Размещено на http://www.allbest.ru/

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського

«Харківський авіаційний інститут»

Кафедра теорії авіаційних двигунів

ПРИВІДНИЙ ГАЗОТУРБІННИЙ ДВИГУН ДЛЯ ЕНЕРГОУСТАНОВКИ

Пояснювальна записка до курсового проекту

з дисципліни «ГТУ і КС»

ХАІ.201.241.11В.090522.07002015

Виконавець студент гр. 241

Овсянникова О.О.

Керівник ст. викладач

Карпенко О.Л.

Нормоконтролер ст. викладач

Карпенко О.Л.

2011

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Спроектировать приводной газотурбинный двигатель мощностью =17,3 МВт для привода электрогенератора мощностью 16 МВт.

Расчетный режим: Н=0км. Мп=0;

В качестве прототипа будем использовать двигатель ДБ-90 номинальной мощностью 16,9 МВт, разработанный ГП НПКГ “Заря -Машпроект”.

Основные параметры прототипа:

G_в = 71 кг/с;

р^*_к=16,9;

Т^*_г=1357 К;

n_ст=3000 об/мин.

СОДЕРЖАНИЕ

Задание на курсовой проект

Содержание

Введение

1. Выбор и обоснование мощности и частоты вращения газотурбинного привода

2. Термогазодинамический расчет двигателя

2.1. Выбор и обоснование параметров

2.1.1 Температура газов перед турбиной

2.1.2 Степень повышения полного давления в компрессоре

2.1.3 КПД турбины и компрессора

2.1.4 Потери в элементах проточной части

2.2. Термогазодинамический расчет на ЭВМ

3. Согласование параметров компрессора и турбины

3.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования

3.2 Результаты расчёта и формирование облика двигателя

4. Газодинамический расчет компрессора

4.1. Газодинамический расчет компрессора на ЭВМ

5. Газодинамический расчет турбины

5.1. Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

6. Расчет и профилирование решеток профилей рабочего колеса первой ступени турбины высокого давления

6.1 Выбор закона закрутки

6.2 Расчет треугольников скоростей ступени турбины на ПЭВМ

6.3 Профилирование решеток профилей рабочего колеса турбины

на ПЭВМ

7. Исследование эксплуатационных характеристик двигателя

7.1 Выбор исходных данных

7.2 Исследование дроссельной характеристики двигателя

7.3 Исследование климатической характеристики двигателя

8. Проектирование входного устройства

8.1 Расчет входного устройства

8.2 Проведение расчета

9. Расчет осерадиального выходного устройства с радиальным поджатием потока

9.1 Исходные данные

9.2 Расчет осерадиального диффузора

Выводы

Перечень ссылок

газотурбинный привод двигатель компрессор

ВВЕДЕНИЕ

Основными требованиями, предъявляемыми к газотурбинным установкам, являются: высокая топливная экономичность при небольших капитальных затратах, длительный срок службы, надежность, большая единичная мощность, высокая степень автоматизации и маневренность.

Данные свойства устанавливают сферу использования ГТД: авиационные двигатели, стационарные энергетические установки, двигатели для наземного транспорта, судовые двигатели, привод для мощных компрессорных станций и др. 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.

Широкое применение ГТД получили в газотранспортной отрасли в качестве привода для нагнетателей природного газа на магистральных трубопроводах и на технологических станциях. Газотурбинные двигатели имеют комплекс свойств, обеспечивающих их применение в народном хозяйстве: приемлемая стоимость серийного двигателя, а тем более отработавшего ресурс авиационного ГТД, малая удельная масса и габариты, широкий диапазон климатических условий использования, автоматизация работы двигателя, работа на различных типах топлива при минимальных конструктивных переделках.

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

Для выбора рациональной схемы и параметров силовой установки необходим комплексный анализ её как тепловой машины и как механической конструкции (облика газогенератора, геометрическое и кинематическое согласование компрессоров и турбин,), как источника вредного воздействия на окружающую среду и др. Этот анализ должен учитывать конкретное назначение и условие применения двигателя.

Проведение подобного анализа в достаточном объеме невозможно без широкого использования ЭВМ, без разработки математических моделей двигателей и их элементов, без перехода в дальнейшем к методам оптимального автоматизированного проектирования на всех этапах разработки и создания двигателей.

1. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ МОЩНОСТИ И ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ГАЗОТУРБИННОГО ПРИВОДА

Данная газотурбинная установка предназначена для привода синхронных трехфазных турбогенераторов, которые вырабатывают электрическую энергию переменного тока. Трехфазные турбогенераторы входят в состав газотурбинных электростанций, предназначенных для производства и обеспечения электроэнергией промышленных и бытовых потребителей.

Основные параметры и характеристики ГТЭС представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 - Основные параметры и характеристики ГТЭС

Генератор
Тип турбогенератора	Т-16-2РУХЛЗ
Номинальная мощность (электрическая мощность на клеммах генератора), МВт	16,0
Номинальное напряжение, кВ	10,5
Частота вращения вала генератора, об/мин	3000
КПД,%,не менее	97%
Газотурбинная установка
Эффективный электрический КПД на выходном валу,%,не менее	37%
Показатели надежности
- назначенный ресурс, ч, не менее	120000, по техническому состоянию - до 150000
- назначенный ресурс до капитального ремонта, ч, не менее	25000, по техническому состоянию - до 35000

Чтобы обеспечить номинальную мощность генератора, равную 16МВт, необходимо предусмотреть потери снимаемой мощности с выходного вала газотурбинной установки. Примем запас, равный 8% от номинального значения мощности. Тогда мощность, которую необходимо обеспечить в результате проектирования двигателя будет равна N_е =17300. Частота вращения вала силовой турбины равна частоте вращения вала генератора - n_nc=3000 об/мин.

2. ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (N_еуд, С_е) и расхода воздуха G_в, обеспечивающего требуемую мощность N_е. В результате расчета определяется так же температура Т* и давление Р* заторможенного потока в характерных сечениях проточной части двигателя и основные параметры, характеризующие работу его узлов.

Некоторые из параметров выбираются на основании статистических данных.

Параметры цикла двигателя _к* и Т_г* задаются на основании технико-экономических требований, предъявляемых к двигателю [1].

2.1 Выбор и обоснование параметров

При проектировании двигателя, расчет ведется на определенном режиме, при котором все размеры и проходные сечения элементов и частоты вращения роторов предполагаются зафиксированными.

Выбору основных параметров двигателя предшествует определение расчетного режима, т.е. режима, при котором необходимо рассчитывать двигатель.

В зависимости от назначения и условий эксплуатации двигателя выбираются параметры цикла (_к^* и Т_г^*,), а также узлов (у_ВХ, з_К, у_КС, з_Г, з_Т^*, у_РН, С_с) и соответствующие им режимы работы на характеристиках..

Степень повышения давления _к* в интервале 13…25 в значительной степени влияет в основном на удельный расход топлива С_е, т.е. при повышении _к* С_е снижается, а удельная мощность N_e мало меняется.

Правильный выбор параметров расчетного режима предполагает обеспечение наиболее приемлемого протекания характеристик двигателя во всем диапазоне его эксплуатационных режимов, т.е. выбор параметров расчетного режима двигателя существенно зависит от типа и назначения двигателя. В основу оптимизации параметров закладываются разные критерии (целевые функции): минимум удельного расхода топлива, максимум мощности, обеспечение надежности на чрезвычайных режимах и т.д.

При выборе параметров использовались рекомендации, приведенные в методическом пособии [1].

2.1.1 Температура газов перед турбиной

Современные достижения материаловедения и технологии, а также совершенствование систем охлаждения лопаток турбин позволили существенно повысить допустимые значения Т_г^*. Тенденция к большему повышению Т_г^* в газотурбинных установках объясняется, прежде всего, тем, что это позволяет существенно повысить удельную мощность, и, следовательно, уменьшить массу и габаритные размеры двигателя. При этом существенно снижается и удельный расход топлива, что наглядно представлено на рисунках 1.1 и 1.2.

С учетом использования конструкционных материалов двигателя - прототипа выбираем несколько значений Т_г1^* = 1250 К, Т_г2^* = 1300 К, Т_г3^* = 1357 К, Т_г4^* = 1400 К, Т_г5^* = 1450 К.

2.1.2 Степень повышения полного давления в компрессоре

Рассмотрим рисунок 1.1, на котором изображена зависимость удельной мощности двигателя от температуры и _к^*. При Т_г^* = 1357 К, оптимальное значение степени повышения давления в компрессоре _к^*_ОПТ, которое соответствует максимуму удельной мощности, составляет . При этом экономическое значение _к^*_ЭК, соответствующее минимуму расхода топлива, составляет , что видно из рисунка 1.2. Более высоким значениям температуры Т_г^* соответствуют большие значения _к^*_ЭК и _к^*_ОПТ.

Рисунок 2.1- Зависимость Рисунок 2.2- Зависимость расхода топлива

мощности от параметров рабочего от параметров рабочего процесса Н=0; М=0, Н =11; М=0,7 Н=0; М=0, Н =11; М=0,7

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

2.1.3 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=0,89.

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} = 0,92.

Результаты расчета и представлены в таблицах 1.1 и 1.2.

Таблица 1.1 - Результаты расчета КПД компрессора по режимам

к*	8	11	15	19,6	23
КПД	0,850	0,844	0,839	0,834	0,831

Таблица 1.2 - Результаты расчета КПД турбины по режимам

Тг*	1250	1300	1357	1400	1450
КПД	0,920	0,914	0,907	0,901	0,895

2.1.4 Потери в элементах проточной части

Входное устройство двигателя является дозвуковым с криволинейным каналом. Коэффициент восстановления полного давления для таких устройств составляет у_ВХ = 0,97…0,99. При наличии на входе в двигатель пылезащитных устройств, потери полного давления существенно возрастают: у_ВХ = 0,92…0,96.

Так как проектированный приводной ГТД для энергоустановки (ЭУ), 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 = 0,970.

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= 0,98.

Определяем величину коэффициента потерь полного давления в камере сгорания: у_кс = 0,97·0,98 = 0,951.

Потери тепла в процессе горения связаны с неполным сгоранием. Они оцениваются коэффициентом полноты сгорания _г. На расчетном режиме основных камер этот коэффициент достигает значений _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 = 0,990.

Рисунок 2.3 - Зависимость теплового сопротивления камеры сгорания от степени подогрева и приведенной скорости

Выходное устройство ГТУ, как правило, выполняют диффузорным. Коэффициент восстановления полного давления обычно составляет _рн =0,97…0,99. Принимаем _рн = 0,980.

Выбор скорости истечения из выходного устройства стационарной ГТУ характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя. Следовательно, ее целесообразно уменьшать. С другой стороны, уменьшение скорости на выходе С_с приводит к увеличению габаритных размеров двигателях из-за большой площади среза выпускного канала. Выходная скорость лежит в интервале С_с =80…120 м/с. Принимаем С_с = 80 м/с.

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

Современные двигатели имеют сложную систему охлаждения горячих частей (первые ступени 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.

2.2Термогазодинамический расчет на ЭВМ

Расчет двигателя проводится на ЭВМ с помощью программы GTD.EXE Проектируемая ГТУ предназначена для работы на природном газе. В в расчете используем значение теплотворной способности топлива для природного газа Н_и=50500кДж/кг и L_о=17,2 кг_в /кг_т.

Был произведен расчет 25 рабочих режимов, включая режим работы двигателя прототипа, и по результатам расчета построены изменения удельных параметров. Результаты расчета и графики представлены в таблицах 2.3 и 2.4 и на рисунках 2.4 и 2.5 соответственно

.

Таблица 2.3 - Исходные данные для расчета 25 режимов на ЭВМ

13 01 11

1 5 5 1

1.000 .000 .000 80.000 .915 1.000 1.000 0.080

.970 .951 .990 0.990 .980 .985 1.000 1.000

1250.0 1300.0 1357.0 1400.0 1450.0

.920 .914 .907 .901 .895

8.000 11.000 15.000 19.600 23.000

.850 .844 .839 .834 .831

.000 .000 .000 .000 .000

1.000 1.000 1.000 1.000 1.000

1.000 1.000 1.000 1.000 1.000

.5050E+08 17.2

Таблица 2.4 - Результаты термогазодинамического расчета 25 режимов

ТГДР ГТД-Р NT= 1 5 5 1 ДАТА 13. 1.11

TG= 1250. 1300. 1357. 1400. 1450. ANTK= .920 .914 .907 .901 .895

PIK= 8.00 11.00 15.00 19.60 23.00 ANK = .850 .844 .839 .834 .831

ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .080 HU= .5050E+08 LO= 17.20

H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .915 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000

SB= .970 SK= .951 NГ= .990 SPT= .990 SPH= .980 NM= .985 NPД=1.000

TH=288.15 THO=288.15 TBO=288.15 PH=101325. PHO=101325. PBO= 98285. VH= .0

ТГ ПК NEY CE NK NTK КПД

1250. 8.000 218.8 .2484 .8500 .9200 .2870

1250. 11.00 217.0 .2314 .8440 .9200 .3080

1250. 15.00 204.8 .2239 .8390 .9200 .3185

1250. 19.60 185.1 .2256 .8340 .9200 .3160

1250. 23.00 169.3 .2313 .8310 .9200 .3082

1300. 8.000 239.4 .2452 .8500 .9140 .2907

1300. 11.00 240.3 .2271 .8440 .9140 .3140

1300. 15.00 230.5 .2177 .8390 .9140 .3275

1300. 19.60 212.8 .2164 .8340 .9140 .3294

1300. 23.00 198.1 .2193 .8310 .9140 .3251

1357. 8.000 262.9 .2420 .8500 .9070 .2946

1357. 11.00 266.8 .2228 .8440 .9070 .3200

1357. 15.00 259.7 .2118 .8390 .9070 .3366

1357. 19.60 244.3 .2083 .8340 .9070 .3422

1357. 23.00 230.9 .2090 .8310 .9070 .3411

1400. 8.000 280.5 .2405 .8500 .9010 .2965

1400. 11.00 286.6 .2208 .8440 .9010 .3229

1400. 15.00 281.6 .2089 .8390 .9010 .3413

1400. 19.60 267.9 .2042 .8340 .9010 .3491

1400. 23.00 255.5 .2038 .8310 .9010 .3498

1450. 8.000 301.2 .2390 .8500 .8950 .2983

1450. 11.00 310.0 .2186 .8440 .8950 .3261

1450. 15.00 307.5 .2060 .8390 .8950 .3461

1450. 19.60 295.7 .2000 .8340 .8950 .3564

1450. 23.00 284.5 .1987 .8310 .8950 .358

NeУД, кВт c/кг

р*к

Рисунок 2.4 - Зависимость мощности от параметров рабочего процесса

Се, кг/кВт ч

р*к

Рисунок 2.5 - Зависимость расхода топлива от параметров рабочего процесса

Проанализировав, как ведут себя основные удельные параметры двигателя при Т_г^* = 1357К, можно сделать вывод, что до _к^* = 19,5 при незначительном падении удельной мощности существенно снижается удельный расход топлива. Выберем _кр^* = 19,6, тем самым существенно снизим расход топлива при незначительном снижении удельной мощности. С учетом использования конструкционных материалов двигателя прототипа и увеличением интенсивности охлаждения турбины принимаем Т_г^* = 1357 К.

Произведем термогазодинамического расчет для выбранных значений Т_г^* и _к^*. Полученные данные и результаты термогазодинамического расчета на ЭВМ представлены в таблицах 2.5 и 2.6 соответственно.

Таблица 2.5 - Исходные данные для расчета на ЭВМ

25 01 10 1 1 1 1 1.000 .000 .000 80.000 .915 1.000 1.000 0.080 .970 .951 .990 .990 .980 .985 1.000 1.000 1357.0 1357.0 1357.0 1357.0 1357.0 .907 .907 .907 .907 .907 19.600 19.600 19.600 19.600 19.600 .834 .834 .834 .834 .834 .000 .000 .000 .000 .000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 .5050E+08 17.2

Таблица 2.6 - Результаты термогазодинамического расчета на ЭВМ

ТГДР ГТД-Р NT= 1 1 1 1 ДАТА 25. 1.10 TG= 1357. 1357. 1357. 1357. 1357. ANTK= .907 .907 .907 .907 .907 PIK= 19.60 19.60 19.60 19.60 19.60 ANK = .834 .834 .834 .834 .834 ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .080 HU= .5050E+08 LO= 17.20 H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .915 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000 SB= .970 SK= .951 NГ= .990 SPT= .990 SPH= .980 NM= .985 NPД=1.000 TH=288.15 THO=288.15 TBO=288.15 PH=101325. PHO=101325. PBO= 98285. VH= .0 СХЕМА ПЕЧАТИ: NEY NE CE QT AKC GT FC LC TK TTK TT PK PГ PTK PT PC NK NTK LK LTK LTB ПTK ПTB ПТ КПД LCB NP CPГ КГ RГ CPB KB RB ТГ=1357.0 ПК=19.600 SR= .000 SR1=1.000 SR2=1.000 TCO= 734.4 244.3 244.3 .2083 .1536E-01 3.784 50.89 .2594E-01 .1633 725.3 939.4 734.4 .1926E+07 .1832E+07 .3250E+06 .1050E+06 .1029E+06 .8340 .9070 .4580E+06 .4978E+06 .2443E+06 5.581 3.096 17.45 .3422 .2742E+06 .9025 1192. 1.318 287.3 1037. 1.382 287.0

В результате термогазодинамического расчета двигателя получили следующие параметры: удельная мощность Nеуд= 244.3 кВт?с/кг, удельный расход топлива Се= 0.208 кг/кВт?ч. Определили давление и температуру заторможенного потока в характерных сечениях.. Полученные значения основных удельных параметров проектируемого двигателя на ЭВМ соответствуют уровню значений параметров современных двигателей.

3. СОГЛАСОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ

3.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования. Проведение расчета

Формирование облика (проточной части) ГТД и ГТУ является одним из наиболее важных начальних этапов проектирования двигателя, непосредственно следующим за выполнением теплового расчета и предшествующим газодинамическим расчетам элементов проточной части, частоты вращения роторов и числу ступеней каскадов лопаточных машин.

Целью согласования является распределение работы между каскадами и ступенями компрессора, ступенями турбины, определение основных размеров двигателя. Увязка параметров турбокомпрессора позволяет 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 свободной турбины. Исходными данными для расчета являются: полезная мощность на валу двигателя, геометрические соотношения двигателя-прототипа, значения осевых скоростей в основных сечениях двигателя и окружные скорости на периферии рабочих колес первых ступеней каскадов компрессора, количество ступеней каскадов компрессора и турбин, термогазодинамический расчет двигателя на выбранном режиме. Эффективная мощность двигателя Nе = 17300 кВт.

В ходе выполнения расчёта необходимо соблюдать основные ограничения, обеспечивающие надёжную и экономичную работу. Среди них: относительная высота лопаток первых ступеней турбины, относительный втулочный диаметр на выходе из компрессора, нагрузка на ступени турбины. Относительный втулочный диаметр на выходе из компрессора высокого давления не должен превысить значения 0.92 по той причине, что дальнейшее увеличение связано с ограничениями минимального размера лопаток последних ступеней. Уменьшение размера лопаток приводит к значительным трудностям в получении приемлемых значений КПД компрессора вследствие возрастания влияния радиальных зазоров, а также уменьшение числа Рейнольдса и роста потерь при обтекании лопаток малого размера. Поэтому высоту лопатки, на выходе из компрессора высокого давления, ограничивают величинами 12...20 мм.

Методика увязки параметров компрессоров и турбин основана на подробном анализе геометрических соотношений и параметров двигателя-прототипа, применении уравнений связи компрессора и турбин (балансы расходов, мощностей, частот вращения), оценке свойств проточных частей проектируемых турбин и компрессоров. При согласовании основных узлов двигателя, в первую очередь учитываются факторы, обеспечивающие максимально возможный уровень КПД узлов и достаточные запасы устойчивой работы компрессоров во всем диапазоне их работы. Кроме этого, придаётся большое значение вопросам получения приемлемого числа ступеней компрессоров и турбин, повышенного ресурса и минимальной массы узлов.

Согласование параметров компрессора и турбины проводится на ЭВМ с помощью программы Slgt2.exe, и согласно инструкциям, изложенным в методическом пособии [2]. Для возможности просмотра графического изображения получаемой проточной части ГТД в комплект введена и программа графического сопровождения fogt.exe.

Некоторые исходные данные, необходимые для расчёта, были получены при выполнении термогазодинамического расчёта.

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

При выборе формы проточной части компрессора низкого давления с Dн=соnst, следует учитывать рост Dср вдоль проточной части, растет напорность компрессора. При этом повышаются технологические характеристики и эксплуатационные преимущества такой формы проточной части компрессора. Следовательно, выбираем форму проточной части компрессора низкого давления с Dн=соnst.

При выборе формы проточной части компрессора высокого давления с постоянным втулочным диаметром Dвт=const следует учитывать её относительно невысокий энергообмен в ступенях и возможность реализации низкого значения относительного втулочного диаметра на выходе из КВД. Следовательно, выбираем форму проточной части компрессора высокого давления с Dвт=const.

Форма проточной части турбины выбирается из конструктивных соображений. Значение среднего коэффициента нагрузки в турбине не должно превышать величины =1,8.

Также для счёта требуются некоторые геометрические соотношения двигателя-прототипа:

- D_{ср твд}/D_{к квд} = 1,160- отношение среднего диаметра ТВД на выходе к наружному диаметру КВД на входе;

- D_{ср тнд}/D_{к кнд} = 1,100 - отношение среднего диаметра ТНД на выходе к наружному диаметру КНД на входе;

- D_{ср тс}/ D_{к кнд}= 1,694 - отношение среднего диаметра свободной турбины на выходе к наружному диаметру КНД на входе.

3.2 Результаты расчёта и формирование облика двигателя

Результаты согласования параметров приведены в таблице 3.1. Облик проточной части двигателя изображён на рисунке 3.1.

Таблица 3.1 - Результаты согласования компрессоров и турбин

Формирование облика ГГ и ТC ГТД-2-1 ( КВД - ОК или ОЦК )

Исходные данные:

Neуд= 244.3 Сe = .2083 КПДк= .8340 КПДтк= .9070

Lк = 458030. Lтк*= 497790. Lтс*= 244300. КПДтс= .9150

Cpг =1191.9 Kг =1.3176 Cpв =1037.4 Kв =1.3825

Ne = 17300. Gв = 70.81

doв = .477 Dсртн/Dк =1.100 Dсртc/Dк =1.694

doво= .915 D1цс/Dкко=1.000 D2цc/Dко =1.000

D4цс/D2цс=1.000 Dсpтв/Dко=1.160

Lкн/Lк = .380 КПДкн* = .876 Sркнв = .995

Lок/Lкв=1.000 КПДок* = .864 Sркоц =1.000

Mzтс =5.600 Sртвн =1.000 Sртнс = .990

Uк = 330.0 Uквд = 375.0

Результаты pасчета:

* КНД * Кф = 1 Zк = 9.

Lк*= 172311. Пiк*= 4.382 КПД*= .8760 Uк = 330.0

Dк = .8109 dob = .4770 dok = .8398 Hzc= .1758

nнд = 7772.

* ОК ВД * Кф = 3 Zк =10.

Lк*= 281139. Пiк*= 4.496 КПД*= .8644 Uк = 375.0

Dк = .7497 dob = .8250 dok = .9149 Hzc= .2211

nвд = 9553.

* ТВД * Кф = 2 Zт = 1.

Lт*= 308630. Пiт*= 2.664 КПД*= .9070 (h/D)г= .0673

Uср= 435.0 Mz = 1.631 Dcр = .8696 (h/D)т= .0833

Sр = 157.6 Tw* =1177.4

* ТHД * Кф = 2 Zт = 1.

Lт*= 189160. Пiт*= 2.095 КПД*= .8853 (h/D)г= .0792

Uср= 363.0 Mz = 1.436 Dcр = .8920 (h/D)т= .1303

Sр = 171.7 Tw* = 994.6

* ТC * Кф = 3 Zт = 4.

Lт*= 244300. Пiт*= 3.096 КПД*= .9150 (h/D)г= .0701

Uср= 208.9 Mz = 5.600 Dcр =1.3733 (h/D)т= .1292

Sр = 56.4 Tw* = 752.7 nтс = 3000.

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

: K : Па : м/с : --- : кв.м

в - в 288. 98285. 170.0 .5487 .3990

к кнд - к кнд 454. 430649. 150.0 .3856 .1522

в квд - в квд 454. 428496. 165.0 .4242 .1410

к - к 725. 1926400. 135.0 .2747 .0585

г - г 1357. 1832000. 95.0 .1427 .1600

т твд - т твд 1098. 687616. 170.0 .2838 .1979

г тнд - г тнд 1098. 687616. 170.0 .2838 .1979

т тнд - т тнд 939. 324970. 190.0 .3430 .3258

г тс - г тс 939. 321720. 170.0 .3069 .3641

т - т 734. 104980. 200.0 .4083 .7654

Dн1 Dcp1 Dвт1 Dн2 Dcp2 Dвт2 Zст

KНД .8109 .6353 .3868 .8109 .7488 .6810 9.

ОK ВД .7497 .6872 .6185 .6760 .6479 .6185 10.

TBД .9282 .8696 .8111 .9421 .8696 .7972 1.

TНД .9627 .8920 .8214 1.0083 .8920 .7758 1.

TC 1.3761 1.2860 1.1959 1.5507 1.3733 1.1959 4



Рисунок 3.1 - Схема проточной части двигателя

В результате расчета сформирован облик двигателя. Выбрана конструктивно сложная схема ГТД с двухвальным газогенератором и свободной (силовой) турбиной. Такая схема обеспечивает приемлемые значения параметров на нерасчетных режимах, требует меньшей мощности запуска. КНД имеет форму проточной части с постоянным наружным диаметром, с 9 ступенями; КВД - с постоянным втулочным диаметром, с 10 ступенями.

Компрессор низкого давления состоит из девяти ступеней, малонагруженный (zc =0,1758), имеет значение =0,8760.

Компрессор высокого давления состоит из десяти ступеней, средненагруженный (zc =0,2211), имеет значение =0,8644.

Относительный диаметр втулки на выходе из последней ступени КВД к = 0,9149, что не превышает допустимого к доп =0,92.

Турбина высокого давления, одноступенчатая, высоконагруженная (Mz=1,631), имеет значение =0,9070, обеспечивается условие (h/D)г=0,0673>0,065.

Турбина низкого давления, одноступенчатая, средненагруженная (Mz=1,436), имеет значение =0,8853.

Силовая турбина, четырехступенчатая, средненагруженная (Mz=1,4), имеет значение =0,9150, обеспечивается условие (h/D)т=0,1292<0,25.

Рассчитаны значения: Т, Р, С в основных сечениях двигателя, а также площади этих сечений.

Данные, полученные при согласовании, станут основой для проектирования основных узлов двигателя. Результаты согласования не являются окончательными, а будут изменяться на дальнейших этапах расчёта при проектировании и доводке компрессора, турбин.

4. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА

В современных ГТД для осуществления процесса сжатия используются в основном многоступенчатые компрессоры. Это обусловлено их высокими КПД, возможностью изменения производительности, напорности этих компрессоров 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 по высоте лопатки параметрам ступени. Для улучшения этого соответствия в качестве среднего радиуса принимают среднегеометрический радиус ступени. Проектируемый компрессор 19-ти ступенчатый.

Основной целью газодинамического расчета осевого компрессора является окончательное получение геометрических размеров и количества ступеней при сохранении р^*_к. Необходимо эффективно распределить р^*_к, работу и КПД между ступенями компрессора.

Изменение коэффициента затраченного напора по ступеням принимаем таким, чтобы наиболее загруженные были средние ступени, а ко входу и выходу из компрессора значение уменьшалось. Первые ступени имеют большое значение удлинения лопаток h/b, работают в ухудшенных условиях (возможная неравномерность поля скоростей, температур и давлений) на входе в компрессор. На последних ступенях в значительной степени на КПД ступени влияет величина относительных радиальных зазоров. При малой высоте лопаток ступени существенно снижение КПД из-за перетекания рабочего тела через радиальный зазор.

Распределение остальных параметров выполнено в соответствии с рекомендациями, изложенными в [3].

Расходная составляющая скорости уменьшается от входа к выходу для уменьшения концевых потерь в последних ступенях и для того, чтобы иметь умеренные скорости на входе в камеру сгорания. Во избежание падения КПД снижение Са в пределах ступени не должно превышать 10…15м/с [3].

При выборе характера изменения _к вдоль проточной части компрессора необходимо учитывать, что рост температуры потока (а следовательно, и увеличение скорости звука) позволяет выполнить ступени с более высокими степенями реактивности.

Газодинамический расчет компрессора выполнен при помощи программы gdrok.exe. Программа gdrok 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).

4.1 Газодинамический расчет компрессора на ЭВМ

Исходные данные и результаты расчета приведены в соответствующих таблицах 4.1 и 4.2.

Таблица 4.1 - Исходные данные для расчета компрессора на ЭВМ

11 01 11 2 1 3 9 19 1 288.15 98285.0 1.380 287.00 70.81 19.600 4.382 330.00 375.00 135.00 .4770 0.8900 .9900 .9850 0.9950 1.0200 0.0000 170.00 168.00 166.00 164.00 162.00 160.00 158.00 156.00 154.00 165.00 162.00 159.00 156.00 153.00 150.00 147.00 144.00 141.00 139.00 000.00 16.97 18.70 19.85 20.43 20.68 20.43 19.59 18.53 17.13 26.69 27.93 28.99 29.54 29.65 29.54 29.15 28.26 26.75 24.64 00.00 .8680 .8750 .8800 .8850 .8900 .8900 .8850 .8800 .8660 .8600 .8650 .8800 .8850 .8900 .8900 .8900 .8850 .8850 .8751 .0000 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .5500 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

Таблица 4.2 - Результаты расчета компрессора на ЭВМ

ГДР МОК Дата 11. 1.11

Nк= 2 Kф1= 1 Kф2= 3 z1= 9 zк= 19 Kr= 1

Пк=19.600 Пк1= 4.382 G= 70.81 n1= 7534.4 n2= 9542.3 k= 1.38 R= 287.00

Tв=288.15 Pв= 98285.0 P1о= 97302.1 Sва= .990 Sна= .985 Sнв= .995 m= .00

Ncт Dк Dсp Dвт Doт КПД Mw1 Mc2

1 .8365 .6553 .3990 .4770 .8814 .7456 .6718

2 .8365 .6797 .4736 .5661 .8879 .7367 .6619

3 .8365 .6998 .5288 .6322 .8929 .7236 .6489

4 .8365 .7171 .5733 .6854 .8983 .7075 .6337

5 .8365 .7316 .6090 .7280 .9038 .6904 .6179

6 .8365 .7437 .6377 .7623 .9047 .6721 .6013

7 .8365 .7536 .6604 .7895 .9011 .6527 .5839

8 .8365 .7615 .6782 .8108 .8977 .6339 .5671

9 .8365 .7677 .6922 .8275 .8859 .6148 .5533

10 .7505 .6833 .6086 .8109 .8637 .6847 .6103

11 .7372 .6760 .6086 .8256 .8687 .6616 .5896

12 .7252 .6694 .6086 .8393 .8838 .6395 .5698

13 .7143 .6636 .6086 .8521 .8889 .6174 .5499

14 .7048 .6585 .6086 .8636 .8941 .5958 .5305

15 .6966 .6541 .6086 .8738 .8943 .5752 .5120

16 .6895 .6503 .6086 .8827 .8946 .5556 .4942

17 .6836 .6472 .6086 .8904 .8899 .5362 .4766

18 .6786 .6446 .6086 .8969 .8904 .5166 .4595

19 .6742 .6422 .6086 .9028 .8811 .4981 .4412

Nст C1а С2а С1u C2u C1 C2 Uк

1 170.0 169.0 83.12 146.8 189.2 223.9 330.0

2 168.0 167.0 84.93 154.1 188.2 227.2 330.0

3 166.0 165.0 87.05 159.7 187.4 229.6 330.0

4 164.0 163.0 89.45 163.7 186.8 231.0 330.0

5 162.0 161.0 91.83 166.7 186.2 231.7 330.0

6 160.0 159.0 94.56 168.5 185.9 231.7 330.0

7 158.0 157.0 97.85 168.9 185.8 230.6 330.0

8 156.0 155.0 101.1 168.6 185.9 229.0 330.0

9 154.0 155.4 104.9 166.8 186.3 227.9 330.0

10 165.0 163.5 110.2 198.1 198.4 256.9 375.0

11 162.0 160.5 106.1 198.9 193.6 255.6 368.3

12 159.0 157.5 102.4 199.6 189.1 254.2 362.3

13 156.0 154.5 99.71 199.5 185.1 252.3 356.9

14 153.0 151.5 97.99 198.8 181.7 249.9 352.1

15 150.0 148.5 96.86 197.9 178.6 247.4 348.0

16 147.0 145.5 96.39 196.5 175.8 244.5 344.5

17 144.0 142.5 96.97 194.5 173.6 241.1 341.5

18 141.0 140.0 98.79 191.4 172.2 237.2 339.1

19 139.0 137.0 101.7 187.1 172.3 231.9 336.8

Nст Hz Rк al1 al2 be1 be1л be2

1 .1697E+05 .5500 63.94 49.02 44.10 44.10 55.42

2 .1870E+05 .5500 63.18 47.30 42.52 42.52 54.76

3 .1985E+05 .5500 62.33 45.94 41.26 41.26 54.02

4 .2043E+05 .5500 61.39 44.89 40.27 40.27 53.16

5 .2068E+05 .5500 60.45 44.01 39.45 39.45 52.32

6 .2043E+05 .5500 59.42 43.34 38.81 38.81 51.41

7 .1959E+05 .5500 58.23 42.91 38.38 38.38 50.38

8 .1853E+05 .5500 57.06 42.59 38.04 38.04 49.37

9 .1713E+05 .5500 55.74 42.97 37.87 37.87 48.43

10 .2669E+05 .5500 56.26 39.53 35.51 35.51 49.14

11 .2793E+05 .5500 56.79 38.90 34.96 34.96 49.47

12 .2899E+05 .5500 57.22 38.28 34.41 34.41 49.72

13 .2954E+05 .5500 57.41 37.76 33.93 33.93 49.75

14 .2965E+05 .5500 57.36 37.31 33.52 33.52 49.56

15 .2954E+05 .5500 57.15 36.89 33.11 33.11 49.23

16 .2915E+05 .5500 56.74 36.51 32.75 32.75 48.75

17 .2826E+05 .5500 56.04 36.23 32.46 32.46 48.01

18 .2675E+05 .5500 54.98 36.18 32.27 32.27 47.11

19 .2464E+05 .5500 53.80 36.22 32.39 32.39 45.67

Nст Пст Hтк Cак Kg Kн U1 U2

1 1.193 .1577 .5152 1.020 .9880 258.5 263.3

2 1.204 .1759 .5091 1.022 .9760 268.1 272.1

3 1.205 .1891 .5030 1.024 .9640 276.1 279.5

4 1.200 .1971 .4970 1.026 .9520 282.9 285.8

5 1.193 .2020 .4909 1.028 .9400 288.6 291.0

6 1.180 .2022 .4848 1.031 .9280 293.4 295.4

7 1.162 .1964 .4788 1.033 .9160 297.3 298.9

8 1.145 .1882 .4727 1.035 .9040 300.4 301.6

9 1.126 .1748 .4667 1.037 .9000 302.9 304.6

10 1.189 .2109 .4400 1.039 .9000 341.4 339.6

11 1.188 .2288 .4398 1.041 .9000 337.7 336.1

12 1.188 .2454 .4388 1.043 .9000 334.5 333.0

13 1.182 .2577 .4371 1.046 .9000 331.6 330.3

14 1.174 .2656 .4345 1.048 .9000 329.0 327.9

15 1.165 .2709 .4310 1.050 .9000 326.8 325.9

16 1.155 .2728 .4266 1.052 .9000 325.0 324.2

17 1.143 .2691 .4216 1.054 .9000 323.4 322.7

18 1.129 .2585 .4158 1.057 .9000 322.1 321.5

19 1.112 .2413 .4127 1.059 .9000 320.9 320.9

Nст T2o T1 T2 P2o P3o P1 P2

1 304.4 271.0 280.4 .1190E+06 .1173E+06 .7784E+05 .8830E+05

2 322.4 287.4 297.6 .1433E+06 .1411E+06 .9517E+05 .1072E+06

3 341.4 305.5 316.1 .1727E+06 .1701E+06 .1161E+06 .1306E+06

4 361.0 324.7 335.4 .2073E+06 .2042E+06 .1417E+06 .1587E+06

5 380.9 344.4 355.1 .2472E+06 .2435E+06 .1720E+06 .1917E+06

6 400.5 364.3 374.7 .2916E+06 .2872E+06 .2071E+06 .2291E+06

7 419.3 383.9 393.7 .3389E+06 .3338E+06 .2464E+06 .2698E+06

8 437.0 402.7 411.9 .3882E+06 .3824E+06 .2884E+06 .3130E+06

9 453.5 420.4 428.5 .4372E+06 .4307E+06 .3320E+06 .3561E+06

10 479.1 434.6 447.4 .5172E+06 .5094E+06 .3672E+06 .4035E+06

11 505.9 461.1 474.5 .6144E+06 .6051E+06 .4433E+06 .4870E+06

12 533.7 488.7 502.7 .7298E+06 .7189E+06 .5339E+06 .5873E+06

13 562.0 517.2 531.5 .8629E+06 .8499E+06 .6416E+06 .7044E+06

14 590.5 546.2 560.5 .1013E+07 .9980E+06 .7661E+06 .8386E+06

15 618.8 575.2 589.5 .1180E+07 .1163E+07 .9073E+06 .9893E+06

16 646.8 604.0 618.1 .1363E+07 .1342E+07 .1065E+07 .1156E+07

17 673.9 632.3 646.0 .1558E+07 .1534E+07 .1237E+07 .1336E+07

18 699.6 659.7 672.6 .1758E+07 .1732E+07 .1420E+07 .1524E+07

19 723.2 685.3 697.4 .1956E+07 .1926E+07 .1607E+07 .1714E+07

Dкк Dск Dвк Dок Tк Pк Cк

.8365 .7765 .7114 .8505 441.7 .3914E+06 156.8

.6701 .6401 .6086 .9082 714.5 .1843E+07 135.0

Пк = 19.600 КПД = .8405 Lк =453450.

Пк1= 4.382 КПД1= .8751 Lк1=172310.

Пк2= 4.495 КПД2= .8619 Lк2=281140.

Ниже представлены графики распределения и (рисунок 4.1); и (рисунок 4.2); С, Т, Т*, Р, Р* (рисунок 4.3), построенные по значениям из таблицы 4.2.

Рисунок 4.1 - График изменения Са и Hz по ступеням компрессора



Рисунок 4.2 - График распределение КПД и степени реактивности по ступеням компрессора

Рисунок 4.3 - 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 4.4 - Схема проточной части компрессора

На рисунках 4.5-4.23 представлены планы скоростей компрессора для 19-ти ступеней.

Рисунок 4.5 - Планы скоростей компрессора для ступени №1

Рисунок 4.6 - Планы скоростей компрессора для ступени №2



Рисунок 4.7 - Планы скоростей компрессора для ступени №3

Рисунок 4.8 - Планы скоростей компрессора для ступени №4

Рисунок 4.9 - Планы скоростей компрессора для ступени №5



Рисунок 4.10 - Планы скоростей компрессора для ступени №6

Рисунок 4.11 - Планы скоростей компрессора для ступени №7

Рисунок 4.12 - Планы скоростей компрессора для ступени №8



Рисунок 4.13 - Планы скоростей компрессора для ступени №9

Рисунок 4.14 - Планы скоростей компрессора для ступени №10

Рисунок 4.15 - Планы скоростей компрессора для ступени №11



Рисунок 4.16 - Планы скоростей компрессора для ступени №12

Рисунок 4.17 - Планы скоростей компрессора для ступени №13

Рисунок 4.18 - Планы скоростей компрессора для ступени №14



Рисунок 4.19 - Планы скоростей компрессора для ступени №15

Рисунок 4.20 - Планы скоростей компрессора для ступени №16

Рисунок 4.21 - Планы скоростей компрессора для ступени №17



Рисунок 4.22 - Планы скоростей компрессора для ступени №18

Рисунок 4.23 - Планы скоростей компрессора для ступени №19

В результате расчёта компрессора на ЭВМ были получены геометрические параметры лопаточных венцов проточной части компрессора, значения Р, Р^*, Т, Т^* на среднем радиусе каждой ступени, а также работа и степень повышения давления каждой ступени. Определились окончательные размеры проточной части. Из анализа результатов расчета видно, что обеспечены следующие условия: в₁>25 град. (уменьшение угла нежелательно, т. к. это приводит к снижению КПД ступени); = С_а/U_K >0.4, иначе увеличиваются потери в решётках ступени; числа Маха (M_{1 w} 0,7456), не превышают 0,82 , что исключает появление волновых потерь.

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

5. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ

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

Проектировочный газодинамический расчет осевой турбины выполняется по учебному пособию [4] 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 энергоустановки, определяется мощностью данной энергоустановки, а мощность ТВД и ТНД определяется мощностью осевого компрессора.

Мощность распределяют по ступеням так, 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

Полный газодинамический расчет турбины проводим на ПЭВМ с помощью программы GDRGT, разработанной в аэрокосмическом университете им. Н. Е. Жуковского «ХАИ» на кафедре 201. Эта программа позволяет выполнить газодинамический расчет осевых газовых турбин, работающих на продуктах сгорания керосина, природного газа, а также других рабочих телах, и имеющих число ступеней не более восьми. В процессе расчета получаем расчет основных газодинамических параметров по ступеням, графическое построение распределения скоростей и построение проточной части турбины.

Расчет и графическое представление результатов расчета проводятся на ЭВМ с помощью подпрограмм GDRGT и GFT.

В качестве исходных данных для расчета используются значения параметров, полученные в тепловом расчете и при формировании облика двигателя. 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,

-- “горло” межлопа

Размещено на http://www.allbest.ru/

точного 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) .

Термодинамическая степень реактивности для первой ступени многоступенчатой турбины обычно . На последних ступенях можно принимать большей для обеспечения ее положительного значения у втулки .

Относительный расход охлаждающего воздуха через отверстия в области входной части профиля лопатки СА, через щели в области выходной кромки лопатки СА и РК задаются в зависимости от температур лопаток СА и РК.

Расчет массового расхода газа через турбину:

.

Расчет мощностей ступеней турбин:

кВт;

кВт;

кВт.

Так как силовая турбина имеет четыре ступени:

= 4340,0 кВт;

= 4410,0 кВт;

=4353,8 кВт;

=4196,2 кВт.

Исходные данные и результаты расчета представлены в таблицах 5.1 и 5.2. Графики изменения геометрических и газодинамических параметров по ступеням турбины представлены на рисунках 5.1 и 5.2.

Таблица 5.1- Файл исходных данных к газодинамическому расчету турбины

20 01 11 6 4 104980.0 65.78 1357.0 1832000.0 745.0 .002 .400 .750 .500 .052 .110 20210.7 12324.5 4340.0 4410.0 4353.8 4196.2 0000.0 0000.0 9542.3 7534.4 3000.0 3000.0 3000.0 3000.0 0000.0 0000.0 .4000 .3200 .3000 .3100 .3150 .3200 .0000 .0000 .8700 .8800 1.2700 1.2900 1.3100 1.3400 .0000 .0000 Dcp1 .8700 .8800 1.2800 1.3000 1.3200 1.3500 .0000 .0000 Dcp2 .0505 .0958 .1000 .1180 .1380 .1650 .0000 .0000 h1 .0710 .1125 .1060 .1260 .1480 .1750 .0000 .0000 h2 .1500 .1000 .1000 .1000 .1000 .1000 .0000 .0000 .2000 .1000 .1000 .1000 .1000 .1000 .0000 .0000 .0150 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0150 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

Таблица 5.2 - Результаты газодинамического расчета турбины

ГДР ГТ Дата 20. 1.11

Исходные данные:

6 4 104980.

65.78 1357. .1832E+07 745.0 .2000E-02 .4000 .7500

.5000 .5200E-01 .1100

Кг=1.317 Rг= 290.0 Сpг=1205.0

Схема печати:

D1c D2c h1 h2 Cmc Cmр n

Mcт Lс* Пi* Пi КПД Rc R1c T1w*

U1 C1 C1a C1u alf1 be1 L1 Lw1

U2 C2 C2a C2u alf2 be2 L2 Lw2

T1 T1* P1 P1* T2 T2* P2 P2*

G1 G2 sca bca alfu tca fi Zca

Pu Pa sрк bрк beu tрк psi Zрк

Тлса Тлрк Sсум

Ncт= 1

.870 .870 .505E-01 .710E-01 .150 .200 .954E+04

.202E+05 .303E+06 2.74 2.91 .858 .400 .339 .121E+04

435. 627. 168. 604. 15.5 44.7 .940 .378

435. 196. 174. -91.4 62.2 18.3 .326 .879

.119E+04 .135E+04 .993E+06 .170E+07 .108E+04 .110E+04 .629E+06 .669E+06

66.8 67.8 .523E-01 .860E-01 37.4 .701E-01 .934 39

.465E+05 .144E+05 .362E-01 .427E-01 58.1 .329E-01 .937 83

.100E+04 .101E+04 141.

Ncт= 2

.880 .880 .958E-01 .112 .100 .100 .753E+04

.123E+05 .182E+06 1.97 2.10 .917 .320 .180 .100E+04

347. 520. 178. 489. 20.0 51.5 .866 .396

347. 188. 185. -33.7 79.7 25.8 .336 .735

983. .110E+04 .409E+06 .641E+06 931. 945. .318E+06 .340E+06

67.8 67.8 .522E-01 .713E-01 47.0 .522E-01 .959 53

.354E+05 .887E+04 .367E-01 .429E-01 58.7 .401E-01 .970 69

.110E+04 954. 169.

Ncт= 3

1.27 1.28 .100 .106 .100 .100 .300E+04

.434E+04 .640E+05 1.31 1.38 .894 .300 .215 914.

199. 332. 163. 290. 29.4 61.1 .595 .340

201. 168. 165. -30.4 79.6 35.5 .310 .518

899. 945. .271E+06 .334E+06 881. 892. .246E+06 .259E+06

67.8 67.8 .759E-01 .111 43.0 .973E-01 .959 41

.217E+05 .345E+04 .533E-01 .624E-01 58.8 .566E-01 .965 71

945. 864. 41.1

Ncт= 4

1.29 1.30 .118 .126 .100 .100 .300E+04

.441E+04 .651E+05 1.33 1.42 .903 .310 .213 861.

203. 334. 170. 288. 30.6 63.4 .617 .358

204. 176. 173. -31.2 79.8 36.3 .334 .548

846. 892. .204E+06 .255E+06 826. 839. .182E+06 .194E+06

67.8 67.8 .769E-01 .112 43.6 .942E-01 .962 43

.216E+05 .354E+04 .542E-01 .642E-01 57.5 .575E-01 .967 71

892. 811. 49.2

Ncт= 5

1.31 1.32 .138 .148 .100 .100 .300E+04

.435E+04 .642E+05 1.36 1.47 .901 .315 .207 808.

206. 337. 182. 283. 32.8 67.0 .641 .384

207. 188. 186. -28.2 81.4 38.3 .370 .582

792. 839. .150E+06 .191E+06 771. 786. .133E+06 .144E+06

67.8 67.8 .778E-01 .111 44.5 .915E-01 .965 45

.211E+05 .362E+04 .550E-01 .662E-01 56.2 .601E-01 .969 69

839. 758. 58.4

Ncт= 6

1.34 1.35 .165 .175 .100 .100 .300E+04

.420E+04 .619E+05 1.37 1.50 .900 .320 .197 756.

210. 336. 192. 276. 34.7 71.1 .660 .406

212. 200. 199. -17.7 84.9 40.9 .406 .609

739. 786. .109E+06 .141E+06 718. 735. .954E+05 .105E+06

67.8 67.8 .792E-01 .113 44.7 .935E-01 .967 45

.199E+05 .449E+04 .563E-01 .686E-01 55.1 .633E-01 .969 67

786. 706. 71.4

Тг*=1357.0 Рг*= .1832E+07 Сг=102.9 Тг=1352.6 Рг= .1807E+07

D1с= .870 h1= .0505



Рисунок 5.1 - Распределение , , , и по ступеням турбины

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

Схема проточной части турбины, планы скоростей ТНД и ТВД, а также силовой турбины представлены на рисунках 5.3-5.5.

Рисунок 5.3 - Схема проточной части турбины

Рисунок 5.4 - Планы скоростей ТНД и ТВД



Рисунок 5.5 - 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 турбины;

- на входе в РК ТВД был получен угол б₁=15,5 град, отвечающий требованию - б₁>14…16 град.;

- угол выхода потока газа из силовой турбины равен ₂= 84,9 град., т.е. направление потока близко к осевому;

- на всех ступенях ступенях турбины были получены приемлемые КПД

= 0,858, = 0,917, = 0, 894, = 0,903, = 0, 901,

- 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;