Размещено на http://www.allbest.ru/

Профилирование лопатки рабочего колеса ступени турбины высокого давления газотурбинных двигателей

СОДЕРЖАНИЕ

• ВВЕДЕНИЕ
• 1. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПОТОКА ПО РАДИУСУ В СТУПЕНИ ТУРБИНЫ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
• 1.1 Исходные данные
• 1.2 Выбор закона закрутки потока по радиусу
• 1.3 Определение треугольников скоростей в межвенцовых зазорах на внутреннем и наружных диаметрах
• 1.4 Расчетное определение геометрических параметров решеток профилей
• 2. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ
• 2.1 Исходные данные
• 2.2 Расчет трубчатой кольцевой камеры сгорания.
• 3. РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО УСТРОЙСТВА
• 3.1 Исходные данные
• 3.2 Расчет осерадиального диффузора
• ЗАКЛЮЧЕНИЯ
• СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
• ВВЕДЕНИЕ
• В первом разделе курсового проекта выполняется профилирование ступени турбины высокого давления. Для расчета используются результаты газодинамического расчета турбины на среднем радиусе. Расчет ведется двумя способами: на инженерном калькуляторе и с помощью ЭВМ. Результатом расчета является построения треугольников скоростей и решеток профилей на трех радиусах. Результаты расчета будут использованы в дальнейшем для расчета на статическую и динамическую прочность лопатки турбины.
• Второй раздел посвящен расчету камеры сгорания. Для расчета в качестве исходных данных использованы результаты расчета осевого компрессора, а также основные параметры двигателя. В результате проведения расчета будут получены геометрические параметры камеры сгорания, обеспечивающие максимальную полноту сгорания топлива, минимальные показатели токсичности выбросов, максимальный ресурс и надежность данного узла.
• Третий раздел содержит расчет осерадиального выходного устройства с промежуточным поджатием потока. Выходное устройство такого типа является сложным аэродинамическим устройством. Задачей расчета является определения геометрических параметров выходного устройства при которых будет обеспечено: минимальный коэффициент потерь при максимально меньших размерах.

1. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПОТОКА ПО РАДИУСУ В СТУПЕНИ ТУРБИНЫ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

Проектирование элементов проточной части турбины для получения высоких КПД должно выполняться с учетом изменения параметров газа по высоте лопатки. При этом допустимо принимать постоянные полные давления и температуры газа перед ступенью турбины как в радиальном, так и в окружном направлениях. Рассчитывая турбинную ступень при указанных условиях на входе, для дальнейшего проектирования вполне достаточно определить параметры потока и треугольники скоростей на трех радиусах проточной части: на среднем, у корня, у периферии. Поскольку все параметры изменяются по высоте плавно, то с помощью интерполяции можно получить данные о потоке на любом радиусе.

В этом разделе рассмотрены исходные данные и расчетные соотношения, используемые для определения параметров газа в межвенцовых зазорах на трех радиусах.

1.1 Исходные данные

Исходными данным для расчета параметров газа по высоте лопатки являются величины, полученные в результате газодинамического расчета турбины на среднем диаметре при заданной форме проточной части.

0,89м 0,9м.

0,06м 0,065м.

ц- 0,941 Ш-0,944

в1- 43,5град. в2-19,1град.

U1-417м/с U2-421,7м/с

C1u-597м/с C2u - -93,9м/с

C1a-171м/с C2a-179м/с

C1- 621м/с 0,927

0,4 T2*-1130К

G1- 67,8кг/с G2-67,8кг/с

k-1,316 R-290Дж/К

16град.

1.2 Выбор закона закрутки потока по радиусу

Для расчета треугольников скоростей в межвенцовых зазорах у корня и периферии лопаток необходимо выбрать закон изменения параметров (закрутки) потока по радиусу. Этот закон выражается условием радиального равновесия, полученным в предположении, что поток в межвенцовых зазорах осесимметричен и линии тока располагаются по коаксиальным цилиндрическим поверхностям. В практике проектирования авиационных турбин существует множество законов которые имеют свои достоинства и недостатки. Применим закон закрутки и . Применение этого закона значительно упрощается технология изготовления лопаток СА и РК, позволяет создать хорошую конструктивную базу для их монтажа в статоре и роторе. При сопловые лопатки первой ступени турбины являются некручеными и имеют постоянный профиль по высоте, что способствует организации внутреннего охлаждения. Указанные особенности газодинамического и технологического характера обуславливает широкое применение такого закона закрутки.

1.3 Определение треугольников скоростей в межвенцовых зазорах на внутреннем и наружных диаметрах.

После выбора закона закрутки потока по радиусу определим параметры газа во втулочном и периферийном сечениях.

1. Радиусы струйки тока на втулке и периферии в сечениях. Индексы вт. и п., соответствуют втулочному и периферийному сечениям.

2. Окружные скорости на входе и выходе из рабочего колеса.

3. Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из лопаток соплового аппарата.

где при .

4. Расходная составляющая абсолютной скорости на выходе из лопаток СА:

5. Угол потока в абсолютном движении на выходе из лопаток СА:

6. Абсолютная скорость на выходе из лопаток СА:

7. Приведенная скорость перед РК в абсолютном движении:

8. Угол потока в относительном движении на входе в лопатки РК:

9. Относительная скорость на входе в лопатки РК:



10. Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из лопаток РК:

где работа на окружности колеса с учетом расхода охлаждающего воздуха:

11. Окружная составляющая относительной скорости на выходе из лопаток РК:

12. Расходная составляющая абсолютной скорости на выходе из лопаток РК:



13. Угол потока в относительном движении на выходе из лопатки РК:

14. Угол потока в абсолютном движении на выходе из лопатки РК:

15. Относительная скорость на выходе из лопаток РК:

16. Абсолютная скорость на выходе из лопаток РК:

17. Угол потока в относительном движении:



18. Температура газа за РК по заторможенным параметрам потока в относительном движении:

19. Приведенная скорость за РК по в относительном движении:

20. Термодинамическая степень реактивности:

Таблица 1.1

№ п/п	Параметр	Размерность	Значение параметров при законе закрутки ,
			Втулочном	Среднем	Периферийном
1	r1	м	0.415	0.445	0.475
2	r2	м	0.417	0.45	0.482
3	U1	м/с	388.8	417	445.1
4	U2	м/с	390.7	421.7	451.6
5	C1U	м/с	632	597	565.9
6	C1A	м/с	181.2	171	162.2
7		град	16	16	16
8	C1	м/с	657	621	588.5
9		-	0,945	0,927	1,055
10		град	36.6	43.5	53.3
11		м/с	303.9	248.4	202.3
12	C2U	м/с	-102.6	-93.9	-81.1
13	W2U	м/с	493	515.6	532.7
14	C2A	м/с	171	179	184.9
15		град	19.1	19.1	19.1
16		град	59	62.4	66.2
17	W2	м/с	522.5	547	565
18	C2	м/с	199.4	201.9	202
19		град	122.3	117.4	107.6
20		К	1226.3	1236	1244.7
21		-	0.82	0.85	0.88
22		-	0.327	0.4	0.461

Расчет треугольников скоростей в межвенцовых зазорах закончен. Полученные параметры во втулочном сечении удовлетворяют условиям , .

1.4 Расчетное определение геометрических параметров решеток профилей

Используя рекомендации по определению геометрических параметров, проводимых для построения профилей лопаток, расчет конструктивных размеров решетки проводим в следующей последовательности.

1. Радиусы расположения среднего, втулочного, периферийного сечений проточной части с .

При таком выборе расчетных сечений профиль будет установлен не по линиям тока, а горизонтально. Однако не соответствие цилиндрических сечений коническими не велико и им можно пренебречь.

2. Угол установки профиля лопатки в решетке.

3. Хорду профиля лопатки b/СР на среднем радиусе принимаем постоянной по высоте лопатки (b =bСР). Длину хорды найдем, пользуясь продольным разрезом двигателя. Зная, осевую длину рабочего венца лопаток ba = 33,48мм и угол установки профиля найдем хорду лопатки b.

4. Шаг решетки на среднем радиусе.

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

Тогда предварительное число лопаток будет равно

Принимаем Z= 87.

По полученному числу Z уточним величины шага решетки и хорды профиля пера лопаток на среднем радиусе.

5. Геометрический угол решетки на входе.

6. Геометрический угол решеток на выходе принимаем равным углу потока , поскольку

7. угол отгиба выходной кромки, выбираемый с учетом характера его изменения по высоте лопатки.

8. Ширину горла межлопаточного канала

9. Относительную толщину профиля.

10. Абсолютная толщина профиля лопатки.

11. Относительное удаление максимальной толщины профиля.

,

12. Абсолютное удаление максимальной толщины профиля.

13. Радиус скругления входной кромки.

14. Радиус скругления выходной кромки.

15. Угол заострения входной кромки.

,

где - длинна развертки профиля, определяемая по формуле



16. Угол заострения выходной кромки.

17. Угол, образованный лучом, проходящим через центры окружностей радиусами R1 и R2, и фронтом решетки.

Таблица 1.2

№ п/п	Параметр	Размерность	Значение параметров в сечениях
			Втулочном	Среднем	Периферийном
1	r	мм	416	447,5	478,5
2	t	мм	29,8	32,12	34,3
3	b	мм	38,544	38,544	38,544
4		град	66,17	60,14	52,1
5		град	45	51	60
6		град	19,1	19,1	19,1
7		град	17	17	17
8	a	мм	9,75	10,51	11,22
9		-	0,275	0,22	0,165
10		мм	10,59	8,47	6,35
11		-	0,278	0,272	0,269
12		мм	10,72	10,49	10,38
13		мм	3,17	2,54	1,9
14		мм	0,683	0,683	0,683
15		град	36,23	30,17	23,2
16		град	10	10	10
17		град	62,46	57,37	49,7

Дата 2.10. 7 KZ= 2 Кг= 1.316 Rг= 290.0

D1ср= .8900 D2ср= .9000 h1= .0600 h2= .0650

C1aср=171.00 C2aср=179.00 C1uср=597.00 C2uср=-93.90

alf1с= 16.00 be1ср= 43.50 be2ср= 19.10

Л1= .927 Фи= .941 Пси= .944 Rтс= .400

n = 8948.0 T2*= 1130.0

Таблица 1

Изменение параметров потока по радиусу

----------------------------------------------------------

Паpаметp | Сечение по высоте лопатки

| 1(пеp) 2 3(сp) 4 5(вт)

----------------------------------------------------------

r .4787 .4631 .4475 .4319 .4162

ro 1.000 .9674 .9347 .9021 .8695

U 448.6 434.0 419.3 404.7 390.0

C1u 562.3 577.8 594.3 611.8 630.5

C1a 161.9 166.3 171.0 176.0 181.4

alf1 16.00 16.00 16.00 16.00 16.00

C1 585.2 601.3 618.4 636.6 656.1

be1 54.91 49.14 44.35 40.36 38.42

C2u -80.84 -87.06 -93.82 -101.2 -107.2

W2u 529.4 521.0 513.1 505.9 499.3

C2a 184.7 181.7 179.0 176.5 174.2

be2 19.10 19.10 19.10 19.10 19.10

Л1 .8772 .9013 .9270 .9543 .9835

Rт .4627 .4328 .4000 .3641 .3246

T2w 1243. 1239. 1235. 1232. 1228.

Л2w .8760 .8635 .8517 .8409 .8311

Л1w .3091 .3441 .3834 .4266 .4734

Л2 .3304 .3302 .3312 .3333 .3369

dbe 105.9 111.7 116.5 120.4 121.2

alf2 66.36 64.40 62.34 60.17 57.91

Таблица 2

Профилирование лопатки РК по радиусу

----------------------------------------------------------

Паpаметp | Сечение по высоте лопатки

| 1(пеp) 2 3(сp) 4 5(вт)

----------------------------------------------------------

ro 1.000 .9674 .9347 .9021 .8695

b 38.58 38.58 38.58 38.58 38.58

t 34.58 33.45 32.32 31.19 30.06

t/b .8962 .8670 .8377 .8085 .7792

Cm .1650 .1920 .2200 .2470 .2750

xcm .2697 .2710 .2726 .2755 .2786

be1l 60.00 55.50 51.00 48.00 45.00

be2l 19.20 19.20 19.20 19.20 19.20

r1 1.900 2.220 2.540 2.850 3.170

r2 .6830 .6830 .6830 .6830 .6830

Число pабочих лопаток - 87. шт.

Вывод

В результате профилирования лопатки рабочего колеса ступени турбины высокого давления, были получены значения основных кинематических параметров потока и геометрических параметров решётки профилей в пяти сечениях. В расчете был использован закон крутки потока 1=const, 2=const.

По полученным данным построены профиля лопаток по сечениям. Полученные профиля имеют достаточную толщину и диаметр выходной кромки для обеспечения охлаждения лопатки.

Уточненное значение угла поворота потока () превышает максимальное значения 120° на 1,2°, что на данном этапе проектирования допустимо. Значение W2=0.831, больше W1=0.473 - свидетельствует о том, что проектируемая ступень обеспечивает заданный энергообмен, а коэффициент загрузки находится на приемлемом уровне.

2. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ

Успех создания конкурентоспособной ГТУ во многом зависит от эффективности работы камеры сгорания, в значительной степени определяющей надежность, экономичность, экологические характеристики газотурбинной установки. Наряду с выполнением традиционных требований (по полноте сгорания - не менее 0,99, потерям полного давления - менее 0,06, уровню неравномерности температурного поля газа на выходе: радиальной - не более 1,08, окружной - не более 1,25, надежности розжига во всем диапазоне атмосферных температур) к камере сгорания предъявляются жесткие требования по обеспечению допустимого уровня концентрации вредных веществ в продуктах сгорания, в первую очередь оксидов азота NOX. Решение задачи снижения концентрации NOX до 50 мг/нм3 при сжигании газа требует изменения конструкции камеры сгорания. Сопутствующие этому требования по универсальности к роду сжигаемого топлива (жидкое, газообразное), увеличению ресурса, высокой эксплуатационной технологичности и ремонтопригодности определили целесообразность реализации камеры сгорания противоточной схемы со съемными модулями жаровых труб и кольцевым газосборником.

При разработке камеры сгорания противоточной схемы используются как экспериментальные методы, так и аналитические, в частности численное моделирование. Одним из основных расчетных этапов является газодинамический расчет камеры сгорания с целью определения основных параметров потока по длине, оценки коэффициентов потерь полного давления и полноты сгорания топлива, подготовки исходных данных для последующих стадий проектирования узла (расчетов системы топливоподачи, теплового состояния стенок, прочностных расчетов и других).

Камера сгорания - важный узел двигателя, работающий в тяжёлых условиях больших механических нагрузках и высоких тепловых напряжений.

Камера сгорания предназначена для реализации процесса подвода тепла к рабочему телу. Тепло в камере сгорания выделяется в результате реакции горения топлива. Горючим является природный газ, окислителем - кислород.

На проектируемой установке камера сгорания размещается в кольцевом пространстве над компрессором, что объясняется требованиями сокращения осевых габаритов двигателя.

По конструктивному выполнению камера сгорания является трубчато-кольцевой. Наличие отдельных жаровых труб таких камер сложнее, чем изготовление жаровых труб индивидуальных камер, так как требуется специальное профилирование выходной части.

В весовом отношении трубчато-кольцевые камеры занимают промежуточное положение между индивидуальными и кольцевыми камерами сгорания.

Доступ к жаровым трубам и узлу проточной части компрессора можно обеспечить без предварительной разборки двигателя, так как конструкция внешнего корпуса съемная.

Вследствие расположения камеры сгорания над компрессором, схема течения потока воздуха и продуктов сгорания является противоточной. Поток воздуха, проходя камеру сгорания, совершает несколько поворотов.

2.1 Исходные данные

При расчете используются основные геометрические соотношения КС двигателя-прототипа. Подбор исходных данных выполняем в соответствии с рекомендациями методического пособия. Тип КС - трубчато-кольцевая;

Gв - расход воздуха, кг/с;

Тк* - температура заторможенного потока перед КС, К;

Тг* - температура заторможенного потока за КС, К;

Рк* - давление заторможенного потока перед КС, Па;

- коэффициент восстановления полного давления КС, обусловленный гидравлическими потерями;

- коэффициент восстановления полного давления КС, обусловленный процессом подвода тепла;

- коэффициент полноты сгорания КС;

- коэффициент полноты сгорания в зоне горения;

L0 - стехиометрическое количество воздуха для используемого топлива, кг возд./кг топл.;

НU - теплотворная способность топлива, Дж/кг;

б - коэффициент избытка воздуха КС;

- коэффициент избытка воздуха на выходе из фронтового устройства;

- коэффициент избытка воздуха в конце зоны горения;

DK - диаметр компрессора на выходе, м;

- относительный внутренний диаметр компрессора на выходе;

DT - диаметр турбины на входе в СА, м;

- относительный внутренний диаметр турбины на входе в СА;

- относительный диаметр КС-прототипа;

- относительный внутренний диаметр КС-прототипа;

- относительный диаметр жаровой трубы;

- относительный внутренний диаметр жаровой трубы;

е - коэффициент учета зазора между головками КС;

Числовые значения вышеперечисленных параметров приведены в таблице 2.1

Таблица 2.1

Параметр	Размерность	Значение	Параметр	Размерность	Значение
Gв	Кг/с	140,2		-	0,865
Тк*	К	730		-	1.052
Тг*	К	1370		-	0.622
Рк*	Па	1944000		-	0.125
	-	0.95		-	0,737
	-	0.985	DK	М	0,90
	-	0.99		-	0,89
	-	0.82	DT	М	0,89
НU	Дж/кг	50000000	б	-	3,66
е	-	1,1	L0	кг возд./кг топл.	17,2
	-	0,55		-	1,4

Схема камеры сгорания представлена на Рисунке 2.1

2.2 Расчет трубчатой кольцевой камеры сгорания

турбина лопатка двигатель

Цель расчета - определение размеров камеры сгорания. При определении основных габаритных размеров камеры сгорания можно задаваться и варьировать в рекомендованных пределах несколькими параметрами. К этим параметрам относятся: длинна жаровой трубы Lж, длинна диффузора lдкф. В соответствии с выбранными параметрами меняется общая длина камеры сгорания, ее наружный диаметр, форма диффузора и общая конфигурация камеры. Размеры камеры сгорания определялись по безразмерным соотношениям, опираясь на данные камеры сгорания прототипа. Для определения геометрических параметров камера сгорания разбивается на 3 характерных сечения в которых определяется: расходы воздуха, скорости потока, Диаметр жаровой трубы.

1. В сечении І-І Задаваясь диаметром жаровой трубы и их количеством, определим основные параметры газового потока.

- плотность газового потока

;

- площадь жаровых труб для прохода воздуха

;

Где сж - 55 м/с скорость газовоздушной смеси в жаровой трубе,

Gг - расход газовоздушной смеси.

- определим диаметр жаровой трубы

- где i - количество жаровых труб

0,145м.

2. Определим площадь и скорость для прохода воздуха

где плотность воздуха

3. В сечении ІІ - ІІ определим параметры потока. Для повышения скорости потока сделаем конструктивное изменение жаровой трубы. Для этого увеличим диаметр жаровой трубы Расход газовоздушной смеси будет определятся расходом через фронтовое устройство и воздухом поступающим в зону горения через отверстия в жаровой трубе.

Найдем скорость воздуха.

Где

Определим скорость в газовоздушной смеси в жаровой трубе.

Где

4. В сечении ІІІ - ІІІ определим параметры потока. Расход в этом сечении будет определятся расходом воздуха через фронтовое устройство.

5. Определим расхода воздуха через фронтовое устройство и расход воздуха смешения.



Рисунок 2.1 Схема камеры сгорания

Вывод

Сделан расчёт основных геометрических параметров камеры сгорания - самого сложного узла двигателя. Данный расчёт не является окончательным. Однако на этом этапе были заложены параметры, которые обеспечат длительный ресурс. А также параметры, отвечающие геометрическим соотношениям, обеспечивающим равномерность параметров на выходе из камеры сгорания, минимальные гидравлические потери, хорошее перемешивание горючей смеси и, как следствие, полноту сгорания топлива.

Данная камера сгорания отвечает требованиям по надёжности, равномерности поля параметров и обеспечению длительной работы ГТД, работающего в системе газоперекачивающего агрегата.

3. РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО УСТРОЙСТВА

Диффузор - это аэродинамическое устройство, предназначенное для преобразования кинетической энергии потока в потенциальную, с возможно большей эффективностью. Осерадиальный диффузор с промежуточным поджатием потока имеет преимущества связанные с конфузорным характером течения при повороте потока и двумя отдельными участками диффузорного типа. А так же технологические преимущества за счёт реализации оборотов диффузора прямыми линиями и дугами окружности.

При проектировании и разработке конструкций выходных патрубков ставится задача получения максимального КПД при выполнении требований к габаритности и других требований.

Расчётная схема представлена на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1

Исходными геометрическими данными являются результаты газодинамического расчёта турбины, и конструктивные особенности переходного канала к выходному устройству, выбранные из конструктивных соображений.

3.1 Исходные данные

D1=1.067- входной диаметр обтекателя, м;

D2=0,822 - входной диаметр обечайки, м;

L=1.23 - осевая длина диффузора, м;

Dк=1,99 - выходной диаметр диффузора, м;

lk =0.159 - ширина выходного сечения;

nр=2.75 - степень повышения давления;

=0 - входной угол наклона обтекателя, град;

=9 - входной угол наклона обечайки, град;

(1/nпов)min=1.06, (1/nпов)max=1.18 - диапазон оптимальных значений степени конфузорности поворотного участка осерадиального диффузора.

Получаем данные для расчета размеров выходного патрубка:

- диаметр обвода боковой стенки патрубка:

.

- площадь выходного и входного сечения диффузора:

,

;

;

;

- площадь условного кольцевого проходного сечения, образованного боковой стенкой патрубка и выходной кромкой диффузора:

;

- площадь проходного сечения сборной камеры:

Схема и основные геометрические размеры выходной части патрубка приведены на (рисунке 3.2).

3.2 Расчет осерадиального диффузора

Расчет осерадиального диффузора выполняем на ЭВМ с использованием программы DIFFUZOR.exe.

Программа DIFFUZOR.exe позволяет выполнять расчет по предварительно заданным габаритным размерам диффузора. При этом его проточная часть профилируется с оптимальной степенью конфузорноси на поворотном участке. Кроме того, для диффузора с заданной геометрией программа позволяет определить закон изменения текущей степени расширения по длине его проточной части.

Массив исходных данных и результатов расчета размещен в файле DIFFUZOR.rez. представленном в (таблице3.1), а также изображаем проточную часть диффузора (рисунок 3.2) и схему выходного устройства в целом (рисунок 3.3).

Табл. 3.1 Массив исходных данных и результатов расчета

PACЧЕТ ОСЕРАДИАЛЬНОГО ВЫХОДНОГО ДИФФУЗОРА С ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ПОДЖАТИЕМ ПОТОКА

ИСХ.ДАННЫЕ:

ДАТА: 25 10 7 S= 1.000 Q= 1.060

D1= .82200 D2= 1.06700 L= 1.23000 DK= 1.99600 NP= 2.750

ALFA1= .00 R1= .27626 XC1= .95374 RC1= .68726 LK= .15941

ALFA2= 9.00 R2= .34532 XC2= .72527 RC2= .99800 FN= .36349

I NS XS RS LS

0 1.00308 .00963 .06173 .00000

1 1.08409 .06515 .06611 .05570

2 1.16641 .12068 .07048 .11140

3 1.25004 .17621 .07486 .16710

4 1.33498 .23174 .07924 .22281

5 1.42122 .28727 .08362 .27851

6 1.50878 .34280 .08799 .33421

7 1.59764 .39833 .09237 .38991

8 1.68781 .45386 .09675 .44561

9 1.77929 .50939 .10112 .50131

10 1.87208 .56492 .10550 .55701

11 1.96617 .62045 .10988 .61271

12 2.06158 .67597 .11426 .66842

13 2.15829 .73150 .11863 .72412

14 2.25631 .78703 .12301 .77982

15 2.40441 .85890 .12977 .85201

16 2.67791 .93656 .14413 .93098

17 3.16722 1.01201 .15785 1.01183

18 3.40707 1.07020 .15057 1.09245

19 3.13382 1.10359 .12641 1.17404

20 2.87842 1.12438 .10562 1.25145

21 2.71215 1.13868 .09132 1.32414

22 2.66014 1.14743 .08257 1.39396

23 4.91464 ********** ********** **********

NPV= 1.281 NS1= 3.407 NS2= 2.660

коэффициент полных потерь = .386

Рисунок 3.2. Схема проточной части диффузора



Рис. 3.3 Схема выходного устройства

Вывод

В данном разделе курсового проекта мы спроектировали выходной патрубок приводного ГТД - осерадиальный диффузор.

Полученное выходное устройство удовлетворяет всем требованиям, предъявляемым к осерадиальным диффузорам: обеспечены оптимальные размеры, а также обеспечивается минимальные потери и необходимое направление отвода рабочего тела.

ЗАКЛЮЧЕНИЯ

В результате профилирования лопатки рабочего колеса ступени турбины высокого давления, были получены значения основных кинематических параметров потока и геометрических параметров решётки профилей в пяти сечениях. В расчете был использован закон крутки потока 1=const, 2=const.

По полученным данным построены профиля лопаток по сечениям. Полученные профиля имеют достаточную толщину и диаметр выходной кромки для обеспечения охлаждения лопатки.

Уточненное значение угла поворота потока () превышает максимальное значения 120° на 1,2°, что на данном этапе проектирования допустимо. Значение W2=0.831, больше W1=0.473 - свидетельствует о том, что проектируемая ступень обеспечивает заданный энергообмен, а коэффициент загрузки находится на приемлемом уровне.

Сделан расчёт основных геометрических параметров камеры сгорания - самого сложного узла двигателя. Данный расчёт не является окончательным. Однако на этом этапе были заложены параметры, которые обеспечат длительный ресурс. А также параметры, отвечающие геометрическим соотношениям, обеспечивающим равномерность параметров на выходе из камеры сгорания, минимальные гидравлические потери, хорошее перемешивание горючей смеси и, как следствие, полноту сгорания топлива.

Данная камера сгорания отвечает требованиям по надёжности, равномерности поля параметров и обеспечению длительной работы ГТД, работающего в системе газоперекачивающего агрегата.

В данном разделе курсового проекта мы спроектировали выходной патрубок приводного ГТД - осерадиальный диффузор.

Полученное выходное устройство удовлетворяет всем требованиям, предъявляемым к осерадиальным диффузорам: обеспечены оптимальные размеры, а также обеспечивается минимальные потери и необходимое направление отвода рабочего тела.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. В.А. Коваль Профилирование лопаток авиационных турбин: Учеб. пособие. Харьков 1986г. - 48с.

2. В.П. Герасименко, А.А. Никишов Проектирование камер сгорания газотурбинных двигателей : Учеб. пособие. Харьков 1999г. 86с.

3. А.Н. Анютин, О.Д. Дегтярев, В.И. Ковалев, В.Ю. Незым Проектирование выходных устройств ГТУ: Учеб. пособие. Харьков 2001г. - 62с.

Размещено на Allbest.ru