Расчет газотурбинного двигателя для наземной энергоустановки с заданной мощностью 1,6 МВт на базе авиационного двигателя-прототипа

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Двигатель-прототип - ТВ3-117:

- эффективная мощность двигателя;

- расход воздуха;

- степень повышения давления в компрессоре;

- полная температура на входе в турбину;

- обороты ротора ТК;

- обороты ротора ТС;

Необходимо разработать двигатель мощностью 2,1 Мвт для привода ротора электрического генератора.

Введение

В настоящее время наряду с применением ГТД в составе силовых установок самолетов и вертолетов их используют и в наземных условиях.

Для применения в народном хозяйстве могут использоваться, как специально разрабатываемые ГТУ, так и авиационные двигатели, отработавшие летный ресурс. Комплексное использование авиационных ГТД вначале на воздушном транспорте, а затем в наземных установках является целесообразным, так как в целях обеспечения высокого уровня безопасности полетов летный ресурс авиационных двигателей меньше их располагаемого технического ресурса при рабочих режимах эксплуатации в наземных установках.

Перечень таких установок довольно велик: газотурбинные приводы для транспортные наземные установки; установки морского и речного транспорта; установки для получения сжатого воздуха, используемого в технических целях, в пневмотранспортных системах, системах наддува транспортных средств на воздушной подушке; установки для получения нагретого газа, используемого для обогрева строительных и производственных объектов, а также, в сушильных установках; газо и нефтеперекачивающих агрегатов в газоструйных установках для очистки взлетно-посадочных полос аэродромов, транспортных путей - от снега, мусора и т.д.

Основными требованиями к ГТУ, обусловленными особенностями их использования являются: минимальные габаритные размеры и масса, высокий КПД, благоприятное протекание эксплуатационных характеристик, надежность, технологичность, мобильность.

Целью данного проекта является проектировочный расчет газотурбинного двигателя для наземной энергоустановки с заданной мощностью 1,6 МВт на базе авиационного двигателя - прототипа.

Для достижения этой цели в проекте поставлены и решены следующие задачи:

- выбраны и обоснованы параметры цикла турбовального ГТД:

- согласование параметров компрессора и турбины;

- газодинамический расчет компрессора и турбины;

- профилирование ступени турбины;

- расчет входного о и выходного устройства;

- расчет эксплуатационных характеристик.

1. Термогазодинамический расчет двигателя

Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Ne УД - удельной мощности, Сe - удельного расхода топлива) и расхода воздуха GВ, обеспечивающего требуемую мощность - Ne. В результате расчета определяются также температура Т* и давление Р* заторможенного потока в характерных сечениях проточной части двигателя и основные параметры, характеризующие работу его узлов. Некоторые из параметров узлов выбираются на основании статистических данных. Параметры цикла двигателя р_к^* и Т_г^* вибираем на основе вариантных расчетов.

Расчет выполняется в соответствии с рекомендациями [1].

1.1 Выбор и обоснование параметров расчетного режима

1.1.1 Температура газа перед турбиной

На рисунке 1.1 показено, что увеличение температуры газа перед турбиной Тг* позволяет значительно увеличить удельную мощность двигателя и следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу двигателя. Повышения температуры газа улучшает также экономичность двигателя. Для обеспечения надежной работы турбины при высоких значениях температуры газа (Тг*>1250) необходимо применять охлаждаемые лопатки. Вновь разрабатываемые перспективные ГТУ проектируются с учетом более высоких значений температур.



Рисунок 1.1 - Зависимость удельного расхода топлива и удельной мощности от параметров рабочего процесса

1.1.2 Степень повышения давления в компрессоре

При разработке ГТУ на начальных стадиях их развития основным требованием было получение минимальной удельной массы двигателя, что приблизительно соответствует максимуму удельной мощности. Несмотря на благоприятное влияние повышения р_к* на удельные параметры двигателя, применение больших значений р_к* ограничено усложнением конструкции и увеличением массы, габаритов компрессора. Выбор высоких значений р_к* при проектировании двигателей малой мощности приводит к получению малых высот лопаток последних ступеней компрессора и первых ступеней турбины. Это в свою очередь приводит к росту потерь энергии из-за увеличения относительных радиальных зазоров, уменьшения значения числа Рейнольдса и понижения относительной точности изготовления пера лопатки. Предварительно, для выбора р_к* на расчетном режиме, проведем расчет для р_к* =9,95.

1.1.3 КПД компрессора и турбины

Величина изоэнтропического КПД многоступенчатого компрессора по параметрам заторможенного потока зависит от степени повышения давления в компрессоре и КПДего ступеней: Принимаем значение. КПД ступен =0,885 тогда КПД компрессора получим с помощю зависимость.

,

где - среднее значение КПД ступеней компрессора.

Так как наличие переходных каналов между каскадами приводит к снижению в зависимости от гидравлических потерь от 1% до 2%, то окончательно принимаем =0,846.

КПД компрессора - это отношение изоэнтропической работы по параметрам заторможенного потока к работе компрессора, может быть представлен как произведение

Юм - механический КПД компрессора, учитывающий потери в его опорах, обычно составляющий Юм = 0,980…0,995. Принимаем Юм = 0,98; тогда

=0,846*0.864=0.846

1.1.4 Потери в элементах проточной части

Входное устройство рассматриваемого двигателя является дозвуковым прямолинейным каналом. Коэффициент восстановления полного давления для такого устройства составляет = 0,96…1. Принимаем = 0,98.

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…0,97. Принимаем .

Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу. На рисунке 1.3 показана зависимость коэффициента теплового сопротивления от степени подогрева газа и приведенной скорости на входе в камеру сгорания. Обычно = 0,97…0,98.

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

Из рисунка 1.3 определяем .

Суммарные потери полного давления в камере сгорания подсчитываются по формуле:

;

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 =0,99.

При наличии переходного патрубка между турбиной компрессора и свободной турбиной коэффициент восстановления полного давления =0,9…0,99, т.к. патрубок отсутствует у_пт = 1,0

Выходное устройство ГТУ, как правило, выполняется диффузорным. Коэффициент восстановления полного давления: = 0,98.

1.1.5 Скорость истечения газа из выходного устройства. Механический КПД двигателя

Скорость истечения газа из ГТУ характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя, поэтому ее целесообразно было бы уменьшать. С другой стороны при очень малых значениях С чрезмерно растут габариты двигателя из-за большой площади среза выпускного канала. Учитывая, то что наш ГТД работает как приводной двигатель, выбираем скорость истечения из двигателя в интервале С= 60…120 м/с. Принимаем С=60 м/с.

В качестве топлива принимаем природный газ. Низшая теплотворная способность природного газа

= 50500 кДж/кг; - количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания одного килограмма топлива, для газа =17,2 .

После выбора всех исходных данных проводится термогазодинамический расчет ГТД на ЭВМ.

1.2 Термогазодинамический расчет двигателя на ЭВМ и анализ его результатов

Для выбора параметров рассмотрим 25 вариантов сочетаний параметров двигателя и определим подходящий. Для выполнения данного этапа мы будем варьировать температуру газов в диапазоне 1220-1305 К, и степень повышения давления в интервале 6…10.

Строим графики зависимостей N_e=f(T_г^*, р_к^*) и C_e=f(T_г^*, р_к^*)



Рисунок 1.4 - График зависимости N_e = f(T_г^*, р_к^*)

Рисунок 1.5 - График зависимости С_e = f(T_г^*, р_к^*)

Из рисунков 1.4, 1.5 видно, что при заданном р_к* и Т_г* обеспечивается достаточно низкий удельный расход топлива, и высокое значение удельной мощности двигателя. Т.е. дальнейшее повышение р_к* нецелесообразно, т.к. градиент понижения С_е на этом участке мал, а с повышением р_к* уменьшается удельная мощность двигателя и растут его габариты. Таким образом для обеспечения требуемой мощности лучше повысить температуру газов до Т_г*=1305 К, сохраняя при этом уровень р_к*=10.

Проведя выбор основных параметров можно провести термогазодинамический расчет проектируемого двигателя.

Определить расход воздуха через двигатель необходимо для обеспечения заданной мощность

;

1.3 Вывод

двигатель компрессор турбина осевой

В результате проведенного термогазодинамического расчёта были получены основные удельные параметры двигателя Nеуд=239,7 кВтс/кг и Се=0,2298 кг/кВтч, при Тг*=1305 К и р_к*=10.

Определили температуру и давление в характерных сечениях, а также параметры основных узлов. Значения удельных параметров соответствуют современному уровню значений для ГТД такого класса.

Полученные данные являются исходными для согласования параметров турбокомпрессора, расчёта компрессора и турбины.

2. Согласование параметров компрессора и турбины

Формирование облика (проточной части) является одним из наиболее важных начальных этапов проектирования ГТУ, непосредственно следующим за тепловым расчетом и предшествующим газодинамическим расчетам элементов проточной части (компрессора и турбины). При выполнении формирования облика определяются: форма проточной части, частоты вращения роторов и число ступеней каскадов лопаточных машин.

Расчет выполняем в соответствии с рекомендациями [1, 2].

2.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования

Исходными данными для этих расчетов являются значения заторможенных параметров рабочего тела (воздуха и продуктов сгорания) в характерных (расчетных) сечениях проточной части, основные геометрические (диаметральные) соотношения каскадов лопаточных машин и принимаемые значения коэффициентов аэродинамической загрузки компрессорных и турбинных ступеней. В учебном проектировании обычно (для облегчения задачи) задается прототип проектируемой ГТУ. В этом случае начальный выбор геометрических соотношений элементов проточной части и числа ступеней каскадов лопаточных машин заметно упрощается.

Расчет производится с помощью программы Slgt1.exe. Ввод данных производится в диалоговом режиме.

Рисунок 2.1 - Схема проточной части двигателя

2.2 Вывод

В результате формирования облика ГТД мы получили одновальную схему газогенератора. Эффективная мощность двигателя реализуется посредствам редуктора Р-1.5, КПД=98,5%, марка масла-Б-3В,

Редуктор - ДУП «Завод им. В.Я. Климова»

Определены основные геометрические параметры ротора, и динамические параметры, так в результате расчета мы определили что:

Компрессор имеет 12 ступеней и является средненагруженным (Н_z=0.2743);

ТК имеет 2 ступени и является средненагруженной (м_z=2,747).

ТС имеет 2 ступени и является средненагруженной (м_z=2,891).

3. Газодинамический расчет осевого компрессора

В современных ГТД для осуществления процесса сжатия используются в основном многоступенчатые компрессоры. Это обусловлено их высокими КПД и возможностью изменения производительности и напорности в очень широких пределах за счет изменения числа ступеней и их диаметральных размеров.

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. Проектируемый компрессор 12-ти ступенчатый. Расчет выполняем в соответствии с рекомендациями [7].

3.1 Выбор и обоснование исходных данных для расчета компрессора

Таблица 3.1 - Исходные данные для расчета компрессора

	10,00		316870 Дж/кг
	8,76 кг/с		1,39
	288,15К	R	287 Дж/кгК
	99299 Па	Ср	1023 Дж/кгК
	0,8446

Таблица 3.2 - Распределение Нz, Са и КПД по ступеням компрессора

Nст	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Hz	25,1	25,6	26,3	27	27,5	28	28	27,4	26,52	25,9	25,2	24,3
Ca	175	170,4	165,8	161,2	156,6	152	147,4	142,8	138,2	133.6	129	124,4
	0,885	0,89	0,895	0,898	0,896	0,896	0,895	0,894	0,893	0,892	0,891	0,89

Как видно характер изменения коэффициента затраченного напора по ступеням принимаем таким, чтобы наиболее нагруженными оказались средние ступени, а на входе и выходе из компрессора - разгруженными.

Рисунок 3.1 - Изменение Са и КПД по ступеням компрессора

Рисунок 3.2 - Изменение параметров по ступеням компрессора



Рисунок 3.3 - Схема проточной части компрессора

Рисунок 3.3а - Треугольники скоростей 1-10 ступеней осевого компрессора

Рисунок 3.4 - Треугольники скоростей 11-12 ступеней осевого компрессора

3.2 Вывод

В результате расчета компрессора на ЭВМ были получены геометрические параметры лопаточных венцов, проточной части компрессора, а также согласованы ступени по нагрузке и КПД.

Получены следующие условия:

> 0,4, иначе увеличиваются потери в решетках ступени; числа и не превышают 0,8, что исключает появление волновых потерь.

Работа компрессора - L = 316870 Дж.

КПД компрессора = 0,8446.

4. Газодинамический расчет осевой турбины

Широкое применение осевых газовых турбин в авиационных газотурбинных двигателях обусловлено, прежде всего, их высокой энергоемкостью и экономичностью. Именно эти преимущества газовых турбин наряду со сравнительной простотой и надежностью и определили доминирующее положение газотурбинных двигателей в авиации.

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. Поэтому мы выполним газодинамический расчет газовой турбины на ЭВМ. Расчет выполняется в соответствии с рекомендациями [9].

4.1 Выбор и обоснование исходных данных

Обычно газодинамический расчет многоступенчатыой турбины выполняют при заданной форме проточной части. Поскольку основные исходные данные для расчета турбины получают в результате термогазодинамического расчета двигателя, компрессора и согласования параметров его лопаточных машин, то к началу расчета проточная часть двигателя, а, следовательно, и его турбины уже известны.

Исходными данными для газодинамического расчета турбины на среднем радиусе при заданной форме ее проточной части являются величины, получаемые как в результате предшествующих расчетов, так и оцениваемые по опыту проектирования турбин авиационных ГТД:



где - секундный расход топлива в камере сгорания;

- отбор воздуха на нужды ГТУ;

1. Определить мощность турбины компрессора

квт

И распределим её по ступеням

квт

квт.

2. Мощность свой турбины

квт

Распределяем между ступеням

квт

квт

Детальная прорисовка проточной части, выполненная с учетом основных особенностей турбин двигателя-прототипа, дает возможность получить следующие размеры:

Таблица 4.1 - Исходные геометрические параметры ТК

№ст	D1cp, м	D2cp, м	h1, м	h2, м
1	0,3053	0,3053	0,034	0,037
2	0,3053	0,3053	0,04	0,0458

Таблица 4.2 - Исходные геометрические параметры ТС

№ст	D1cp, м	D2cp, м	h1, м	h2, м
1	0,325	0,325	0,059	0,065
2	0,325	0,325	0,073	0,083

Таким образом, все необходимые данные для газодинамического расчета определены.

Рисунок 4.2 - Изменение параметров (Т, Т^*, Р, Р^*, С, Са) по ступеням турбины

Рисунок 4.3 - Треугольники скоростей турбины

Рисунок 4.4 - Схема проточной части турбины

Выбор материалов для лопаток РК, обеспечивающий эквивалентный ресурс в 10000 ч, приведен в таблице 4.4. Подбор реализован по диаграмме Ларсена-Мюллера.

Таблица 4.4 - Выбор материалов для РК газовой турбины

Ступень	Величины
	усум, МПа	Тлрк, К	удл, МПа	Кудл	Материал
1	157	1110	400	2,58	ЖС6К
2	175	977	395	2,1	ЖС6К
3	112	871	290	2,56	ЭИ338
4	166	781	575	3,04	ЭИ437Б

4.2 Вывод

В результате расчета турбины на ЭВМ определились окончательные размеры проточной части. Также были согласованы нагрузки на ступени для привода компрессора, а также, для реализации необходимой мощности свободной турбины с необходимой частотой вращения.

Угол выхода потока из рабочего колеса свободной турбины в абсолютном движении градус что позволяет обеспечить близкое к осевому направление потока и снизить величену гидравлических потерь.

Степень реактивности в области втулки с_вт на всех ступенях больше нуля. Величина приведенной скорости л₁ на всех ступенях меньше 1…1.05, что снижает уровень волновых потерь. Расходная скорость Са вдоль проточной части увеличивается. Мощность турбины по ступеням распределена так, чтобы коэффициент нагрузки последней ступени не превышал =1,5…2, с целью трудно обеспечение угла выхода потока из ступени близкого к осевому.

5. Расчет и профилирование ступени турбины

Газодинамический расчет турбины, как правило, выполняется в предположении, что параметры потока на среднем радиусе соответствуют параметрам, осредненным по высоте лопатки. Для того, чтобы проектируемая турбина обеспечивала заданную мощность и обладала высоким КПД, лопаточные венцы ее должны обеспечивать на всех радиусах проточной части расчетный поворот и ускорение потока при возможно меньших потерях энергии. Выполнение этих требований достигается как выбором закона крутки потока по радиусу, так и конструированием профильной части (профилировании) сопловых и рабочих лопаток. Расчет выполняется по методике [6].

5.1 Выбор и обоснование исходных данных

Расчет треугольников скоростей будем вести на пяти радиусах по закону профилирования и , который наиболее часто применяются в практике профилирования турбинных лопаток.

При углы и менее резко изменяются по радиусу (по сравнению с другими законами профилирования), что уменьшает вероятность появления диффузорности у втулки; практически отсутствуют радиальные составляющие скорости газа, при наличии которых снижения КПД ступени. Важно также, что при , меньше изменяется по высоте лопатки, что благоприятно сказывается на КПД ступени, так как исключается вероятность подъема линий тока в нижней части лопатки, а также снижается интенсивность перетекания в радиальном зазоре. Угол поворота потока во втулочных сечениях при прочих равных условиях на среднем радиусе меньше в случае закрутки по закону и , что благоприятно влияет на КПД.

Таблица 5.1 - Выбор исходных данных для профилирования ступени турбины

; ;

Рисунок 5.1 - Решетки профилей РК турбины по высоте лопатки



Рисунок 5.1 - Решетки профилей РК турбины по высоте лопатки

Рисунок 5.2 - Распределение параметров потока по высоте лопатки

Рисунок 5.3 - Планы скоростей решетки профилей

5.2 Вывод

двигатель компрессор турбина осевой

В результате профилирования рабочего колеса первой ступени турбины по закону крутки ₁=const и ₂=const построены треугольники скоростей и решетки профилей на пяти радиусах:

На всех радиусах выполняется условие ₂55, а на втулочном радиусе скорость W₂ W₁. Угол поворота потока Д на втулке равен 130,4, на среднем радиусе 121,3°, что приводит к увеличению потерь, а на периферии меньше 120.

Размещено на Allbest.ru