Приводной газотурбинный двигатель для газоперекачивающего агрегата

Приводной газотурбинный двигатель для газоперекачивающего агрегата

Содержание

Введение

Задание

. ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

.1 Выбор и обоснование параметров

.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ

.3 Вывод

. СОГЛАСОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН

.1 Исходные данные

.2 Вывод

. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА

.1 Исходные данные для расчета

.2 Расчет первой ступени компрессора высокого давления (ручной счет)

.3 Расчет компрессора (расчет на ЭВМ)

.4 Вывод

. ПРОФИЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА

.1 Выбор закона закрутки

.2 Исходные данные

.3.Предварительный выбор удлинения лопатки

4.4 Расчет густоты решеток профилей

4.5 Расчет и уточнение числа лопаток в венце, хорды и удлинения лопатки

.6 Выбор углов атаки лопаточного венца на номинальном режиме

.7.Расчет углов изгиба профиля пера

.8 Выбор дуги средней линии профиля

4.9 Расчет углов средней линии профиля, углов наклона кромок пера и угла установки профиля в решетке

4.10 Расчет осевого размера лопаточного венца

4.11 Выбор относительной толщины профиля

4.12 Построение профилей лопаток и решеток профилей

.13 Построение средней линии профиля

.14 Вывод

. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ

5.1 Исходные данные

.2 Газодинамический расчет (ручной счет)

.3 Газодинамический расчет (расчет на ЭВМ)

6. ВЫВОДЫ

Перечень ссылок

ВВЕДЕНИЕ

Газотурбинной установкой называют установку, состоящую из трех основных элементов: воздушного компрессора, камеры сгорания и газовой турбины. Принцип действия ГТУ сводится к следующему. Из атмосферы воздух забирается компрессором, после чего при повышенном давлении его подают в камеру сгорания, куда одновременно подают жидкое или газообразное топливо. В камере сгорания воздух разделяется на два потока: один поток в количестве необходимом для сгорания топлива, внутрь жаровой трубы; второй поток обтекает жаровую трубу снаружи и подмешивается к продуктам сгорания для понижения их температуры. Процесс сгорания в камере происходит при почти постоянном давлении.

Получившийся после смешения газ поступает в газовую турбину, в которой расширяется, он совершает работу, а затем выбрасывается в атмосферу.

Развиваемая газовой турбиной мощность частично расходуется на привод компрессора, а оставшаяся часть является полезной мощностью газотурбинной установки.

В настоящее время наряду с применением ГТД в составе силовых установок самолетов и вертолетов их используют и в наземных установках. Перечень таких установок довольно обширен: транспортные наземные установки; транспортные установки морского и речного транспорта; установки для получения сжатого воздуха используемые в технологических целях; установки для привода ротора электрогенератора и т.д.

Газотурбинные двигатели по сравнению с поршневыми двигателями внутреннего сгорания имеют несколько больший расход топлива на единицу мощности. Однако масса и габариты их меньше, а также легкость запуска, значительно больший ресурс определяют целесообразность применения ГТД в наземных установках.

Газотурбинные двигатели сочетают в себе комплекс свойств, обеспечивающих возможность их широкого использования в наземных установках, основными из которых являются: низкая стоимость, в особенности при применении авиадвигателей, отработавших летный ресурс; малая удельная масса и габариты; широкий диапазон климатических условий использования; возможность работы на различных типах горючего; практически полная автоматизация работой двигателя.

В зависимости от целевого назначения ГТД при их применении в установках народного хозяйства можно разделить на три класса: энергоприводы, источники сжатого воздуха; генераторы горячего газа. В настоящее время созданы единичные или малосерийные установки в ГТД, выполняющие различные функции.

Области применения газотурбинных установок определяются их сравнительными свойствами по отношению к другим типам первичных двигателей аналогичного назначения.

Выбор двигателя для конкретного назначения определяется совокупностью требований, в числе которых для стационарных двигателей главными являются минимальная приведенная стоимость производимой двигателем единицы энергии, а для транспортных, кроме того, - малая удельная масса и малые габариты двигателя, а так же характеристика надежности. Последняя важна так же и для стационарных двигателей, однако в случае возможности прогнозирования надежности влияние степени надежности в конечном счете учитывается при определении приведенных затрат на производство единицы энергии.

В данном курсовом проекте приводится проектировочный расчет газотурбинного двигателя (для газоперекачивающего агрегата) мощностью 10,4МВт. Прототипом послужил двигатель АИ-336-2-10

ЗАДАНИЕ

Приводной газотурбинный двигатель для газоперекачивающего агрегата

Nе=10400 кВт

Рекомендуемые параметры для разрабатываемого двигателя:

степень повышения давления в компрессоре πк*=21,5;

температура газа перед турбиной Tг*=1390 К.

частота вращения ротора свободной турбины - nст=6500 об/мин.

Двигатель - прототип - АИ-336-2-10

Данные прототипа:

эффективная мощность Nе=10 МВт;

степень повышения давления в компрессоре πк*=21,5;

температура газа перед турбиной Tг*=1390 К;

расход воздуха Gв=42 кг/с;

частота вращения ротора свободной турбины - nст=6500 об/мин.

1. ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Выбор основных параметров двигателя оказывает сильное влияние на эффективность его работы как силовой установки. Расчёт выполняется для Gв=1кг/с. В расчёте вычисляются параметры в характерных сечениях двигателя. Эти данные в дальнейшем используются для согласования параметров компрессора и турбины, и формирования облика двигателя. Основными требованиями к данному двигателю являются: высокая экономичность( малые значения удельного расхода топлива) и высокая удельная мощность.

1.1    Выбор и обоснование параметров

Выбор и обоснование параметров производится с учетом рекомендаций пособия [1].

Перед выбором основных параметров двигателя необходимо определить расчетный режим.

В зависимости от назначения и условий, при которых рассчитывается двигатель, выбираются параметры цикла (p*к и Т*г), а также узлов (sвх, hк, sкс, h*т, sрн, сс) и соответствующий им расчетный режим работы. В основу оптимизации параметров закладываются разные критерии (целевые функции): минимум удельного расхода топлива, максимум мощности, обеспечение надежности на чрезвычайных режимах работы и т.п.

Основными параметрами рабочего процесса двигателя при постоянных условиях на входе в ГТД, существенно влияющими на его удельные параметры, является температура газа Т*г и степень повышения давления в компрессоре p*к.

.1.1 Температура газа перед турбиной

Увеличение температуры газов перед турбиной позволяет значительно увеличить удельную мощность двигателя и, следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу двигателя. Повышение температуры газа перед турбиной улучшает также экономичность двигателя. Для обеспечения надежности работы турбины при высоких значениях температуры газа (Тг*>1170К) необходимо применять охлаждаемые лопатки. Потребное количество охлаждающего воздуха зависит от температуры газа и способа охлаждения турбины, что приводит к снижению удельной мощности и росту удельного расхода топлива. Для получения нескольких вариантов расчета выбираем Тг*=1390,1350,1300,1250,1400 К.

.1.2 Степень повышения давления в компрессоре

Стремление получить двигатель с высокими удельными параметрами требуется увеличение значения степени повышения давления (p*к) в компрессоре. Но большее значение степени повышения давления ограничивается усложнением конструкции и, следовательно, увеличением массы и габаритов двигателя. Выбор высоких значений * при проектировании приводит к получению малых высот лопаток последней ступени компрессора и первых ступеней турбины. Это в свою очередь приводит к росту потерь энергии из-за увеличения относительных радиальных зазоров и понижения относительной точности изготовления лопаток. При Тг*=1180…1380К оптимальные значения * в компрессоре, соответствующие максимуму удельной мощности, составляют 6...15.Для расчета выбираю * =21,50;14,00;16,00;18,00;11,50.

1.1.3 КПД компрессора и турбины

Величина изоэнтропического КПД многоступенчатого компрессора по параметрам заторможенного потока зависит от степени повышения давления в компрессоре и КПД его ступеней:

где - среднее значение КПД ступеней компрессора.

КПД компрессора может быть представлен как произведение:

=*,  

где  - КПД компрессора по параметрам заторможенного потока,  - механический КПД компрессора, учитывающий потери в его опорах, обычно составляющий =0,985…0,995 , принимаю =0,99.

На расчетном режиме среднее значение КПД ступеней в многоступенчатых осевых компрессорах современных авиационных двигателей лежит в пределах =0,89...0,9. Принимаем  = 0,89.

Таблица 1.1 Значения  для различных  .

Величина	Значение
21,5014,0016,0018,0011,50
0,8250,8230,8210,820,800

 

Коэффициент восстановления полного давления для такого устройства принимаем = 0,96.

Потери полного давления в камере сгорания вызываются гидравлическим и тепловым сопротивлением. Гидравлическое сопротивление определяется в основном потерями в диффузоре, фронтовом устройстве, при смещении струй, при повороте потока (=0,93...0,98). Принимаем  = 0,945.

Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу. Для основных камер сгорания обычно  =0,97…0,99. Принимаем =0,99.

Суммарные потери полного давления в камере сгорания подсчитываются по формуле:

 = * = 0,945 * 0,99 = 0,94.

Потери тепла в камере сгорания главным образом связаны с неполным сгоранием топлива и оценивается коэффициентом полноты сгорания .

Этот коэффициент на расчетном режиме достигает значений
 =0,97...0,995. Принимаем =0,995.

Коэффициент восстановления полного давления в выходном устройстве составляет: =0,97.

С помощью механического КПД учитывают потери мощности в опорах двигателя, отбор мощности на привод вспомогательных агрегатов. Обычно =0,98...0,99. Принимаем =0,985.

КПД охлаждаемой турбины:

.1.4 Скорость истечения газа из выходного устройства

Скорость истечения газа Сс из ГТУ характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя, поэтому её целесообразно было бы уменьшать. С другой стороны, при очень малых значениях Сс чрезвычайно сильно растут габариты двигателя из-за большой площади среза выпускного канала. Учитывая эти противоречивые требования, скорость истечения выбираем Сс=80 м/с.

-Относительный расход воздуха на охлаждение и технологические нужды примем отб=10%;

В качестве топлива используем природный газ с Hu=50500 кДж/кг и L0=17,2;

1.2 Термогазодинамический расчёт двигателя на ЭВМ

Исходными данными для расчета обычно являются следующие величины, определяющие расчетный режим двигателя:

Н и Мн -высота и скорость (число М) полета;

Nэ или Gв - значение эквивалентной (эффективной) мощности или расхода воздуха через двигатель;

pк* и Тг* - параметры, определяющие термогазодинамический цикл двигателя на расчетном режиме;

hк* и hт* - КПД компрессора и турбины;

hm и h'm - механический КПД двигателя и компрессора

sвх, sрн, sрн - коэффициенты восстановления полного давления в элементах проточной части двигателя;

hг - коэффициент полноты сгорания.

Исходные данные сведем в таблице 1.2.

Таблица 1.2 Исходные данные к термогазодинамическому расчету ГТД.

Величина	Размер	Значение	Величина	Размер	Значение
Н	Км	0	P*H	Па	101325
Мн	-	0	sпт	-	0,99
Nе	кВт	10400	sрн	-	0,97
Тг*	К	1390	hред	-	-
pк*	-	21,50	hв	-	-
hк*	-	0,834	hm	-	0,99
hтк*	-	0,9	Сс	м/с	80
sвх	-	0,96	Нu	кДж/кг;	50500
sкс	-	0,94	L0	-	17,2
hг	-	0,99	Ср	кДж/кг*К;	1005
hтв	-	0,91	Срг	-	1198
T*H	K	288,15	h’m	-	0,985

Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Nеуд - удельной мощности, Се - удельного расхода топлива и расхода воздуха Gв).

Расчет выполняется с помощью ЭВМ.

Таблица 1.3 Термогазодинамический расчет ГТД.

ТГДР ГТД-Р NT= 1 1 1 1 ДАТА 18. 2. 4= 1390. 1350. 1300. 1250. 1400. ANTK= .900 .905 .910 .912 .907

PIK= 21.50 14.00 16.00 18.00 11.50 ANK = .835 .846 .842 .836 .862

ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .100 HU= .5050E+08 LO= 17.20

H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .910 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000= .980 SK= .940 NГ= .994 SPT= .990 SPH= .970 NM= .990 NPД=1.000=288.15 THO=288.15 TBO=288.15 PH=101325. PHO=101325. PBO= 99299. VH= .0

СХЕМА ПЕЧАТИ: NEY NE CE QT AKC GT FC LCTTK TT PK PГ PTK PT PCNTK LK LTK LTB ПTK ПTB ПТ

КПД LCB NP CPГ КГ RГ

CPB KB RB

ТГ=1390.0 ПК=21.500 SR= .000 SR1=1.000 SR2=1.000 TCO= 745.7

.2 247.2 .2066 .1576E-01 3.689 51.06 .2634E-01 .1621

.5 948.9 745.7 .2135E+07 .2007E+07 .3244E+06 .1060E+06 .1029E+06

.8350 .9000 .4781E+06 .5283E+06 .2433E+06 6.125 3.059 18.93

.3451 .2768E+06 .8906 1198. 1.316 287.3

. 1.381 287.0

Вывод: из результатов термогазодинамического расчета видно, что принятые нами исходные данные наиболее лучше обеспечивают необходимый КПД и удельную мощность.

Для обеспечения расчетной мощности Nе.рас=10400 кВт требуется расход воздуха

 кг/с.

 

2. СОГЛАСОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ

После термогазодинамического расчета двигателя определены его основные параметры (мощность, расход рабочего тела, удельный расход топлива) и его термогазодинамического цикла (температура газа перед турбиной - Тг*, степень повышения полного давления в компрессоре - pк*), параметры потока в характерных сечениях проточной части и т.д., выбраны КПД компрессора и турбины, а также характеристики потерь в других элементах двигателя. Таким образом, для расчетного режима найдены удельные параметры двигателя, и при дальнейшем проектировании необходимо обеспечить уже выбранные параметры цикла и эффективность процессов сжатия и расширения. Упомянутые выше параметры при согласовании турбин и компрессоров газотурбинных двигателей, как правило остаются неизменными.

Увязка параметров турбокомпрессорной части является одним из важнейших этапов проектирования двигателя. Качественное выполнение этого этапа позволяет обеспечить оптимальные (рекомендуемые) геометрические и газодинамические соотношения в определяющих облик двигателях расчетных сечениях, обеспечить нормальную загрузку ступеней турбины и допустимые напряжения в лопатках турбины [2].

Основными геометрическими соотношениями при согласовании параметров компрессора и турбины для каждого ротора при заданной форме проточной части турбомашины являются:

 - относительный диаметр втулки на входе в компрессор;

Dср/Dк - отношение среднего диаметра турбины к наружному диаметру компрессора на входе в рабочее колесо первой ступени.

При заданной окружной скорости Uк на наружном диаметре Dк по соотношению среднего диаметра к наружному определяется значение окружной скорости турбины на среднем радиусе Uср (и средний диаметр турбины Dср).

Далее по известным из термогазодинамического расчета величинам работ компрессора Lк и турбины Lт, а так же задаваемому при согласовании числу zк и турбины zт, вычисляются значение среднего коэффициента затраченного напора компрессорной ступени Нz и коэффициента нагрузки турбинных ступеней mz:

По рекомендуемым значениям этих величин и корректируются принимаемые при согласовании величины Uк и zк и геометрические соотношения.

Приемлемые значения mz для одной ступени турбины обычно не превышают величины 1,8 и в каждом конкретном случае зависят от назначения двигателя. При этом необходимо выдерживать принятый раннее КПД турбины.

При согласовании параметров компрессора и турбины ГТД с осецентробежным компрессором, существенное влияние на получаемые результаты оказывает правильный выбор распределения общей работы компрессора и центробежной ступени. Принимаемое распределение работ, при выбранных геометрических соотношениях, должно обеспечивать нормальную рекомендуемую аэродинамическую загрузку всех каскадов лопаточных машин ГТД, так как их перегрузка приводит к снижению КПД турбомашины и двигателя в целом, а недогрузка приводит к существенному увеличению их габаритов, и, следовательно, массы двигателя.

Для получения рационального варианта турбокомпрессора по чертежу двигателя - прототипа используются относительные диаметральные и линейные размеры в расчетных сечениях для компрессора и турбины.

Главными критериями являются:

выбранный коэффициент нагрузки на степень турбины компрессора;

выбранное число ступеней этой турбины;

напряжение растяжения в корневом сечении рабочих лопаток sр данной турбины;

показатель прочности турбинной лопатки;

относительная высота лопатки, hл/Dср.

Для выполнения расчетов необходимы следующие данные, которые сведены в таблице 2.1.

Согласование параметров турбины и компрессора на ЭВМ производится по методике изложенной в методическом пособии [2].

2.1 Исходные данные

Таблица 2.1 Исходные данные.

Вели-чина	Размер-ность	Значение	Вели-чина	Размер-ность	Значение
LК	Дж/кг	478100	hpm	---------	0,985
LТк	Дж/кг	528300	h*К	---------	0,834
p*К	---------	21,50	h*Т	---------	0,910
UКкнд	м/с	388	LОК/ LК	---------	1
СКкнд	м/с	170	СВкнд	м/с	190
UКквд	м/с	390	СВквд	м/с	180
СКквд	м/с	130	h*КНД	---------	0,870
---------0,26---------0,620
Ne	кВт	10400	---------0,810
Dсртн/Dк	---------	0,955	Dсpтв/Dко	---------	1,170
Dсртc/Dк	---------	1,300	mZTС	---------	3,025
zкнд	---------	7	zтвд	---------	1
zквд	---------	7	zтнд	---------	1
КфКНД	---------	2	zтс	---------	2
КфКВД	---------	1	КфТНД	---------	3
КфТВД	---------	3	КфТС	---------	3
СТТВД	м/с	180	СТТНД	м/с	200
СГТНД	м/с	180	СГТС	м/с	180
СТ	м/с	210

Расчет согласования на ЭВМ приведен в таблице 2.2. На рисунке 2.1 показана схема одновального двигателя, полученная в результате расчета согласовании.

Таблица 2.2. Расчет согласования. Исходные данные:уд= 247.2 Сe = .2066 КПДк= .8350 КПДтк= .9000к = 478140. Lтк*= 528300. Lтс*= 243340. КПДтс= .9100г =1197.6 Kг =1.3157 Cpв =1039.6 Kв =1.3814= 10400. Gв = 42.08в = .620 Dсртн/Dк = .955 Dсртc/Dк =1.300во= .917 D1цс/Dкко=1.000 D2цc/Dко =1.000цс/D2цс=1.000 Dсpтв/Dко=1.170кн/Lк = .400 КПДкн* = .870 Sркнв = .990ок/Lкв=1.000 КПДок* = .877 Sркоц =1.000тс =3.025 Sртвн =1.000 Sртнс = .990к = 388.0 Uквд = 390.0

Результаты pасчета:

* КНД * Кф = 2 Zк = 7.к*= 189343. Пiк*= 4.890 КПД*= .8700 Uк = 388.0

Dк = .6701 dob = .6200 dok = .8575 Hzc= .2005нд =11059.

* ОК ВД * Кф = 1 Zк = 7.к*= 284015. Пiк*= 4.442 КПД*= .8768 Uк = 390.0

Dк = .5152 dob = .8100 dok = .9167 Hzc= .2668

nвд =14456.

* ТВД * Кф = 3 Zт = 1.

Lт*= 316980. Пiт*= 2.693 КПД*= .9000 (h/D)г= .0677

Uср= 450.3 Mz = 1.563 Dcр = .6028 (h/D)т= .0923

Sр = 187.2 Tw* =1210.0

* ТHД * Кф = 3 Zт = 1.т*= 211320. Пiт*= 2.274 КПД*= .8763 (h/D)г= .0923ср= 359.8 Mz = 1.632 Dcр = .6401 (h/D)т= .1453р = 188.2 Tw* =1002.9

Sр = 147.9 Tw* = 779.2 nтс = 6506.

Сечение\Паpаметp: T* : P* : C : C/акp : F

: K : Па : м/с : --- : кв.м

в - в 288. 99299. 190.0 .6134 .2171

к кнд - к кнд 470. 485524. 170.0 .4296 .0744

в квд - в квд 470. 480669. 180.0 .4549 .0717

к - к 743. 2134900. 130.0 .2613 .0333

г - г 1390. 2006800. 115.8 .1719 .0732

т твд - т твд 1125. 745158. 180.0 .2969 .1054

г тнд - г тнд 1125. 745158. 180.0 .2969 .1054

т тнд - т тнд 949. 324390. 200.0 .3593 .1871

г тс - г тс 949. 321146. 180.0 .3234 .2077

т - т 746. 106030. 210.0 .4256 .4383н1 Dcp1 Dвт1 Dн2 Dcp2 Dвт2 ZстНД .6701 .5575 .4154 .5985 .5575 .5132 7.

ОK ВД .5152 .4688 .4173 .5152 .4942 .4723 7.

TBД .6266 .5869 .5472 .6585 .6028 .5472 1.

TНД .6584 .6027 .5471 .7331 .6401 .5471 1.

TC .8774 .7942 .7109 1.0312 .8711 .7109 2.

Рисунок 2.1 - Схема проточной части двигателя.

2.2 Вывод

Полученные в результате увязки турбокомпрессора двигатель изображен на рисунке 2.1. В дальнейших расчетах мы будем опираться на данные, полученные в ходе согласования параметров компрессора и турбин. То есть все данные: относительные диаметральные размеры, КПД, значения окружных скоростей, распределение работ по каскадам и др. Прочностные характеристики не превышают допустимых значений. Проведена оценка загруженности турбины mZTВД=1,563; mZTНД=1,632; mZTС=3,025. Число ступеней турбины: zтвд=1, zтвд=1, zтс=2, осевого компрессора: zкнд=7, zквд=7. Так же были получены значения скоростей в контрольных сечениях.

3. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА

В современных газовых двигателях для осуществления процесса сжатия используются в основном многоступенчатые осевые компрессоры. Это обусловлено их высокими коэффициентами полезного действия и возможностью изменения производительности и напорности этих компрессоров в очень широких пределах за счет изменения числа ступеней и их диаметральных размеров [3].

Предварительный газодинамический расчет осевого компрессора обычно представляет собой последовательный расчет всех его ступеней на среднем радиусе. При этом предполагается, что параметры потока на среднем радиусе ступени соответствуют осредненным параметрам ступени по высоте лопатки. Для улучшения этого соответствия в качестве среднего радиуса принимают среднегеометрический радиус ступени.

3.1 Исходные данные для расчета:

pк*=21,50;          Lк= 478100 Дж/кг      к=1,391

Gв=42,08 кг/с;    Uккнд=388 м/с           R=287 Дж/кг*К

Тв*=288,15 К               Свкнд=190 м/с            Скквд=130 м/с

Рв*= 99299 Па    Сккнд=170 м/с Uкквд=390 м/с

hк=0,825             к=0,8144 Свквд=180 м/с

Форма проточной части - Dк=const

Так как рассчитываемый компрессор имеет проточную часть с Dк=const, то для распределения  выбираем распределение по ступеням HZ ,наиболее нагружая средние ступени, уменьшая значение HZ ко входу и выходу из компрессора.

Распределение по ступеням параметров HZ необходимое для счета на ЭВМ приведены в таблице 3.1

Таблица 3.1 Распределение по ступеням HZ и Uк

Ncm	1	2	3	4	5	6	7	8
Uk,м/с	388	377,7	369	362,1	356,1	351,6	348,4	390
кДж/кг24,1025,2827,6331,3330,0726,6324,3034,18

Таблица 3.1 Распределение по ступеням HZ и Uк (продолжение)

Ncm	9	10	11	12	13
Uk,м/с	390	390	390	390	390
кДж/кг38,3344,6346,2844,0439,56

Расчет компрессора включает также ручной счет первой ступени компрессора и выполняется с использованием формул из учебного пособия [3].

3.2 Расчет первой ступени компрессора высокого давления (ручной счет)

Параметры заторможенного потока воздуха на входе в РК:

;

.

Параметры заторможенного потока на выходе из первой ступени:

;

.

Окружная скорость на среднем диаметре и :

;

.

Выбор кинематической степени реактивности:

;

(принимаем).

Скорость и направление потока на входе в РК:

;

;

;

;

.

Вычисляем угол :

.

Площадь проходного сечения и геометрические размеры входа в РК:

;

;

;

.

Действительные параметры потока на входе в РК, скорость и направление в относительном движении:

;

;

;

;

;

.

Находим параметры потока на выходе из РК:

;

;

;

где ;

;

где ;

;

;

;

;

;

;

.

Вычислим частоту вращения ротора компрессора:

.

3.3 Расчет компрессора (расчет на ЭВМ)

Таблица 3.1 Газодинамический расчет компрессора.

ГДР МОК Дата 17. 2. 9к= 2 Kф1= 2 Kф2= 1 z1= 7 zк= 14 Kr= 1

Пк=21.500 Пк1= 4.890 G= 42.08 n1= 10507.3 n2= 15805.0 k= 1.38 R= 287.00в=288.15 Pв= 99299.0 P1о= 98306.0 Sва= .990 Sна= .985 Sнв= .990 m= .00т Dк Dсp Dвт Doт КПД Mw1 Mc2

.7052 .5867 .4372 .6200 .8728 .8521 .8307

.6865 .5867 .4661 .6789 .8782 .8148 .7952

.6707 .5867 .4886 .7286 .8830 .8170 .7294

.6581 .5867 .5054 .7680 .9025 .7920 .7051

.6472 .5867 .5192 .8022 .9139 .7494 .6680

.6391 .5867 .5292 .8281 .8967 .7056 .6307

.6333 .5867 .5362 .8466 .8893 .6731 .6056

.4713 .4166 .3536 .7502 .8825 .7196 .6378

.4713 .4243 .3714 .7881 .8920 .7074 .6231

.4713 .4304 .3852 .8174 .9011 .6937 .6102

.4713 .4364 .3985 .8457 .9016 .6685 .5850

.4713 .4403 .4070 .8635 .8980 .6288 .5469

.4713 .4420 .4106 .8713 .8953 .5823 .5089

Таблица 3.1 Газодинамический расчет компрессора (продолжение).

.4713 .4446 .4162 .8831 .8872 .5565 .4865ст C1а С2а С1u C2u C1 C2 Uк

1 190.0 188.5 123.6 199.2 226.7 274.2 388.0

187.0 185.5 121.3 201.5 222.9 273.9 377.7

184.0 182.5 100.9 189.7 209.8 263.2 369.0

181.0 179.0 94.29 196.2 204.1 265.6 362.1

177.0 175.0 95.72 194.8 201.2 261.9 356.1

173.0 171.5 100.8 189.7 200.2 255.7 351.6

170.0 170.5 104.2 186.4 199.4 252.6 348.4

180.0 178.5 100.4 208.1 206.1 274.2 390.0

177.0 173.5 97.40 217.1 202.0 277.9 390.0

170.0 167.5 90.70 228.3 192.7 283.2 390.0

165.0 160.0 91.36 232.7 188.6 282.4 390.0

155.0 147.5 96.83 230.7 182.8 273.8 390.0

140.0 137.5 104.5 224.0 174.7 262.9 390.0

135.0 132.5 109.7 221.4 173.9 258.1 390.0ст Hz Rк al1 al2 be1 be1л be2

.2410E+05 .5000 56.95 43.42 43.65 43.65 56.74

.2528E+05 .5000 57.03 42.63 42.86 42.86 56.82

.2763E+05 .5500 61.27 43.90 39.66 39.66 53.89

.3133E+05 .5500 62.48 42.37 38.38 38.38 54.74

.3007E+05 .5500 61.60 41.93 37.93 37.93 53.82

.2663E+05 .5500 59.77 42.11 37.93 37.93 52.19

.2430E+05 .5500 58.50 42.46 37.87 37.87 51.33

.3418E+05 .5500 60.86 40.62 36.36 36.36 51.93

.3833E+05 .5500 61.18 38.63 34.89 34.89 51.80

.4463E+05 .5500 61.92 36.26 32.63 32.63 52.11

.4628E+05 .5500 61.03 34.51 31.44 31.44 50.89

.4404E+05 .5500 58.01 32.60 30.08 30.08 47.66

.3956E+05 .5500 53.26 31.54 28.19 28.19 43.91

.3700E+05 .5500 50.90 30.89 27.60 27.60 42.13ст Пст Hтк Cак Kg Kн U1 U2

1.279 .1620 .4897 1.020 .9880 322.8 322.8

1.272 .1816 .4951 1.022 .9760 322.8 322.8

1.278 .2105 .4987 1.024 .9640 322.8 322.8

1.300 .2510 .4999 1.026 .9520 322.8 322.8

1.267 .2523 .4971 1.028 .9400 322.8 322.8

1.212 .2321 .4920 1.031 .9280 322.8 322.8

1.179 .2185 .4879 1.033 .9160 322.8 322.8

1.242 .2486 .4615 1.035 .9040 344.8 347.9

1.258 .2800 .4538 1.037 .9000 351.1 353.6

1.285 .3260 .4359 1.039 .9000 356.2 358.7

1.273 .3381 .4231 1.041 .9000 361.2 362.8

1.238 .3217 .3974 1.043 .9000 364.4 365.1

1.197 .2890 .3590 1.046 .9000 365.8 366.8

1.172 .2703 .3462 1.048 .9000 367.9 367.9ст T2o T1 T2 P2o P3o P1 P2

311.3 263.5 275.2 .1289E+06 .1270E+06 .7105E+05 .8241E+05

335.5 287.4 299.5 .1639E+06 .1615E+06 .9508E+05 .1086E+06

362.0 314.4 328.8 .2094E+06 .2063E+06 .1275E+06 .1476E+06

392.1 342.1 358.3 .2723E+06 .2682E+06 .1679E+06 .1962E+06

420.9 372.7 388.0 .3449E+06 .3397E+06 .2230E+06 .2566E+06

446.5 401.7 415.1 .4181E+06 .4118E+06 .2866E+06 .3209E+06

469.8 427.4 439.2 .4930E+06 .4856E+06 .3514E+06 .3860E+06

502.6 449.4 466.5 .6064E+06 .5973E+06 .4092E+06 .4627E+06

539.4 483.0 502.3 .7629E+06 .7514E+06 .5170E+06 .5891E+06

582.2 521.6 543.7 .9805E+06 .9658E+06 .6652E+06 .7649E+06

626.6 565.1 588.3 .1248E+07 .1230E+07 .8669E+06 .9930E+06

668.9 610.6 632.9 .1545E+07 .1522E+07 .1119E+07 .1264E+07

706.8 654.2 673.7 .1850E+07 .1822E+07 .1405E+07 .1554E+07

742.3 692.3 710.4 .2167E+07 .2135E+07 .1690E+07 .1847E+07кк Dск Dвк Dок Tк Pк Cк

.6269 .5867 .5436 .8671 455.8 .4350E+06 171.0

.4713 .4471 .4216 .8946 734.2 .2051E+07 130.0

Пк = 21.500 КПД = .8423 Lк =473360.

Пк1= 4.890 КПД1= .8694 Lк1=189340.

Пк2= 4.441 КПД2= .8752 Lк2=284020.

Рисунок 3.1 - Схема проточной части компрессора.

Рисунок 3.2 - Изменение параметров по ступеням.

Рисунок 3.4 - Изменение параметров по ступеням.

Рисунок 3.5а - Треугольники скоростей осевого компрессора.

Рисунок 3.5б - Треугольники скоростей осевого компрессора.

Рис. 3.4 Изменение параметров по ступеням.

3.4 Выводы

Данные, полученные при газодинамическом расчете компрессора, свидетельствуют о приемлемом распределении параметров по ступеням компрессора. Загрузка ступеней позволяет получить приемлемые КПД ступеней (от 0, 8750 на первой ступени КНД до 0,8769 на четвертой ступени КВД) и равномерное распределение Пст*.

КПД компрессора: 0,831

Относительный втулочный диаметр на выходе из компрессора

=0, 8144.

Компрессор отвечает всем требованиям, предъявленным к современным компрессорам газотурбинных двигателей.

4. ПРОФИЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА

Этапом проектирования осевого компрессора, следующим за расчетом на среднем (геометрическом) радиусе, является расчет и построение решеток профилей компрессора по радиусу. При правильном выполнении этих двух этапов обеспечиваются требуемые параметры компрессора.

При учебном проектировании расчет решеток рабочего колеса и их лопаток проводят на трех характерных радиусах.

Исходными данными для профилирования рабочей лопатки компрессора является газодинамический и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе, получаемые в результате газодинамического расчета многоступенчатого осевого компрессора. Далее по выбранному закону крутки потока и по соответствующим формулам рассчитываются все параметры на трех сечениях. Расчеты выполнены по методике [6].

Реальное течение воздуха в компрессоре является пространственным, периодически неустановившимся течением вязкого сжимаемого газа, математическое исследование которого в строгой постановке задачи в настоящее время практически невозможно. Для получения инженерных результатов реальное течение обычно рассматривается как установившееся, осесимметричное, при постоянстве гидравлических потерь по радиусу.

.1 Выбор закона закрутки

Выбираем закон изменения параметров по радиусу (законы закрутки потока). Критерием выбора оптимального закона закрутки по радиусу является обеспечение дозвуковых скоростей и приемлемых углов потока (в частности, Mw1 и Mc2 0,85…0,90, β1  25o на периферии, β2 90о на втулке). Расчеты показывают, что для дозвуковых ступеней с относительными диаметрами втулки  примерно 0,7 наиболее подходящими являются законы постоянства степени реактивности и комбинированный закон. Для группы первых ступеней компрессора наиболее предпочтительным является закон постоянства степени реактивности.

Специальные расчеты показали, что допустимо не учитывать отличие  от  при изменении в ступени на 2…5 м/с, т.е. считаем =.

4.2 Исходные данные

Расчет производим для первой ступени КВД. В табл. 4.1. представлены основные исходные данные к расчетам; табл. 4.1 - расчет Са и Сu при использовании закона закрутки: закона постоянства степени реактивности; в табл. 4.2 - расчет некоторых параметров планов скоростей (скоростей С и W, углов α, β, Δβ) и чисел М.

Таблица 4.1 Исходные данные.

Параметры	Размер- ность	Сечение
		втулочное (вт)	среднее (ср)	периферийное (к)
D	м	0,3537	0,4166	0,4712
	-	0,751	0,884	1
Ucp	м/с	-	346,5	-
U=Ucpr/rcp	м/с	294,38	346,5	391.98
C1acp=Cacp	м/с	-	180	-
C2acp	м/с	-	178,5	-
C1ucp	м/с	-	97,18	-
C2ucp	м/с	-	211,2	-
ρKcp	-	-	0.55	-
T1*=T1*cp	К	449,7	449,7	449,7
T2*=T2*cp	К	467,8	467,8	467,8

Таблица 4.2 Расчетные значения.

Параметры	Размер- ность	Сечение
		втулочное (вт)	среднее (ср)	периферийное (к)
м/с124,02180222,49
м/с185,5178,5171,16
rк=rкср	-	0,55	0,55	0,55
HT	Дж/кг	40022	40022	40022
C1u= C1uср*r/rср	м/с	82,57	97,18	109,93
C2u= C2uср*r/rср	м/с	179,42	211,2	238,92

Таблица 4.2 Расчетные значения(продолжение).

Параметры	Размер- ность	Сечение
		втулочное (вт)	среднее (ср)	периферийное (к)
м/с245,44307,5359,23
м/с148,99204,55248,16
	м/с	419,82	415,11	410,33
	-	0,5847	0,7408	0,8755
м/с218,23223,98229,61
м/с258,08276,52293,9
	м/с	417,9	415,5
	-	0,6176	0,6655	0,7114
	град	56,34	61,63	63,7
	град	45,9	40,2	35,6
	град	30,35	35,82	38,26
	град	58,2	52,8	48,19
	град	10,39	21,43	28,08
	град	27,8	17,01	9,9

При расчете считалось, что k=1,4; R=287 Дж/кгК; α3 ≈ α1.

Полученные выше кинематические параметры являются исходными для расчета профилей лопаток и решеток РК дозвукового осевого компрессора.

4.3 Предварительный выбор удлинения лопатки

Удлинение лопатки (относительная высота пера лопатки по хорде) на среднем радиусе: ,

где м - высота пера лопатки во входном сечении;

Выберем =1.8, тогда  м.

.4 Расчет густоты решеток профилей

Густота решетки b/t (b - хорда пера лопатки; t - шаг решетки) является параметром, в значительной степени определяющим аэродинамическую нагруженность лопаточного венца. Уменьшение значений густоты решетки в сравнении с оптимальными означает недогрузку ступени, а увеличение густоты отрицательно сказывается на КПД ступени.

Определение густоты решетки РК производится на так называемом номинальном режиме, который характеризуется бессрывным обтеканием решетки при отсутствии резкого роста потерь.

Отношение рассчитанного угла поворота потока  к углу на номинальном режиме * определяет запас по срыву компрессорной решетки и выбирается в зависимости от положения ступени в компрессоре. Величину /* для первой ступени КВД принимаем равной 0,9.

По графику рис. 2.2 [методического пособия №6] находим в зависимости от угла выхода потока из решетки. При угле =52,8 получим =12о.

Требуемая густота решетки определяется по графику рис. 2.3 [методического пособия №6] в зависимости от параметра:

.5 Расчет и уточнение числа лопаток в венце, хорды и удлинения лопатки

При выбранной густоте решеток на среднем радиусе предварительное значение шага решетки:

Тогда предварительно число лопаток будет равно:

Примем число лопаток z=61. По полученному значению z уточняем величины шага решетки и хорды профиля лопаток на среднем радиусе, а также удлинения лопаток:

tcp=П*Dcp/Z=(3.14*0.4166)/61=0.0214 м,

bcp=(b/t)cp*tcp=1,1*0.0214=0.0235 м,

hb=h/bcp=0.0469/0.0235 =1.9957 м.

Полученные значения параметров на среднем радиусе сводим в табл.4.3

Таблица 4.3 Параметры на среднем радиусе.

Параметры	Размерность	Величина
Dk	м	0,4166
Dcp	м	0,4712
Dвт	м	0,3537
h	м	0,058
-1,8
bcp/	м	0,0235
(/*)cp-0,9
град12
Ecp	-	1,57
(b/t)cp	-	1,1
tcp/	м	0.023
z/	шт.	66,29
z	шт.	61
tcp	м	0.0214
bcp	м	0.0235
hb	-	1,9957

4.6 Выбор углов атаки лопаточного венца на номинальном режиме

Расчетные углы атаки i по радиусу лопатки выбирают на номинальном режиме. Отклонение от номинальных углов атаки может привести к существенному снижению КПД и сокращению диапазона устойчивой работы компрессора. В современной практике углы атаки рассчитывают по эмпирическим формулам, учитывающим накопленный статический материал.

Ориентировочно можно принимать углы атаки на среднем радиусе впервых ступенях і=0.

4.7.Расчет углов изгиба профиля пера

Из геометрических соображений угол изгиба профиля пера лопатки равен:

,

где  - угол отставания потока в лопаточном венце.

,

- относительный прогиб средней линии профиля. При дуге окружности =0.5.

Исходя из полуэмпирической зависимости для угла отставания потока на номинальном режиме можно определить:

.

4.8 Выбор дуги средней линии профиля

Исходя из условия минимума потерь в решетке среднюю линию профиля пера лопатки при повышенных скоростях набегающего потока изгибают по дуге окружности или по двум сопряженным дугам окружностей.

Принимаем форму средней линии профиля пера лопатки - дуга окружности. Тогда для средней линии по дуге окружности целесообразно использовать соотношение для радиуса дуги:

.

4.9 Расчет углов средней линии профиля, углов наклона кромок пера и угла установки профиля в решетке

Углы средней линии профиля лопатки на входе и на выходе:

турбина компрессор давление газ

Углы наклона входной и выходной кромок пера лопатки:

где k=0,5 при средней линии по дуге окружности.

Углы установки (выноса) профиля в решетке:

4.10 Расчет осевого размера лопаточного венца

Осевой размер лопаточного венца на соответствующем радиусе:

.

4.11 Выбор относительной толщины профиля

При выборе относительной максимальной толщины профиля пера по хорде стремятся получить достаточно тонкие профили, необходимые для обеспечения высокого КПД решетки (М<Mкр), но при этом учитывают прочностные характеристики лопатки, особенно в призамковых областях рабочих лопаток.

Для коротких рабочих лопаток () можно применять по всей высоте лопатки (порядка 0,05…0,06). Принимаем C=0,055.

Производим расчет по приведенным выше соотношениям и результаты сводим в табл. 1

Таблица 4.4 Результаты.

Параметры	Размер- ность	Сечение
		втулочное (вт)	среднее (ср)	периферийное (к)
b	м	0,0235	0,0235	0,0235
D	м	0,3537	0,4166	0,4712
м0,01820,02140,0243
b/t	-	1,3192	1,1	0,9902
i	град	0	0	0
β2	град	58,2	52,8	48,19
-0.50.50.5
-0,29360,30480,3136
Δβ	град	27,8	17,01	11,03
град37,323,814,49
град9,56796,84,568
β1	град	30,35	35,8	38,26
град30,3535,838,26
град67,7859,752,7
k	-	0,5	0,5	0,5
град18,711,97,24
	град	18,7	11,9	7,24
D=bctgχ1	м	0,0709	0,1137	0,1889
	м	0,0374	0,0581	0,0952
lcp.л≈0.01745Rcp.лθ	м	0,0245	0,0242	0,0241
	град	49,06	47,7	45,5
	м	0,0182	0,0178	0,0171
	-	0,06	0,055	0,05
	м	0,00141	0,00129	0,00117
Aг	м	0,0158	0,016	0,0146

Таблица 4.4 Результаты(продолжение).

А1=t*sinβ1	м	0,0115	0,0126	0,0150
Aг/А1	-	1,7165	1,274	0,9714
M1кр	-	0,82	0,86	0,865
М1max	-	0,925	0,98	0,99
M1*≈( M1кр+ М1max)/2	-	0,8725	0,92	0,9275
Mw1	-	0,5847	0,7408	0,8755

В табл. 4.4 внесены значения диаметра «горла» Аг, получаемые в дальнейшем при графическом построении решетки, а также посчитанные значения А1. Полученные по графику [см. методическое пособие №6 (рис. 4.3)] в зависимости от величины Аг/А1 числа М1кр, М1max, М1* сравниваем с определенными числами Мw1.

При этом числа Мw1 находятся на допустимом диапазоне.

4.12 Построение профилей лопаток и решеток профилей

Построение профилей лопаток состоит из этапов построения средней линии и самого аэродинамического профиля. Из одинаковых профилей, расположенных с заданной густотой b/t под углами установки γ к фронту решетки, составляют решетки профилей.

Существуют аналитические и графоаналитические методы построения профилей лопаток и решеток профилей. Аналитические методы являются более точными и широко применяются в практике современного турбомашиностроения. Графоаналитические методы целесообразнее для учебных целей в связи с наглядностью и меньшей трудоемкостью вычислений.

В данном курсовом проекте будем использовать графоаналитический метод построения профилей лопаток.

4.13 Построение средней линии профиля

При выбранной дуге средней линии пера профиля в виде дуги окружности разбиваем хорду на равное число участков (через 10% всей длины хорды, совпадающей с осью абсцисс). Ординаты средней линии вычисляют по приближенной зависимости:

 .

Таблица 4.5 Распределение координат профиля по высоте лопатки.

X, % b	0	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100
Xср.л. ,мм	0	2,7	5,4	8,1	10,8	13,5	16,2	18,9	21,6	24,3	27
Yср.л.вт.,мм	0	0,444	0,790	1,037	1,186	1,235	1,186	1,037	0,790	0,444	0
Yср.л.ср.,мм	0	0,353	0,629	0,825	0,943	0,983	0,943	0,825	0,629	0,353	0
Yср.л.к, мм	0	0,292	0,519	0,681	0,779	0,811	0,779	0,681	0,519	0,292	0

4.14 Вывод

Рассчитанная и построенная решетка профилей первой ступени осевого компрессора высокого давления удовлетворяет требованиям и сможет обеспечить требуемые параметры. Исходные данные взяты из газодинамического расчета осевого компрессора высокого давления. Полученные профили решетки профилей изображены на рис. 7.(прилагается рисунок решетки профилей, сделанный в Компасе).

Полученные числа Мw1 потока во всех сечениях находятся на допустимом диапазоне, т.е. Mw1<M1*.

Значения густоты решетки на среднем радиусе (b/t)ср=1,1 , т.е. лежит в рекомендуемом диапазоне (0,6…1,5).

Значения густоты решетки в области втулки (b/t)вт=1,3192 и периферии (b/t)к=0,9902 лопатки удовлетворяют рекомендуемым ( 1,0…1,5).

Значения удлинения лопаток hb=1,9957 удовлетворяют рекомендациям удлинения лопаток рабочих колес и направляющих аппаратов, которые лежат в диапазоне величин 1.5…2.5 в группе первых ступеней компрессора. В практике современного компрессоростроения проявляется тенденция к выбору пониженных величин удлинений лопаток.

Втулка

Средний

Периферия

Вывод: Рассчитанная и построенная решетка профилей первой ступени компрессора удовлетворяет требованиям и сможет обеспечить требуемые параметры.

В расчете использовали закон крутки  и .

Полученные профили решеток изображены на рисунках.

5. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ

Современное состояние теории и практики проектирования осевых газовых турбин обеспечивает возможность надежного определения параметров турбины на расчетном режиме с достоверным учетом всех видов потерь механической энергии в ее проточной части. При этом газодинамический расчет турбины усложняется, что приводит к значительному увеличению объема вычислений. В учебном проектировании сложные расчетные соотношения могут быть реализованы только при использовании ЭВМ, и поэтому ручной счет выполняется только первой ступени в первом приближении.

5.1 Исходные данные

Исходными данными газодинамического расчета турбины на среднем диаметре при заданной форме ее проточной части являются величины, получаемые как в результате предшествующих расчетов, так и оцениваемые по опыту проектирования турбин. Такими величинами являются:

Nт - мощность турбины , кВт;

GГ - расход газа на входе в турбину, кг/с;

Т0* - температура заторможенного потока газа перед турбиной, К;

Р0* - давление заторможенного потока газа перед турбиной, Па;

n - частота вращения рабочего колеса ступени, об/мин;

DГср - средний диаметр лопаток соплового аппарата (СА) на выходе, м;

DТср - средний диаметр лопаток РК на выходе, м;

hГ - высота лопатки СА на выходе, м;

hТ - высота лопатки РК на выходе, м.

В данном расчете в первом приближении можно принимать:

Кг=1,320; Rг=290 Дж/кг*К, Срг=1200,4 Дж/кг*К.

Проектировочный газодинамический расчет осевой турбины выполняется по учебному пособию [6] с целью определения основных размеров ее проточной части, параметров потока и КПД. Вычисление определенных параметров производится в характерных сечениях.

Потребная мощность части турбины работающей на потребность приводимого агрегата определяется мощностью данного агрегата, а мощность части турбины работающей на потребность компрессора Nтк определяется мощностью осевого компрессора.

При этом мощность распределяю по ступеням так, чтобы коэффициент нагрузки последней ступени не превышал 1,5; иначе трудно обеспечить выход потока из ступени, близкой к осевому.

Исходные данные для газодинамического расчета осевой турбины приведены в таблице 5.1.

Таблица 5.1 Исходные данные.

Величина	Размерность	Результат	Величина	Размерность	Результат
Gг	кг/с	38,54	Тг*	К	1390
Рг*	Па	2006800	Т`к*	К	743.5
Рт*	Па	106030	h1	м	0,041
Dг ср1	м	0,5682	h2	м	0,054
Dт ср2	м	0,5810	nтвд	об/мин	15808.0
Zтк	--------	1	nтнд	об/мин	10507.3
Zтк	--------	1	nтc	об/мин	6506
Zтс	--------	2

Nст=10400 кВт;

N3=5600кВт;

N4=4800 кВт.

5.2 Газодинамический расчет (ручной счет)

Параметры газа:

=1450600Па,

=1285 К.

Определение работы турбинной ступени и проверка величины коэффициента нагрузки:

/кг;

Определим параметры потока на выходе из ступени и изоэнтропической работы ступени:

где -находим в таблице [6] по величине

/кг

Определим параметры на выходе из соплового аппарата:

 так как  и

Следовательно

Следовательно

Определим параметры потока на выходе из рабочего колеса:

Так как различие между С`2a и C2a не превышает 1% то принимаем C2 = C’2 =174,7 м/с и продолжаем вычисление дальше:

 

На этом расчет первой ступени турбины оканчивается, в дальнейшем будем использовать данные полученные при расчете турбины на ЭВМ. Исходный файл представлен в таблице 5.2. Результаты расчета на ЭВМ сведены в таблицу 5.3.

Схема проточной части турбины, планы скоростей приведены на рисунках 5.1 и 5.2. На рисунке 5.3 изображено изменение параметров потока по ступеням газовой турбины.

 

5.3 Газодинамический расчет (расчет на ЭВМ)

Таблица 5.2 Файл исходных данных к газодинамическому расчету турбины.

03 09

2 106030.0

.54 1390.0 2006800.0 755.0 .000 .500 .800 .700 .061 .110

.1 8048.0 5600.0 4800.0 1080.0 1100.0 1130.0 1000.0

.0 10507.3 6500.0 6500.0 3000.0 3000.0 3000.0 3000.0

.3800 .3500 .3500 .3050 .3400 .3600 .3800 .4000

.5682 .6700 .8605 .8570 1.0340 1.0380 1.0450 1.0550 Dcp1

.5810 .7833 .8650 .8460 1.0360 1.0400 1.0500 1.0600 Dcp2

.0412 .0730 .1005 .1370 .1780 .1820 .1880 .1940 h1

.0540 .0863 .1150 .1560 .1800 .1860 .1920 .2000 h2

.1600 .1400 .1200 .1200 .1200 .1200 .1200 .1200

.2000 .1200 .1200 .1200 .1200 .1200 .1200 .1200

.0050 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.0150 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.0100 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.0000 1.0000 1.0000 1.0000

Кол-во ст.,Кол-во ст.св.турбины,Рт*г,Тг*,Pг*,Тв,Рад.зазор,Отн.скорость в щели1,Отн.скор в щели2,От-

н.высота щели,Отн.толщ.выход.кромки,Отн.толщ.вых.кр.охл.лопатки

Мощности по ступеням

Частоты вращения по ступеням

Степени реактивности по ступеням

Геометрия

Относительные толщины профилей сопловых аппаратов

Относительные толщины профилей рабочих колес

Расход охл. воздуха через носик СА

Расход охл. воздуха через хвостик СА

Расход охл. воздуха через хвостик РК

Таблица 5.3 Газодинамический расчет турбины.

ГДР ГТ Дата 17. 3. 9

Исходные данные:

2 106030.

.54 1390. .2007E+07 755.0 .0000 .5000 .8000

.7000 .6100E-01 .1100

Кг=1.316 Rг= 290.0 Сpг=1208.9

Схема печати:

DC1 DC2 H1 H2 CMCA CMPK П

MCT LCT ПIO ПI КПД RC RC1 T1W

U1 C1 C1A C1U ALF1 BE1 L1 LW1C2 C2A C2U ALF2 BE2 L2 LW2T1O P1 P1O T2 T2O P2 P2OG2 SCA BCA ALFU TCA FI ZCAPA SPK BPK BEU TPK PSI ZPK

ТЛСА ТЛРК SIGMт= 1

.568 .581 .412E-01 .540E-01 .160 .200 .158E+05

.121E+05 .307E+06 2.70 2.86 .865 .380 .301 .124E+04

. 630. 175. 605. 16.2 52.5 .934 .346

. 190. 184. -44.1 76.5 19.3 .311 .872

.122E+04 .138E+04 .108E+07 .182E+07 .111E+04 .112E+04 .703E+06 .743E+06

.3 39.7 .340E-01 .559E-01 37.5 .458E-01 .929 39

.255E+05 .944E+04 .242E-01 .304E-01 52.8 .250E-01 .953 73

.108E+04 .107E+04 216.т= 2

.670 .783 .730E-01 .863E-01 .140 .120 .105E+05

.805E+04 .203E+06 2.14 2.24 .896 .350 .215 .103E+04

. 531. 169. 504. 18.5 51.3 .873 .372

. 159. 155. -35.7 77.0 18.3 .282 .837

.101E+04 .112E+04 .447E+06 .707E+06 947. 957. .332E+06 .348E+06

.7 39.7 .397E-01 .617E-01 40.1 .490E-01 .952 43

.214E+05 -.127E+04 .326E-01 .409E-01 53.0 .328E-01 .956 75

.112E+04 976. 261.т= 3

.860 .865 .101 .115 .120 .120 .650E+04

.565E+04 .142E+06 1.83 1.95 .914 .350 .207 890.

. 453. 163. 423. 21.0 51.2 .807 .385

. 181. 171. -58.3 71.2 25.9 .344 .724

. 957. .227E+06 .335E+06 827. 841. .178E+06 .190E+06

.7 39.7 .509E-01 .780E-01 40.8 .629E-01 .958 43

.191E+05 .585E+04 .360E-01 .421E-01 59.0 .383E-01 .965 71

. 840. 131.т= 4

.857 .846 .137 .156 .120 .120 .650E+04

.485E+04 .122E+06 1.79 1.99 .917 .305 .993E-01 779.

. 447. 198. 401. 26.3 61.2 .850 .447

. 210. 210. -14.2 86.1 34.8 .426 .727

. 841. .119E+06 .184E+06 722. 741. .956E+05 .106E+06

.7 39.7 .502E-01 .703E-01 45.6 .508E-01 .963 53

.165E+05 .390E+04 .353E-01 .415E-01 58.1 .385E-01 .970 69

. 729. 171.

ТГО=1390.0 РГО=2006800. СГ=105.8 ТГ=1385.4 РГ=1979078. D1C= .568 H1= .0412

Рисунок 5.1 - Схема проточной части турбины.

Рисунок 5.2 - Планы скоростей осевой турбины.

Рисунок 5.3 - Изменение параметров потока по ступеням.

Вывод: В результате газодинамического расчета была спроектирована четырехступенчатая турбина. Основные результаты расчета турбины на ЭВМ представлены в виде планов скоростей всех ступеней на среднем диаметре. По всем ступеням турбины степень реактивности положительная, это говорит о том, что в турбине незначительные потери. В результате расчёта четырехступенчатой турбины получено распределение КПД по ступеням следующим образом: hт1=0,8700, hт2=0,8763, hт3=0,9100, hт4=0,9100. Угол потока в абсолютном движение на выходе из РК (a2) последней ступени турбины близок к 90 град. Частота вращения ротора:nвд =14456;nнд =11057;nтс =6506.

6. ВЫВОДЫ

В данной работе был произведен термогазодинамический расчет двигателя на базе существующего ТВД, служащего для привода газоперекачивающих агрегатов.

В результате анализа зависимостей Nеуд=f (Тг*, pк*) и Се=f (Тг*, pк*) выбраны основные параметры цикла двигателя: Т*г =1390 К и p*к =21,5 . При этих расчетных Тг* и pк* получены удельная мощность Neуд=247,2 кВт*с/кг, удельной расход топлива Се =0,2066 кг/кВт*ч.

По результатам согласования параметров компрессора и турбины получены параметры:

Коэффициент нагрузки для турбины: mтвд=1.563 , mтнд=1.632 , mтс=3.025 . Турбина загружена в соответствии с предъявляемыми требованиями.

Двигатель выполнен по трехвальной схеме: zкнд=7, zквд=7, zтвд=1, zтнд=1, zтс=2.

В результате расчёта компрессора на ЭВМ были получены геометрические параметры по ступеням, изменения Р, Р*, Т, Т* на среднем радиусе каждой ступени, а также работа и степень повышения давления каждой ступени. Диаметры на входе в компрессор Dк=0,6315м, Dвт =0,3947м. Относительный втулочный диаметр на выходе их компрессора: .

При профилировании лопатки были определены геометрические размеры решетки профилей первой ступени компрессора, которые обеспечивают получение заданных планов скоростей на различных радиусах с минимальными потерями.

В результате расчёта четырехступенчатой турбины получено распределение КПД по ступеням следующим образом: hт1=0,8700, hт2=0,8763, hт3=0,9100, hт4=0,9100. Угол потока в абсолютном движение на выходе из РК (a2) последней ступени турбины близок к 90 град. Частота вращения ротора:nвд =14456;nнд =11057;nтс =6506.

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

1.Герасименко В.П., Павленко Г.В. Выбор параметров и термогазодинамический расчет ТВД, ТВВД и ТВаД: Учебное пособие. Харьков: ХАИ, 1984

.Буслик Л.Н., Ковалев В.И. Согласование параметров и определение основных размеров турбин и компрессоров ГТД: Учебное пособие. Харьков: ХАИ, 1996

.Павленко Г.В. газодинамический расчет осевого компрессора: Учебное пособие. Харьков: ХАИ, 1985

.Незым В.Ю. Расчёт и построение решёток профилей дозвукового осевого компрессора. Учеб. пособие Харьков, 1988

. Павленко Г.В., Коваль В.А. газодинамический расчет авиационной турбины на ЭВМ: Учебное пособие. Харьков: ХАИ, 1985