Газотурбинный двигатель для привода газоперекачивающего агрегата

Выбор кинематической степени реактивности:

Скорость и направление потока на входе в РК:

Площадь проходного сечения и геометрические размеры входа в РК:

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

Параметры потока воздуха на выходе из РК:

Частота вращения ротора компрессора:

Вывод

В результате расчета компрессора на ЭВМ были получены геометрические параметры по ступеням, изменение Р, Р*, Т, Т* на среднем радиусе каждой ступени КНД и КВД (Dн.1КНД=0.909м, Dвт1.КНД=0.3366м, Dн.1КВД=0.829м, Dвт1.КВД=0.6930м) и степень повышения давления : =5,765 и частота вращения nкнд=7608 об/мин, =3,894, частота вращения nквд=9523,28 об/мин, =20,8 число ступеней zкнд=9, zквд=9, L*к кнд=216000 Дж/кг,

L*к квд=264000 Дж/кг, Значения не превышают 0.73.

Так как угол последней ступени компрессора равен 30,97, то требуется применение сдоенного спрямляющего аппарата. В следствии того что КПД каскада низкого давления выше(из-за большей высоты лопаток, а как следствие меньшего влияния потерь в пограничном слое) рекомендовано перераспределить работу, увеличив её на КНД.

На применяемых дозвуковых ступенях заложено =0,83…0,9. Это приемлемые значения и дальнейшая работа по доводке этих ступеней не вызовет больших затруднений. При этом ступени являются перегруженными, поэтому требуют регулирования.

3.4 ПРОФИЛИРОВАНИЕ РЕШЕТКИ РАБОЧЕГО КОЛЕСА 1-Й СТУПЕНИ КВД НА ТРЁХ РАДИУСАХ

Исходным для определения параметров потока по радиусу является расчёт ступени по радиусам. Для достижения высоких КПД ступени необходимо установить взаимосвязь кинематических параметров потока в элементе ступени, расположенных на различных радиусах, т.е. рассчитать поток в решетках по радиусу.

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

3.4.1 Метод профилирования

Закон постоянства степени реактивности и теоретического напора.

Для получения более высоких окружных скоростей в ступени осевого компрессора при обеспечении до звукового обтекания лопаток может быть применена закрутка потока, обеспечивающая постоянство и по радиусу.

Из совместного решения уравнения для степени реактивности и теоретического напора:

при постоянстве их по радиусу получают выражения для окружных составляющих скорости воздуха и за колесом:

Уравнение для осевой скорости:

В связи с малым различаем между и в реальной ступени в расчетах можно принять осевые скорости перед и за колесом равным среднему из указанных выше значений.

В соответствии осевая скорость в ступени уменьшается к периферии и увеличивается к втулке лопатки.

С ростом U, уменьшением Ca и увеличением Cu по радиусу уменьшаются абсолютные и относительные скорости и углы потока в ступени с , . Лопатки РК ступени с , закручены по высоте несколько меньше, чем при Cu*r=const.Лопатки ВНА ступени с , сильнее изогнуты в периферийной части и почти не отклоняют поток у втулки. Преимуществом этого закона является возможность использовать более высокие значения окружных скоростей. Ступени с постоянной степенью реактивностью и теоретическим напором широко применяются в авиации.

Расчет ступени приведен в таблицах. 1-1.7

Таблица 1

Исходные данные

Таблица 1.1

Расчет и (при законе закрутки , ) при .

Таблица 1.2

Расчет некоторых параметров планов скоростей

Таблица 1.3

Расчет параметров решетки на среднем радиусе.

Таблица 1.4

Расчет параметров лопаток и профилей по радиусу

Построение средней линии профиля осуществляется на основе выбранной дуги в виде дуги окружности. Хорду разбивают на равное количество участков (10), которые совпадают с осью абсцысс. Ординаты средней линии вычисляются по приближённой зависимости:

Таблица 1.5

Результаты расчётов средней линии

Далее следует построение аэродинамического профиля решетки. В качестве исходного аэродинамического профиля используется симметричный профиль , рассчитан на работу при до звуковых скоростях.

Таблица 1.6

Относительные координаты исходного аэродинамического профиля

Для ординат рассчитанного профиля используется зависимость:

Результаты пересчета координат исходного профиля в координаты рассчитанного профиля сводятся в таблицу:

Таблица 1.7

Координаты рассчитанного профиля

Вывод

Рассчитанная и построенная решетка профилей первой ступени осевой части компрессора удовлетворяет требованиям и сможет обеспечить требуемые параметры. В результате профилирования рабочей лопатки первой ступени осевого компрессора были произведены расчеты параметров заторможенного потока на выходе из ступени, параметры заторможенного потока на входе в Р.К., окружной скорости на среднем радиусе и коэфициэнт теоретического напора, рассчитана скорость и направление потока на входе в РК , площадь проходного сечения и геометрические размеры входа РК , параметры воздушного потока на выходе из РК. Был также предварительный выбор удлинений , расчет густоты решеток профилей , расчет и уточнение числа лопаток в венце, хорд и удлинений лопаток , расчет углов изгиба профиля пера . расчет углов отставания потока в лопаточном венце на номинальном режиме расчет

углов средней линии профиля, углов наклона кромок пера и угла установки профиля в решетке, расчет и выбор относительной толщины профиля

Исходными данными является газодинамический расчет осевой части компрессора. Полученные профили и планы скоростей решеток изображены на рисунках.

4. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ

4.1 Подготовка исходных данных

Осевые газовые турбины обладают высокой энергоёмкостью и экономичностью. Именно благодаря этому, а также сравнительной простоте и надёжности позволили газовым турбинам получить широкое распространение, а значит и газотурбинным двигателям в целом.

Современное развитие теории и методик проектирования осевых газовых турбин достигло уровня и можно с большой надёжностью определить параметры турбины на расчетном режиме с учётом всех видов потерь механической энергии в её проточной части. Однако расчёт становится довольно сложным, а значит, увеличивается объём вычислений. Поэтому в учебном проектировании такой расчёт можно произвести только с помощью ЭВМ.

Одним из основных средств повышения мощности ГТД является повышение температуры газа перед турбиной Тг*, но её повышение значительно понижает ресурс и надёжность турбины без применения специальных методов охлаждения лопаток и дисков турбин, а также новых более жаропрочных материалов.

В данном курсовом проекте расчёт поводится при помощи программы, описание которой содержится в [5]. В программе использован алгоритм газодинамического расчёта на среднем диаметре.

Часть исходных данных берётся из термогазодинамического расчёта двигателя и согласования параметров, поэтому проточная часть турбины уже известна.

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.

Исходные данные приведены в табл. 4.1,

Таблица4.1

4.2 Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

Исходные данные приведены в табл. 4.1, а результаты расчета в табл.4.2

На рис. 4.1 изображена схема проточной части, построенной на ЭВМ.

Треугольники скоростей представлены на рис 4.2

Таблица4.2

Продолжение таблицы 4.2

рис 4.1

рис 4.2

4.3 Расчет первой ступени турбины (вручную)

Для объяснения работы программы ЭВМ проведем расчет одной ступени турбины вручную. Рассчитываемая ступень охлаждаемая, и ее расход в различных сечениях изменныq. При этом учтем, что полученные параметры будут несколько отличаться от результатов расчета ЭВМ.

Работа турбины отличается от работы компрессора на величину механических потерь: Дж/кг.

Мощность ступени кВт

Задаем геометрию ступени:

м; м; м; м.

В первом приближении принимаем:

расход газа через ступень турбины принимаем Gг=86,5 кг/с[4].

кг=1,33; Rг=288 Дж/кгК; срг=1160 Дж/кгК; mг=0,0396(Дж/кгК)-0,5.

1. Определим работу турбинной ступени и проверим величину коэффициента нагрузки:

Дж/кг;

U2=м/с;

м/с;

. Полученное значение определяет умеренную нагрузку турбинной ступени, однако позволяет получить высокое значение КПД.

2. Принимая, вычисляем параметры потока на выходе из ступени и Lад:

К;

;

Па;

;

Па;

Lад=Дж/кг.

3. Выбираем =0,97 и =0,42, определяем параметры потока на выходе из СА:

с1=м/с;

; Т1*=Т0*=1525 К, так как Lса=0 и qса=0;

К;

К;

Па;

Па;

;

кг/м3;

.

м/с;

м/с;

;

м/с;

К.

4. Определяем параметры потока на выходе из рабочего колеса:

м/с;

м/с;

м/с;

К;

Па;

кг/м3;

м/с;

С2= м/с;

; =71.90;

; =20.80;

;

К

Вывод

В результате расчёта турбины на ЭВМ были получены геометрические параметры лопаточных венцов ее проточной части, изменения Р, Р*, Т, Т*, по среднему радиусу каждой ступени, а также работа и степень понижения давления каждой ступени. Определились окончательные размеры проточной части. Алгоритм подсчетов программы показан на примере ручного счета первой ступени турбины.

Расчетные соотношения программы газодинамического расчета на ЭВМ отличаются от выражений, применяемых в приближенном расчете. Как упоминалось выше, при ручном счете охлаждение учитывалось. При реализации программы учитывались зависимости Ср и Кг от Тг* и использовался метод последовательных приближений с вычислением всех основных потерь в лопаточных венцах и уточнением рассчитываемых параметров на каждом шаге, что совершенно неприемлемо при ручном счете.

В результате расчета шестиступенчатой турбины получено распределение КПД по ступеням следующим образом: т1=0,816, т2=0,935, т3=0,917 т4=0,908, т5 =0,919,т6 =0,914.Угол потока в абсолютном движении на выходе из РК последней ступени свободной турбины лежит в требуемом диапазоне: 80<<89, =80,3

В результате газодинамического расчета турбины определены параметры потока вдоль проточной части по среднему радиусу. Наличие довольно длинного переходника между турбиной низкого давления и свободной турбиной, обусловлено стремлением повысить КПД силовой турбины. Повышение КПД происходит за счёт значительного уменьшения расходной составляющей абсолютной скорости газа на входе в силовую турбину и как следствие, уменьшение угла входа потока. Для приближения потока к осевому на выходе из ТНД и ТС рекомендовано применить спрямляющие устройства.

В результате расчетов получены такие основные параметры: ТВД: С1а = 186, С2а = 157,01 где С2а >С1а : =71.90 не превышает допустимого значения 890 =15.30 допустимый параметр не меньше 150 : =50.60 =20.80 допустимый параметр +>600 С2u должен быть с отрицательным знаком, что в ТВД так и есть С2u = -63.8 параметры ТНД: С1а = 190 С2а = 196 где С2а >С1а : =61.30 не превышает допустимого значения 890 =21.10 допустимый параметр не меньше 150 : =55.60 =22.10 допустимый параметр +>600 С2u должен быть с отрицательным знаком, что и подтверждается в ТВД С2u = -107.0

параметры последней ступени ТС: С1а = 220 С2а = 238 где С2а >С1а : =81.30 не превышает допустимого значения 890 =43.30 допустимый параметр не меньше 150 : =45.20 =26.40 допустимый параметр +>600 С2u должен быть с отрицательным знаком, как и в ТВД С2u = -45.1.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.

1. Спроектированный двигатель применяется для привода газоперекачивающего агрегата

NТС=26700кВт, К*=20.8, ТГ*=1525К

2. В ходе проведения термогазодинамического расчета были получены следующие данные:

,

а также температуры и давления в характерных сечениях.

3. .На этапе согласования были определены геометрические параметры и основные газодинамические параметры компрессора и турбины. Определены нарузки: (для 2-х ступеней). Как видно эти данные не выходят за рамки допустимых.

4. .В результате газодинамического расчета компрессора определены значения параметров потока в каждой ступени, выполнено согласование по КПД ступеней КНД=0,862, КВД=0,8880, К=0,8399. Распределены работы по ступеням. Значения работ каскдов: LКНД=216000Дж/кг, LКВД=264000 Дж/кг.

5. . В результате расчета шестиступенчатой турбины получено распределение КПД по ступеням следующим образом: т1=0,816, т2=0,935, т3=0,917 т4=0,908, т5 =0,919,т6 =0,914

. Угол потока в абсолютном движении на выходе из РК последней ступени свободной турбины лежит в требуемом диапазоне: 80<<89, =81,30

6. . Для расчета и построения решетки профилей первой ступени КВД был выбран закон крутки «свободного вихря». Были получены геометрические параметры решетки профилей компрессора на трёх радиусах.

Список литературы

1. Павленко Г.В., Герасименко В.П «Выбор параметров и термогазодинамичесикй расчет ТВД, ТВВД и ТВаД»: Учебное пособие - Харьков: ХАИ 1984 60с.

2. Л.Н.Буслик, Ковалёв. «Согласование параметров и определение основных размеров турбины и компрессоров»: Учеб. Пособие. Х. ХАИ.

3. Анютин. «Согласование параметров и турбин авиационных ГТД»: Учеб. Пособие. Х. ХАИ.

4. Павленко Г.В. «Газодинамический расчет осевого компрессора на ЭВМ». Учебное пособие - Харьков: ХАИ 1985 68с

5. . Г.В.Павленко, В.А. Коваль. Газодинамический расчет авиационной турбины на ЭВМ: Учеб. Пособие. Х. ХАИ,1985.

6. Инструкция по использованию программы ОСК. ХАИ каф.201.

Страницы: 1, 2