Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Задание на курсовой проект

Введение

1. Термогазодинамический расчет двигателя

1.1 Выбор и обоснование параметров

1.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ

2. Согласование параметров компрессора и турбины

2.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования

2.2 Результаты расчёта и формирование облика двигателя

3. Газодинамический расчет компрессора

3.1 Газодинамический расчет компрессора на ЭВМ

3.2 Газодинамический расчет первой ступени компрессора высокого давления на инженерном калькуляторе

4. Профилирование ступени компрессора

4.1 Выбор параметров для профилирования ступени

4.2 Профилирование ступени на ЭВМ

5. Газодинамический расчет турбины

5.1 Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

5.2 Газодинамический расчет ступени турбины высокого давления на инженерном калькуляторе

Выводы

Перечень ссылок

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Спроектировать приводной газотурбинный двигатель мощностью =10,5 МВт для привода нагнетателя мощностью 10 МВт.

Расчетный режим: Н=0км. Мп=0;

В качестве прототипа будем использовать двигатель АИ-336-1-10, разработанный ГП "Ивченко-Прогресс".

Основные параметры прототипа:

G_в = 42 кг/с;

р^*_к=21,33;

Т^*_г=1372 К;

n_ст=4800 об/мин.

ВВЕДЕНИЕ

Газотурбинная установка предназначена для превращения теплоты в работу. При этом рабочее тело совершает определенный термодинамический цикл, состоящий из ряда процессов, осуществляемых в различных узлах ГТУ.

Наиболее важными достоинствами газотурбинных установок, и, соответственно, требованиями к ним являются: длительный срок службы, надежность, высокая топливная экономичность при небольших капитальных затратах, большая единичная мощность, высокая степень автоматизации и маневренность.

Вышеуказанные свойства обусловлены сферой использования ГТД: авиационные двигатели, стационарные энергетические установки, двигатели для наземного транспорта, привод для мощных компрессорных станций, судовые двигатели и др.

ГТД по виду схемы двигателя различают: одновальные, одновальные со свободной турбиной, ГТД со свободной турбиной и двухвальным газогенератором.

Газотурбинные двигатели со свободной турбиной и двухвальным газогенератором отличаются от остальных схем высоким запасом газодинамической устойчивости и возможностью поддержания постоянных оборотов выводного вала в условиях переменной нагрузки. Основной областью применения таких двигателей являются вертолетные ГТД, приводы электрогенераторов, газоперекачивающие агрегаты, двигатели тяжелого наземного транспорта.

В газотранспортной отрасли ГТД получили широкое применение в качестве привода для нагнетателей природного газа как на магистральных трубопроводах, так и на и на технологических станциях.

Современные требования заключаются в обеспечении высокого КПД ГТУ и довольно длительного ресурса работы установки, что необходимо учесть в расчете данного курсового проекта. Соответственно, надо рассчитать газотурбинный двигатель, максимально отвечающий вышеуказанным требованиям.

Анализировать свойства и характеристики двигателей (в особенности перспективных) целесообразно при реальных сочетаниях их различных параметров, соответствующих определенному уровню газодинамического конструкторско-технологического совершенства элементов. Поэтому выбор параметров анализируемого двигателя должен быть ориентирован на определенное или предполагаемое время появление его в эксплуатации.

1. ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Термогазодинамический расчет двигателя проводится для определения расхода воздуха G_в, обеспечивающего требуемую мощность N_е, удельных параметров N_{е уд}, С_е. Термогазодинамический расчет так же определяет температуру Т* и давление Р* заторможенного потока в характерных сечениях проточной части двигателя и основные параметры, характеризующие работу узлов. Часть параметров выбирают на основании статистических данных. Такие параметры цикла двигателя, как _к* и Т_г* задают на основании технико-экономических требований, предъявляемых к двигателю [1].

1.1 Выбор и обоснование параметров

При проектировании двигатель рассчитывают на заданном режиме, при котором считают все размеры, проходные сечения элементов и частоты вращения роторов зафиксированными. Прежде чем выбрать основные параметры двигателя, следует определить расчетный режим (режим, при котором необходимо рассчитать двигатель). Исходя из назначения и условий эксплуатации двигателя выбирают параметры цикла (_к^* и Т_г^*), а также узлов (у_КС, у_ВХ, у_РН, з_К, з_Г, з_Т^*). Если выбор параметров расчетного режима правилен, то обеспечивается наиболее приемлемое протекание характеристик двигателя на протяжении всего диапазона его эксплуатационных режимов (имеется в виду выбор параметров расчетного режима двигателя. В основу оптимизации параметров закладываются разные критерии, целью которых является достижение максимума мощности, минимума удельного расхода топлива, обеспечения надежности на нерасчетных режимах и др. При выборе параметров использовались рекомендации, приведенные в методическом пособии [1].

1.1.1 Температура газов перед турбиной

Развитие материаловедения и технологи производства ГТД, постепенное совершенствование систем охлаждения лопаток турбин позволили существенно повысить допустимые значения Т_г^*. Тенденция к повышению Т_г^* в газотурбинных установках (ГТУ) объясняется, прежде всего, тем, что это дает возможность существенно повысить удельную мощность, что влечет за собой уменьшение габаритных размеров двигателя и его массы, что существенно понизит удельный расход топлива. Эта зависимость представлена на рисунках 1.1 и 1.2. Исходя из условия использования конструкционных материалов двигателя-прототипа принимаем Т_г^* = 1399 К.

1.1.2 Степень повышения полного давления в компрессоре.

Рассмотрим рисунок 1.1, на котором изображена зависимость удельной мощности двигателя от температуры и _к^*. При Т_г^* = 1399 К, оптимальное значение степени повышения давления в компрессоре _к^*_ОПТ, которое соответствует максимуму удельной мощности, составляет . При этом экономическое значение _к^*_ЭК, соответствующее минимуму удельного расхода топлива, составляет , что видно из рисунка 1.2. Более высоким значениям температуры Т_г^* соответствуют большие значения _к^*_ЭК и _к^*_ОПТ.

Несмотря на благоприятное влияние повышения _к^* на удельные параметры двигателя, применение больших значений _к^* ограничивается усложнением конструкции, увеличением массы и габаритов двигателя. Выбор высоких значений _к* при проектировании двигателей малой мощности влечет за собой получение малых высот лопаток в первых ступенях турбины и последних ступенях компрессора. Это приводит в свою очередь к росту потерь энергии из-за роста относительных радиальных зазоров, а также к уменьшению значения числа Рейнольдса и понижению относительной точности изготовления пера лопаток.

1.1.3 КПД турбины и компрессора.

КПД компрессора может быть представлен как произведение:

,

где з^*_к - изоэнтропический КПД компрессора по параметрам заторможенного потока;

- механический КПД компрессора, учитывающий потери в его опорах.

Обычно =0,985…0,995.

Принимаем = 0,995.

Величина изоэнтропического КПД определяется по формуле:

где з^*_ст - среднее значение КПД ступеней компрессора, принимаем з^*_ст=0,895.

Следовательно, з_к = 0,847*0,995 = 0,843.

Для вычисления КПД охлаждаемых турбин рекомендуется использовать следующую формулу:



где ^*_{т неохл} - КПД неохлаждаемой турбины.

Неохлаждаемые турбины необходимо применять при температуре Т^*_г ?1250 К. КПД неохлаждаемой турбины принимаем ^* _{т неохл} = 0,91. Тогда:

1.1.4 Потери в элементах проточной части

Входное устройство двигателя дозвуковое с криволинейным каналом. Коэффициент восстановления полного давления для таких устройств составляет у_ВХ = 0,97…0,99. Если на входе в двигатель есть пылезащитные устройства, потери полного давления возрастают до у_ВХ = 0,92…0,96.

Так как спроектированный приводной ГТД для газоперекачивающего агрегата (ГПА), то его эксплуатация ведется в наземных условиях, что требует установки системы сложных каналов подвода воздуха (рабочего тела) к двигателю и установки средств пылеулавливаня. В связи с такими условиями работы принимаем у_ВХ = 0,974.

Потери полного давления в камерах сгорания вызываются гидравлическим и тепловым сопротивлением:

.

Гидравлическое сопротивление определяется, в основном, потерями в дифузоре, фронтовом устройстве, при смешении струй, при повороте потока (у_гидр =0,93…0,97). Принимаем _гидр= 0,97.

Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу. Для основных камер сгорания (КС) обычно _вх = 0.1…0.15 и _тепл0.97…0.98. На рисунке 1.3 приведена зависимость коэффициента теплового сопротивления _тепл от степени подогрева газа при различных значениях приведенной скорости _вх на входе в КС: . Предварительно находим температуру воздуха на выходе из компрессора по заторможенным параметрам:

,

где

Принимаем _вх=0,15, Тогда величина коэффициента теплового сопротивления у_тепл= 0,986.

Определяем величину коэффициента потерь полного давления в камере сгорания: у_кс = 0,97*0,986 = 0,941.

Потери тепла в процессе горения связаны с неполным сгоранием. Потери тепла оцениваются коэффициентом полноты сгорания _г. На расчетном режиме основных камер этот коэффициент принимают равным _г=0.97…0.99. Принимаем для КС _г=0,99.

Наличие переходного патрубка между турбиной компрессора и силовой турбиной, оценивают коэффициентом восстановления полного давления и выбирают в зависимости от формы канала (_пт =0,98…1,0).

Принимаем _пт = 0,99.

термогазодинамический двигатель турбина компрессор



Рисунок 1.3 - Зависимость теплового сопротивления камеры сгорания от степени подогрева и приведенной скорости

Выходное устройство ГТУ обычно выполняют диффузорным. Коэффициент восстановления полного давления обычно составляет _рн =0,97…0,99. Принимаем _рн = 0,984.

Выбор скорости истечения из выходного устройства стационарной ГТУ характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя, поэтому ее целесообразно уменьшать. С другой стороны, уменьшение скорости на выходе С_с приводит к росту габаритных размеров двигателях по причине роста площади среза выпускного канала. Выходную скорость примем равной С_с = 63 м/с.

Потери мощности в опорах ротора и отбор мощности на привод вспомогательных агрегатов _m=0,98…0,9. Принимаем _m=0,985.

Современные двигатели имеют сложную систему охлаждения горячих частей на первых ступенях турбины. Необходимо также производить подогрев элементов входного устройства, поскольку попадание в проточную часть двигателя льда может привести к повреждению лопаток. Для всех этих нужд требуется воздух, отбираемый из-за компрессора или какой-либо его ступени. Отбор сжатого воздуха оценивается относительной величиной Для расчёта принимаем =0,08.

1.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ

Расчет двигателя проводится на ЭВМ программой GTD.EXE Проектируемая ГТУ предназначена для работы на природном газе, поэтому в расчете используем значение теплотворной способности топлива для природного газа Н_и=50500кДж/кг и L_о=17,2 кг_в /кг_т. В таблице 1.2 представлены результаты термогазодинамического расчета на ЭВМ.

Таблица. 1.1 - Исходные данные для расчета на ЭВМ

Таблица. 1.3 - Результаты термогазодинамического расчета на ЭВМ

В результате термогазодинамического расчета двигателя получили следующие параметры: удельная мощность Nеуд= 268 кВт?с/кг, удельный расход топлива Се= 0.1993 кг/кВт?ч. Определили давление и температуру заторможенного потока в характерных сечениях. В качестве расчетных примем расчеты на ЭВМ. Полученные значения основных удельных параметров проектируемого двигателя на ЭВМ соответствуют уровню значений параметров современных двигателей. Расход воздуха определили по формуле

.

2. СОГЛАСОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ

2.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования. Проведение расчета

Формирование облика (проточной части) ГТД и ГТУ - фактически наиболее важный начальный этап проектирования двигателя. Он следует за выполнением термогазодинамического расчета и предшествует газодинамическим расчетам компрессора и турбины, частоты вращения роторов и числу ступеней каскадов лопаточных машин.

Увязка параметров турбокомпрессора дает возможность обеспечить оптимальные геометрические и газодинамические соотношения, определяющие облик двигателя в расчётных сечениях, обеспечить нормальную загрузку ступеней турбины и допустимые напряжения в лопатках турбины.

Проектируемый двигатель состоит из двухвального газогенератора и трехступенчатой свободной турбины. Исходные данные для расчета: полезная мощность на валу двигателя, геометрические соотношения прототипа двигателя, значения осевых скоростей в основных сечениях двигателя и окружные скорости на периферии рабочих колес первых ступеней обоих каскадов компрессора, количество ступеней каскадов компрессора и турбин, термогазодинамический расчет двигателя на выбранном режиме. Эффективная мощность двигателя Nе=10500 кВт.

(относительный втулочный диаметр) на выходе из компрессора высокого давления не должен превысить значения 0.92, ведь дальнейшее увеличение поведет за собой уменьшение минимального размера лопаток последних ступеней, что недопустимо. Уменьшение размера лопаток фактически приводит к невозможности получения приемлемых значений КПД компрессора, и, как следствие, возрастанию влияния радиальных зазоров, а также уменьшению числа Рейнольдса и повышению потерь при обтекании лопаток малого размера. Исходя из этого, высоту лопатки на выходе из компрессора высокого давления, ограничивают величинами 12...20мм.

Методика увязки параметров компрессоров и турбин основана на подробном анализе геометрических соотношений и параметров прототипа двигателя, применений уравнений связи компрессора и турбин (балансы расходов, мощностей, частот вращения), оценке свойств проточных частей проектируемых турбин и компрессоров. При согласовании основных узлов двигателя, важнейшими считаются те факторы, которые обеспечивают максимально возможный уровень КПД узлов и достаточные запасы устойчивой работы компрессоров высокого и низкого давления на протяжении всего диапазона их работы. Также придаётся большое значение получению достаточно высокого ресурса и минимальной массы узлов.

Согласование параметров компрессора и турбины проводится на ЭВМ в программе Slgt2.exe по инструкциям, изложенным в методическом пособии [3]. Некоторые исходные данные, необходимые для расчёта, уже были получены в результате термогазодинамического расчёта.

В проектируемом двигателе КНД - проточная часть с постоянным средним диаметром; КВД - с постоянным наружным диаметром; ТВД- с постоянным втулочным диаметром, ТНД - с постоянным втулочным; свободная турбина - с постоянным втулочным диаметром.

Также, для счёта требуются некоторые геометрические соотношения двигателя-прототипа:

- D_{ср твд}/D_{к квд} = 1,180- отношение среднего диаметра ТВД на выходе к наружному диаметру КВД на входе;

- D_{ср тнд}/D_{к кнд} = 1,040 - отношение среднего диаметра ТНД на выходе к наружному диаметру КНД на входе;

- D_{ср тс}/ D_{к кнд}= 1,536 - отношение среднего диаметра свободной турбины на выходе к наружному диаметру КНД на входе.

2.2 Результаты расчёта и формирование облика двигателя

Результаты согласования параметров приведены в таблице 2.1. Облик проточной части двигателя изображён на рисунке 2.1.

Таблица 2.1 - Результаты согласования двигателя



Рисунок. 2.1 - Схема проточной части двигателя

В результате расчета был сформирован облик двигателя. Выбрана конструктивно сложная схема ГТД с двухвальным газогенератором и свободной трехступенчатой турбиной. Такая схема обеспечивает приемлемые значения параметров на нерасчетных режимах.

КНД имеет форму проточной части с постоянным средним диаметром, с 7 ступенями, значение КПД =0,8690,коэффициент затраченного напора z _КНД = 0. 2200. КВД - с постоянным наружным диаметром, с 7 ступенями, КПД =0,8913, коэффициент затраченного напора z _КВД = 0.2916.

Относительный диаметр втулки на выходе из последней ступени КВД к = 0.9191, что не превышает допустимого, к доп =0,92.

Турбина высокого давления высоконагруженная (Mz=1,682), имеет одну ступень, значение =0,89, обеспечивается условие (h/D)г=0,0652>0,065. Турбина низкого давления средненагруженная (Mz=1,466), имеет одну ступень, значение =0,8546.

Свободная турбина средненагруженная (Mz=4,510), имеет три ступени, значение =0.92, обеспечивается условие (h/D)т=0,1269<0,25.

Также рассчитаны значения: Т, Р, С в основных сечениях двигателя и площади этих сечений. Данные, полученные при согласовании - основа для проектирования основных узлов двигателя. Результаты согласования не являются окончательными, а будут изменяться на дальнейших этапах расчёта при проектировании и доводке компрессора, турбин.

3. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА

Для осуществления процесса сжатия в ГТД обычно используются многоступенчатые компрессоры. Это объясняется их высокими КПД, возможностью регулирования производительности, напорности таких компрессоров в довольно широких пределах за счет изменения количества ступеней и их диаметральных размеров.

Предварительный газодинамический расчет осевого компрессора представляет собой последовательный расчет каждой из его ступеней на среднем радиусе. Считают, что параметры потока на среднем радиусе ступени соответствуют осредненным по высоте лопатки параметрам ступени. Для улучшения этого соответствия в качестве среднего радиуса принимают среднегеометрический радиус ступени. Компрессор проектируемого двигателя 14-ти ступенчатый.

Основная цель газодинамического расчета осевого компрессора - получение окончательных геометрических размеров и количества ступеней при заданном р^*_к. Необходимо эффективно распределить р^*_к, работу и КПД между всеми ступенями компрессора.

Коэффициент затраченного напора по ступеням регулируем таким образом, чтобы наиболее загруженными были средние ступени, а ко входу и выходу из компрессора значение постепенно уменьшалось. Первые ступени имеют большое значение удлинения лопаток h/b, работают в довольно сложных условиях на входе в компрессор (возможна неравномерность давлений, температур и поля скоростей). На последних ступенях на КПД ступени в значительной степени влияет величина относительных радиальных зазоров. При малой высоте лопаток ступени происходит существенное снижение КПД по причине перетекания рабочего тела через радиальный зазор.

Распределение остальных параметров выполнено в соответствии с рекомендациями, изложенными в [4].

Расходная составляющая скорости падает от входа к выходу для уменьшения концевых потерь в последних ступенях, а также для того, чтобы иметь невысокие скорости на входе в камеру сгорания. Во избежание падения КПД снижение Са в пределах ступени не должно превышать 10…15м/с [4].

При выборе характера изменения _к вдоль проточной части компрессора необходимо учитывать, что рост температуры потока, соответственно увеличение скорости звука, позволяет использовать ступени с более высокими степенями реактивности.

Газодинамический расчет компрессора выполнен при помощи программы gdrok.exe. Программа gdrok.exe предназначена для газодинамического расчета многоступенчатого осевого компрессора на среднем радиусе. Исходные данные расчета заносятся в файл gdrok.dat, а результаты, получаемые с помощью исполняемого файла gdrok.exe - в файл gdrok.rez . Программа gdrok имеет и программу графического сопровождения gfk.exe, файл исходных данных которой gfk.dat формируется при работе файла gdrok.exe. Использование файла gfk.exe при выполнении расчетов обеспечивает возможность наглядного графического контроля как исходного распределения параметров по ступеням, так и получаемых результатов расчета (формы проточной части компрессора, изменения параметров потока по ступеням и треугольников скоростей ступеней на среднегеометрическом радиусе ).

3.1 Газодинамический расчет компрессора на ЭВМ

Таблица 3.1 - Исходные данные

Nст	1	2	3	4	5	6	7	?КНД
UК , м/с	365	354,1	345,2	338,6	333,9	330,3	327,6	-
	0,1967	0,2380	0,2427	0,2454	0,2479	0,2486	0,2506	-
HZ,кДж/кг	25,89	29,12	27,88	26,78	25,98	25,18	24,63	185,46
	0,8645	0,8747	0,8840	0,8933	0,8927	0,8870	0,8814	0,8593
Cа ,м/с	180	179	177	175	170	165	160	-
сК	0,54	0,57	0,61	0,65	0,69	0,73	0,77	-
i, град	0	0	0	0	0	0	0	-
Nст	1	2	3	4	5	6	7	?КВД
UК , м/с	375	375	375	375	375	375	375	-
	0,2991	0,3291	0,3556	0,3556	0,3347	0,3161	0,2984	228,86
HZ,кДж/кг	38,02	41,65	45,00	45,00	42,36	40,01	37,76	289,80
	0,8974	0,9023	0,9123	0,9132	0,9049	0,8967	0,8886	0,8848
Cа ,м/с	175	180	175	173	170	165	157	140
сК	0,50	0,525	0,55	0,58	0,61	0,64	0,67	-
i, град	0	0	0	0	0	0	0	-

Исходные данные и результаты расчета приведены в соответствующих таблицах.

Таблица 3.2 - Исходные данные для расчета компрессора на ЭВМ

Таблица 3.3 - Результаты расчета компрессора на ЭВМ

Ниже представлены графики распределения и (рисунок 3.1); и (рисунок 3.2); С, Т, Т*, Р, Р* (рисунок 3.3), построенные по значениям из таблицы 3.2.



Рисунок 3.1 - График изменения Са и Hz по ступеням компрессора

Рисунок 3.2 - График распределение КПД и степени реактивности по ступеням компрессора

Рисунок 3.3 - График изменение параметров Т,Т*,Р,Р*,С по тракту компресора

Анализируя полученные графики распределения затраченного напора, по ступеням видим, что напор распределен рационально. При распределении работ по ступеням компрессора учтены особенности условий работы первых и последних ступеней компрессора.

Рисунок 3.4 - Схема проточной части компрессора

На рисунках 3.5-3.23 представлены планы скоростей компрессора для 14-ти ступеней.

Рисунок 3.5 - Планы скоростей компрессора для ступени №1



Рисунок 3.6 - Планы скоростей компрессора для ступени №2

Рисунок 3.7 - Планы скоростей компрессора для ступени №3

Рисунок 3.8 - Планы скоростей компрессора для ступени №4



Рисунок 3.9 - Планы скоростей компрессора для ступени №5

Рисунок 3.10 - Планы скоростей компрессора для ступени №6

Рисунок 3.11 - Планы скоростей компрессора для ступени №7



Рисунок 3.12 - Планы скоростей компрессора для ступени №8

Рисунок 3.13 - Планы скоростей компрессора для ступени №9

Рисунок 3.14 - Планы скоростей компрессора для ступени №10



Рисунок 3.15 - Планы скоростей компрессора для ступени №11

Рисунок 3.16 - Планы скоростей компрессора для ступени №12

Рисунок 3.17 - Планы скоростей компрессора для ступени №13



Рисунок 3.18 - Планы скоростей компрессора для ступени №14

3.2 Газодинамический расчет первой ступени компрессора высокого давления на инженерном калькуляторе

Исходными данными для расчета компрессора являются результаты, полученные при выполнении термогазодинамического расчета двигателя и при согласовании параметров компрессора и турбины в нем . Газодинамический расчет ступени на среднем диаметре выполняется при определенных упрощениях С_2а=С_1а=С_а и U_2cp=U_1cp=U_cp.

Таблица 3.4 - Исходные для ручного счета

Парам.	Размер.	Велич.	Парам.	Размер.	Велич.
Gв	кг/с	39,18	зст*	-	0,895
ТВКВД*	К	466	уВНА	-	0,995
РВКВД*	Па	458411	уНА	-	0,985
	-	0,600	М1 w	-	0,82
UК	м/с	375.0	kH	-	0,904
НZ	Дж/кг	38020	kG	-	1,02
рст*	-	1,28	k	-	1,38
С1а	м/с	177,5	R	Дж/кг·К	287

1) Параметры заторможенного потока воздуха на входе в РК:

;

P₁^*= P_ВКВД^*· у_ВНА= 458411 ·0,995=456118,9 Па.

2) Параметры заторможенного потока на выходе из первой ступени:

3) Окружная скорость на среднем диаметре и :

4) Выбор кинематической степени реактивности:

(принимаем).

5) Скорость и направление потока на входе в РК:



Находим газодинамические функции по формулам для воздуха:

Вычисляем угол :

6) Площадь проходного сечения и геометрические размеры входа в РК:

.

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

;

;

;

8) Находим параметры потока на выходе из РК:

.

;

,

где .

,

где .

;

;

9) Вычислим частоту вращения ротора компрессора:

В результате расчёта компрессора на ЭВМ стали известны геометрические параметры лопаточных венцов проточной части компрессора, значения Р, Р^*, Т, Т^* на среднем радиусе каждой из ступеней, а также работа и степень повышения давления каждой ступени. Стали известны окончательные размеры проточной части. Алгоритм расчета показан на примере счета на инженерном калькуляторе первой ступени компрессора высокого давления. Из расчета видно, что были обеспечены следующие условия: в₁>25 град. (уменьшение угла нежелательно, так как оно приводит к падению КПД ступени); обеспечено значение = С_а/U_K >0.4, так как в противном случае увеличиваются потери в решётках ступени; числа Маха (M_1w = 0.839), не превышают 0,84 , что исключает появление волновых потерь.

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

4. ПРОФИЛИРОВАНИЕ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА

Газодинамические и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе являются исходными данными для профилирования рабочей лопатки компрессора. Их получают в результате газодинамического расчета компрессора. Далее выбирают закон крутки потока и по соответствующим формулам рассчитываются все параметры на пяти сечениях. Реальное течение рассматривается как установившееся, осесимметрическое, при постоянстве гидравлических потерь по радиусу. Для расчета осесимметричного течения в венцах обычно широко используются численные методы. Для упрощения считают, что поток движется в осевой ступени согласно уравнению радиального равновесия. Выбираем закон изменения параметров по радиусу. Критерием выбора оптимального закона закрутки по радиусу является обеспечение дозвуковых скоростей и приемлемых углов потока (M_w1 и M_c2 0,84, в₁ 25град на периферии, в₂ 90град на втулке). Расчеты показывают, что для дозвуковых ступеней с относительными диаметрами втулки примерно 0,8 подходящими являются законы постоянства степени реактивности и закон твердого тела.

4.1 Выбор параметров для профилирования ступени

4.1.1 Предварительный выбор удлинения лопаток

Удлинение лопаток - это отношение длины лопатки к хорде на среднем радиусе. Если увеличить удлинения лопаток, уменьшатся продольные размеры ступени и ее масса, а граница газодинамической устойчивости ступени компрессора сместится в сторону больших расходов воздуха. Это приводит к уменьшению запаса устойчивости и повышению вибраций от динамических напряжений в рабочих лопатках, особенно в первых ступенях. Главным приоритетом при выборе удлинений лопаток является обеспечение достаточного запаса устойчивости ступени. По рекомендациям удлинения лопаток рабочего колеса выбирается в диапазоне величин 3,0 …4,5 в группе первых ступеней и до 1,5…2,5 - в группе последних ступеней. Выбираем

4.1.2 Расчет густоты решеток

В значительной степени аэродинамическую нагруженность лопаточного венца определяет такой параметр, как густота решетки (b - хорда пера лопатки; t - шаг решетки). Если произошло уменьшение значений густоты решетки по сравнению с оптимальным, то это означает недогрузку ступени, а при увеличении густоты падает КПД. Определение густоты решетки РК производится на номинальном режиме, который характеризуется бессрывным обтеканием решетки при отсутствии роста потерь. Отношение расчетного угла поворота потока к углу на номинальном режиме определяет запас устойчивости по срыву компрессорной решетки. Величину принимают равной 0,8…0,9 для из групп первых и последних ступеней. Принимаем тогда как град.

Рисунок 4.1 - График зависимости от

По графику на рисунке 4.1 находят в зависимости от угла выхода потока из решетки. В нашем случае град. Требуемая густота решетки определяется по графику на рисунке 4.2 в зависимости от параметра:

;

.

Рисунок 4.2 - График зависимости Е от

.

Графики взяты из методического пособия [5]. Требуемые значения густоты решетки в области втулки и периферии лопатки могут корректироваться по конструкторским и технологическим соображением. Густота решетки на втулке и периферии меняется вследствие выбора переменной хорды по радиусу.

4.1.3 Расчет и уточнение числа лопаток в венце, хорд и удлинений

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

Предварительно находим значение хорды на среднем радиусе:

;

;

.

Тогда предварительное число лопаток будет равно:

Принимаем Z= 85.

По полученному числу Z уточним величины шага решетки и хорды профиля пера лопаток на среднем радиусе, а также удлинения лопаток:

;

=0,02873м;

.

4.2 Профилирование ступени на ЭВМ

Расчет проводим в соответствии с учебным пособием [6].

Таблица 4.1 - Исходные данные

Таблица 4.2 - Результаты расчета

Решетки профилей на трех радиусах представлены на рисунках 4.2-4.3.



Рисунок 4.2 - Решетки профилей на радиусах =1; =0,955;

Рисунок 4.3 - Решетки профилей на радиусах =0,912; =0,870; =0,828

Полученные результаты и построенная решетка профилей первой ступени компрессора высокого давления удовлетворяет установленным требованиям и сможет обеспечить требуемые параметры.

5. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ

На данный момент проектирование осевых газовых турбин, расчет параметров турбины на расчетном режиме с достоверным учетом всех видов потерь механической энергии в ее проточной части, может быть проведено на высоком уровне. Но газодинамический расчет турбины сопровождается значительным увеличением объема вычислений. В учебном проектировании настолько сложные расчетные соотношения могут быть проведены лишь при использовании ЭВМ, и поэтому ручной счет выполняется только первой ступени в первом приближении.

Проектировочный газодинамический расчет осевой турбины выполняется по учебному пособию [7] с целью определения основных размеров ее проточной части, параметров потока и КПД. Вычисление определенных параметров производится в характерных сечениях.

Мощность силовой турбины, необходимая для привода нагнетателя, определяется его мощностью, а мощность ТВД и ТНД определяется мощностью соответствующего каскада компрессора.

Мощность распределяют по ступеням таким образом, чтобы коэффициент нагрузки последней ступени не превышал 1,5 для обеспечения выхода потока из ступени, близкого к осевому.

5.1 Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

Газодинамический расчет осевых газовых турбин проводится на ЭВМ с помощью подпрограмм GDRGT и GFT (при условии, что турбины имеют число ступеней не более восьми). Программа GFT обеспечивает графическое представление результатов расчета. В процессе расчета получаем расчет основных газодинамических параметров по ступеням и, как следствие, графическое построение распределения скоростей и построение проточной части турбины.

Часть параметров в качестве исходных данных для расчета берутся из теплового расчета и при формировании облика двигателя, а остальные параметры выбираются.

Относительная величина радиального зазора над лопатками РК

,

где -- радиальный зазор в горячем состоянии. для рабочих венцов с бандажными полками;

h₂ - высота рабочей лопатки.

,- отношение скорости охлаждающего воздуха на выходе из отверстий к средней скорости газа в этом сечении и средней скорости газа в этом сечении к скорости газа за решеткой.

; .

Относительная высота щели выпуска охлаждающего воздуха:

,

где -- высота щели;

-- высота перемычки.

Относительный коэффициент, определяющий кромочные потери на выходе из неохлаждаемых турбинных лопаток:

,

где -- диаметр выходной кромки лопатки,

-- "

Размещено на http://www.allbest.ru/

горло" межлопаточного канала. .

Геометрические параметры (средние диаметры лопаток и их высоты) определяем по данным раздела 2.

-- относительная толщина профиля лопатки СА на среднем диаметре. -- относительная толщина профиля лопатки РК на среднем диаметре.

Для неохлаждаемых лопаточных венцов: ; .

Для охлаждаемых лопаточных венцов эти величины выбирают большими в зависимости от способа охлаждения и количества охлаждающего воздуха:

; .

В процессе расчета на ЭВМ мощность тнд перераспределяем по ступеням так, чтобы получить значения угла потока в абсолютном движении на выходе из последней ступени .

Частоты вращения каскадов турбины:

1) ;

2) ;

3) .

Обычно термодинамическую степень реактивности для первой ступени многоступенчатой турбины принимают равной . На последних ступенях обычно принимают большей для обеспечения ее положительного значения у втулки . Температуры лопаток СА и РК регулируют относительный расход охлаждающего воздуха через отверстия в области входной части профиля лопатки СА и через щели в области выходной кромки лопатки СА и РК. Расчет массового расхода газа через турбину:

.

Расчет мощностей ступеней турбин:

кВт;

кВт;

кВт.

Так как силовая турбина имеет три ступени:

= 3895,7 кВт;

= 3449,9 кВт;

= 3104,2 кВт .

Таблица 5.1 Файл исходных данных к газодинамическому расчету турбины

Таблица 5.2 - Результаты газодинамического расчета турбины



Рисунок 5.1 - Распределение , , , и по ступеням турбины

Рисунок 5.2 - Распределение , , , , и по ступеням турбины

Рисунок 5.3 - Схема проточной части турбины



Рисунок 5.4 - Планы скоростей ТВД и ТНД

Рисунок 5.4 - Планы скоростей силовой турбины

В результате газодинамического расчёта турбины определены параметры потока вдоль проточной части на среднем радиусе. Анализ результатов показал, что:

- было обеспечено необходимое охлаждение лопаток СА и РК первой ступени, а также СА второй ступени турбины ;

- на входе в РК ТВД был получен угол б₁=17,7 град, отвечающий требованию - б₁>14…16 град.;

- угол выхода потока газа из турбины равен ₂= 86,1 град., т.е. направление потока близко к осевому;

- на всех ступенях турбины были получены КПД:

= 0,842, = 0,893, = 0, 893, = 0,899, = 0, 900,

- коэффициенты загрузки ступеней находятся на допустимом уровне;

- характерное изменение основных параметров (, Т* и Т, Р* и Р) вдоль проточной части соответствует типовому характеру для газовых осевых турбин;

- степень реактивности ступеней турбины во втулочных сечениях имеет положительные значения:

; ;

; .

;

- частота вращения вала силовой турбины равна частоте вращения нагрузки n_тс = 4806 об/мин .

Для получения приемлемых результатов расчета геометрические размеры, полученные в процессе согласования компрессора и турбины, были уточнены с учетом габаритов и формы проточной части двигателя-прототипа.

5.2 Газодинамический расчет ступени турбины высокого давления на инженерном калькуляторе

Исходные данные:

D_1cp=0,554 мм, D_2cp=0,5714 мм, h₁=0,037 мм, h₂=0,0486 мм, k_Г=1,315,

R_Г=290 Дж/кг?К, С_рГ=1210 Дж/кг?К, m=0,0396 (Дж/кг?К)^-0,5, =55,5^о

ц=0.922, с_Т=0,35.

1) Определение работы ступени турбины и проверка величины коэффициента нагрузки:

Дж/кг;

м/с;

м/с;

.

2) Параметры потока на выходе из ступени и изоэнтропической работы ступени:

К;

;

Па;

По таблице газодинамических функций определяем .

Па;

где -находим в таблице [7] по величине

Дж/кг.

3)Определение параметров потока на выходе из соплового аппарата:

м/с;

.

Т₁^*=Т₀^*, т.к. L_СА^*=0 и q_СА=0.

К;

К;

Па;

Па;

;

кг/м³;

;

м/с;

м/с;

;

м/с;

К;

.

2) Определение параметров потока на выходе из рабочего колеса:

м/с,

где - коэффициент уменьшения теоретической работы ступени.

В первом приближении:

м/с;

м/с;

К;

Па;

кг/м³;

м/с;

м/с;

; ;

;

.

м/с;

К;

К;

м/с;

.

.

.

(находим по приложению)

.

ВЫВОДЫ

В результате термогазодинамического расчета двигателя были получены параметры: удельная мощность Nеуд= 268 кВт?с/кг, удельный расход топлива Се= 0.1993 кг/кВт?ч. Были определены температура и давление заторможенного потока в характерных сечениях. В качестве расчетных примем расчеты на ЭВМ. Полученные значения основных удельных параметров проектируемого двигателя на ЭВМ соответствуют уровню значений параметров современных двигателей.

В разделе 2 был сформирован облик двигателя.

Компрессор низкого давления средненагруженный (zc =0,22) , состоит из семи ступеней, имеет значение =0,869.

Компрессор высокого давления высоконагруженный (zc =0,2916), состоит из семи ступеней, имеет значение =0,8913.

Относительный диаметр втулки на выходе из последней ступени КВД к = 0.8433, что не превышает допустимого, к доп =0,92.

Турбина высокого давления, одноступенчатая, высоконагруженная (Mz=1,682), имеет значение =0,89, обеспечивается условие (h/D)г=0,0652>0,065.

Турбина низкого давления, одноступенчатая, средненагруженная (Mz=1,466), имеет значение =0,8546.

Силовая турбина, четырехступенчатая, средненагруженная (Mт_ср=1,503), имеет значение =0.92, обеспечивается условие (h/D)т=0,1269<0,25.

В разделе 3 был проведен газодинамический расчет компрессора на ЭВМ. В результате расчёта были получены геометрические параметры лопаточных венцов проточной части компрессора, значения давлений Р, Р^*,температур Т, Т^* на среднем радиусе каждой ступени, степень повышения давления каждой ступени и работа. Определились окончательные размеры проточной части. Алгоритм расчета виден из ручного счета первой ступени компрессора. Из анализа результатов расчета видно, что обеспечены следующие условия: в₁>25град ,ведь в противном случае это приводит к снижению КПД ступени; = С_а/U_K >0.4, иначе вырастут потери в решётках ступени; числа Маха (M_{1 w} = 0.839), не превышают 0,84 , что исключает появление волновых потерь. Были точно определены значения частот вращения КНД и КВД: n1=10759 об/мин; n2=14739 об/мин.

Полученные результаты и построенная решетка профилей первой ступени компрессора высокого давления удовлетворяет установленным требованиям и сможет обеспечить требуемые параметры.

В результате газодинамического расчета на ЭВМ получены параметры потока вдоль проточной части на среднем радиусе, которые соответствуют требованиям, предъявляемым при проектировании осевой турбины. Анализ результатов показал, что:

- было обеспечено необходимое охлаждение лопаток СА и РК первой ступени, а также СА второй ступени турбины;

- на входе в РК ТВД был получен угол б₁=17,7 град, отвечающий требованию - б₁>14…16 град.;

- угол выхода потока газа из турбины равен ₂= 86,1 град, т.е. направление потока близко к осевому;

- на всех ступенях турбины были получены приемлемые КПД:

, , , , .

- коэффициенты загрузки ступеней находятся на допустимом уровне.

- характерное изменение основных параметров (, Т* и Т, Р* и Р) вдоль проточной части соответствует типовому характеру для газовых осевых турбин;

- степень реактивности ступеней турбины во втулочных сечениях имеет положительные значения:

; ;

; .

;

- частота вращения вала силовой турбины n_тс = 4806 об/мин, соответствует стандартной частоте вращения нагрузки.

Для получения приемлемых результатов расчета геометрические размеры, полученные в процессе согласования компрессора и турбины, были уточнены с учетом формы проточной части двигателя-прототипа.

Перечень ссылок

1. Выбор параметров и термогазодинамический расчет ТВД, ТВВД и ТВаД / В.П. Герасименко, Г.В. Павленко - Учебное пособие.-- Харьков: Харьк. авиац. Ин - т, 1984 г.

2. Согласование компрессоров и турбин авиационного газотурбинного двигателя / А.Н.Анютин. - Учебное пособие.-- Харьков: Харьк. авиац. Ин - т, 1985 г.

3. Формирование облика ГТД и ГТУ / Г.В. Павленко. - Учеб. пособие. - Харьков: Нац. аэрокосмический университет "Харьковский авиационный институт", 2007. - 39с.

4. Газодинамический расчет осевого компрессора ГТД / Г.В. Павленко. - Учеб. пособие. - Харьков: Нац. аэрокосмический университет "Харьковский авиационный институт", 2002. - 57с.

5. Расчет и построение решёток профилей дозвукового осевого компрессора / В.Ю. Незым.- Учеб. пособие. - Харьков, Харьковский авиационный институт, 1988.-41с.

6. Профилирование рабочей лопатки осевой ступени компрессора/ Г.В. Павленко - Инструкция к использованию программ ock.dat, ock.exe, gfrk.dat, gfrk.exe.- Харьков: ХАИ, 1999

7. Газодинамический расчет осевой газовой турбины / Г.В. Павленко.- Учеб. пособие. - Харьков: Нац. аэрокосмический университет "Харьковский авиационный институт", 2006. - 62с.

Размещено на Allbest.ru