Сравнение потерь эффективности из-за перетечек для турбоагрегатов авиационных систем кондиционирования на лепестковых газодинамических подшипниках и шарикоподшипниках

Обложка

Цитировать

Полный текст

Аннотация

Обоснование. Конструкторы турбомашин стремятся повысить эффективность процесса расширения сжатых газов путём уменьшения всевозможных энергетических потерь, которые происходят, в частности, из-за наличия зазоров между рабочим колесом и корпусными элементами турбомашины.

Цель – оценить возможное повышение эффективности при уменьшении радиального и осевого зазора между лопатками радиально-осевого рабочего колеса и корпусом турбодетандера в конструкциях турбомашин на шарикоподшипниках и лепестковых газодинамических подшипниках.

Материалы и методы. Сравнение величины радиального и осевого зазора между лопатками радиально-осевого рабочего колеса и корпусом турбодетандера в конструкциях турбомашин на шарикоподшипниках и лепестковых газодинамических подшипниках выполнялось с помощью анализа опыта разработки турбомашин отечественными и зарубежными специалистами. Приводятся модели оценки потерь эффективности турбодетандера в зависимости от величины радиального и осевого зазоров. Выполнен сравнительный расчёт потери эффективности для турбохолодильников средней и большой холодопроизводительности авиационных систем кондиционирования воздуха.

Результаты и их применение. На основании проведенных расчетов сделан вывод о преобладании влияния радиального зазора. Расчёт показал, что для турбохолодильника средней холодопроизводительности (16 кВт, 2 рабочих колеса) при уменьшении зазоров между рабочим колесом и корпусом в конструкции на лепестковых подшипниках в среднем можно рассчитывать на увеличение КПД на 2,3%, а для турбохолодильника большой производительности (55 кВт, 3 или 4 рабочих колеса) – от 0,75 до 1,4%. Сделан вывод о целесообразности проведения работ по уменьшению радиальных зазоров в конструкциях турбомашин на лепестковых газодинамических подшипниках.

Об авторах

Виталий Станиславович Николаев

Московский государственный технический университет им. Н.Э. Баумана (национальный исследовательский университет); ПАО НПО «Наука»

Автор, ответственный за переписку.
Email: vs.nikolaev.bmstu@gmail.com
SPIN-код: 5847-3632

аспирант

Россия, 105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д.5, стр.1; Москва

Сергей Александрович Абалакин

ПАО НПО «Наука»

Email: SA.Abalakin@gmail.com

инженер-конструктор

Россия, Москва

Игорь Валерьевич Тищенко

Московский государственный технический университет им. Н.Э. Баумана (национальный исследовательский университет); ПАО НПО «Наука»

Email: iv.tischenko@bmstu.ru
SPIN-код: 5630-4301
Scopus Author ID: 632877

к.т.н., доцент

Россия, 105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1; Москва

Список литературы

  1. Дьяченко Ю.В., Спарин В.А., Чичиндаев А.В. и др. Системы жизнеобеспечения летательных аппаратов. Новосибирск: Изд-во НГТУ, 2019. 319 с.
  2. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. М.; Л. Машиностроение, 1964. 336 с.
  3. Чистяков Ф.М. Холодильные турбоагрегаты. М.: Машиностроение, 1967. 287 с.
  4. Эккерт Б. Осевые и центробежные компрессоры: Применение, теория, расчет: пер. с нем. М.: Машгиз, 1959. 679 с.
  5. Епифанова В.И. Компрессорные и расширительные турбомашины радиального типа: учебник для вузов. 2-е изд. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1998. 623 с.
  6. Futral S.M., Holeski D.E. Experimental results of varying the blade-shroud clearance in a 6.02-inch radial-inflow turbine // National Aeronautics and Space Administration. 1970.
  7. Давыдов А.Б., Кобулашвили А.Ш., Шерстюк А.Н. Расчёт и конструирование турбодетандеров. М.: Машиностроение, 1987. 232 с.
  8. Dambach R., Hodson H.P., Huntsman I. Turbomachinery Committee Best Paper Award: An Experimental Study of Tip Clearance Flow in a Radial Inflow Turbine. J. Turbomach. 1998. № 121. С. 644–650. doi: 10.1115/1.2836716
  9. Krylov E.P., Spunde Y.A. About the influence of the clearance between the working blades and housing of a radial turbine on its exponent. // Physics, Engineering. 1967. 9 June.
  10. Rodgers C. A cycle analysis technique for small gas turbines. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Conference Proceedings, Vol. 183. SAGE Publications Sage UK, London, England, 1968, p. 37–49.
  11. Persky R., Sauret E. Loss models for on and off-design performance of radial inflow turbomachinery. Applied Thermal Engineering. 2019;150:1066–1077. doi: 10.1016/j.applthermaleng.2019.01.042
  12. Cho S.K., Lee J., Lee J.I. Comparison of loss models for performance prediction of radial inflow turbine. International Journal of Fluid Machinery and Systems. 2018;11(1):97–109. doi: 10.5293/ijfms.2018.11.1.097
  13. Moustapha H., Zelesky M., Baines N.C. et al. Axial and Radial Turbines. Vol. 2. Concepts ETI, Inc., 2003. 358 p.

Дополнительные файлы

Доп. файлы
Действие
1. JATS XML
Скачать
2. Рис. 1. Схема течения газа в проточной части радиально-осевой турбины: d1 – наружный диаметр колеса, d2 – средний диаметр колеса на выходе, d0 – диаметр воронки колеса, dвт – диаметр втулки колеса, l1, l2 – высота лопатки на входе и выходе из колеса, соответственно, Δx – величина осевого зазора, Δr – величина радиального зазора.

Скачать (186KB)
Метаданные
3. Рис. 2. Источники зазоров в шариковом подшипнике качения (a) и лепестковом газодинамическом подшипнике (b): Δ – радиальный зазор; C – монтажный зазор, h – высота гофров упругого демпфера.

Скачать (84KB)
Метаданные
4. Рис. 3. Графики оценок потери эффективности от величины радиального зазора в турбодетандере средней холодопроизводительности (16 кВт) турбохолодильника на лепестковых газодинамических подшипниках, =0,864 (см. источники формул в таблице).

Скачать (192KB)
Метаданные
5. Рис. 4. Графики оценок потери эффективности от величины радиального зазора в турбодетандере большой холодопроизводительности (55 кВт) турбохолодильника на лепестковых газодинамических подшипниках, =0,850 (обозначения см. на рис. 3).

Скачать (209KB)
Метаданные
6. Рис 5. Графики оценок потери эффективности от величины радиального зазора в крупном турбохолодильнике на лепестковых газодинамических подшипниках с двумя ступенями расширения. А – в первой ступени (холодопроизводительность 23 кВт), ; B – во второй ступени (холодопроизводительность 24,7 кВт),  (обозначения см. на рис. 3).

Скачать (230KB)
Метаданные

© Николаев В.С., Абалакин С.А., Тищенко И.В., 2022

Creative Commons License
Эта статья доступна по лицензии Creative Commons Attribution 4.0 International License.

Согласие на обработку персональных данных

 

Используя сайт https://journals.rcsi.science, я (далее – «Пользователь» или «Субъект персональных данных») даю согласие на обработку персональных данных на этом сайте (текст Согласия) и на обработку персональных данных с помощью сервиса «Яндекс.Метрика» (текст Согласия).