进口叶片角 b1s与进口绝对气流角 2之间允许误差2o24’: b1s 2,2o24’ 37o
保持出口叶片角 b2s 3 35o
叶片在进口处的径向高度:hb1s (1,8%)hb2r1 69.1mm
叶片在进口处的通道宽度:b1s pbssin b1s,tb 9.75mm 叶片必需的总出口面积:Ab2s
在出口处的径向高度:hb2s 144wt 85481.05mm2 3C3 b2 Ab2s 72.898mm
dmsin b2s,zbstb
叶片在出口处的通道宽度:bb2s pbs sin b2s,tb 9.25mm
第二级转子叶片尺寸: 节距或叶片间距:pbr2 叶片弦长Cb=21.3mm 叶片稠度
叶片数:zbr2 dm
pbr2 109
允许在进口叶片角 b1r2与进口相对气流角 3之间差2o4’,于是
o b1r2 3,2o4 ’60
使出口叶片角 b2r2等于出口相对气流角 4: b2r2 4 44o
我们选定进口处叶片径向高度:hb1r2 hne(1,0.08) 78.74mm
进口处叶片通道宽度:bb1r2 pbr2sin b1r2,tb 17.2mm 必需的叶片出口总面积:Ab2r2
出口处叶片的径向高度:hb2r2 144wt 136124.54mm2 4V4 b2 Ab2r2 92.96mm
dmsin b2r2,zbtb
在出口处叶片通道的宽度:bb2r2 pbr2sin b2r2,tb 13.5mm 叶片的平均径向高度:hbr2 hb1r2,hb2r2 85.9mm 2
采用带冠的锥形叶片,并且它所承受的由于离心力造成的拉伸应力与不带冠的均匀叶片接近一样。叶片采用Timken合金制造,其密度为 b 4.806kg/m3。检验根部截面上的离心拉伸应力:
Scr1 0.00045721 bhbr1dmN2 89.98MN/m2 g
涡轮效率:
喷嘴与叶片的综合效率:
U(C1cos 1,C2cos 2,C3cos 3,C4cos 4) nb
涡轮的机械效率:
gJ H 0.683 m t 0.852 nb