Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату

Размещено на http://www.allbest.ru/

НАЦІОНАЛЬНИЙ АВІАЦІЙНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Кафедра авіаційних двигунів

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

КУРСОВОГО ПРОЕКТУ

на тему:

”Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату”

з навчальної дисципліни

“ Конструкція, міцність та надійність газотурбінних установок та компресорів ”

Виконав студент ННАКІ- 408Б групи В. Ю. Дубина

Науковий керівник д.т.н., професор М. М. Мітрахович

Київ - 2019

НАЦІОНАЛЬНИЙ АВІАЦІЙНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Кафедра авіаційних двигунів

ЗАВДАННЯ

НА ВИКОНАННЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ

на тему: ”Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату”

з навчальної дисципліни

“ Конструкція, міцність та надійність газотурбінних установок ”

Студенту ННАКІ 408Б_групи_Дубині Валентину Юрійовичу

Зміст курсового проекту:

ЗМІСТ

ЗАВДАННЯ НА ВИКОНАННЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ

ПЕРЕЛІК УМОВНИХ ПОЗНАЧЕНЬ ТА СКОРОЧЕНЬ

ВСТУП

РОЗДІЛ 1. ПРОЕКТУВАННЯ ГТУ

1.1 Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу

1.2 Термодинамічний та газодинамічний розрахунок ГТУ

1.2.1 Термодинамічний розрахунок ГТУ

1.2.2 Газодинамічний розрахунок ГТУ

1.2.3 Газодинамічний розрахунок першого ступеня компресора (турбіни)

РОЗДІЛ 2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ОСНОВНИХ ЕЛЕМЕНТІВ ГТУ

2.1. Розрахунок на міцність лопатки компресора (турбіни) ГТД

2.2. Розрахунок на міцність диску компресора (турбіни) ГТД

2.3. Розрахунок на міцність валу компресора (турбіни) ГТД

2.4. Розрахунок на довговічність підшипника опори ГТД

РОЗДІЛ 3. ОПИС СИСТЕМ ГТУ, ЩО ПРОЕКТУЄТЬСЯ

3.1. Система змащування

3.2. Паливна система

3.3. Система автоматичного керування і регулювання ГТУ

3.4. Система запуску

3.5. Вибір матеріалів основних деталей двигуна, що проектується

3.6. Вибір осьових та радіальних зазорів ГТД

РОЗДІЛ 4. ДОСЛІДЖЕННЯ ШЛЯХІВ І ОБГРУНТУВАННЯ НАПРЯМУ ПІДВИЩЕННЯ ЕКОНОМІЧНОСТІ ГТУ

ВИСНОВКИ

ПЕРЕЛІК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

ДОДАТКИ:

Додаток Д. Програма термодинамічного і газодинамічного розрахунку ГТУ

Додаток Л. Програма розрахунку статичної міцності робочої лопатки

Додаток М. Програма розрахунку статичної міцності диску

Додаток Н. Програма розрахунку радіально-упорного підшипника на довговічність

Додаток П. Програма розрахунку статичної міцності валу

ЗМІСТ

ПЕРЕЛІК УМОВНИХ ПОЗНАЧЕНЬ, СКОРОЧЕНЬ

ВСТУП

РОЗДІЛ 1. ПРОЕКТУВАННЯ ГТУ

1.1 Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу

1.2 Конструкція двигуна, що проектується

1.3 Термодинамічний розрахунок ГТУ

1.4 Газодинамічний розрахунок першого ступеня КНТ та ГТУ

РОЗДІЛ 2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ОСНОВНИХ ЕЛЕМЕНТІВ ГТУ

2.1 Розрахунок на міцність лопатки компресора ГТД

2.2 Розрахунок на міцність диску компресора ГТД

2.3 Розрахунок на міцність валу компресора ГТД

2.4 Розрахунок на довговічність підшипника опори КНТ ГТД

РОЗДІЛ 3. ОПИС СИСТЕМ ГТУ, ЩО ПРОЕКТУЄТЬСЯ

3.1 Система змащування

3.2 Паливна система

3.3 Система автоматичного керування

3.4 Система запуску

3.5 Вибір матеріалів основних деталей двигуна, що проектується

3.6 Вибір осьових та радіальних зазорів ГТД

ПЕРЕЛІК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

Додаток В

Додаток Д

Додаток Ж

ПЕРЕЛІК УМОВНИХ ПОЗНАЧЕНЬ, СКОРОЧЕНЬ

Перелік умовних позначень

Позн.	Розм.	Назва
1	2	3
вх		коефіцієнт відновлення повного тиску у вхідному пристрої;
Тк*	К	температура повітря на виході з компресора;
Рк*	Па	тиск повітря на виході з компресора;
Lк	Дж/кг	робота, витрачена для стиснення 1 кг повітря у компресорі;
Тв*	К	температура повітря в перетині в (на вході в установку);
Рв*	Па	тиск повітря в перетині в;
Скс	Дж/кг•К	середня теплоємність газів у камері згоряння ГТУ;
gт		відносна витрата палива в камері згоряння;
Нu	Дж/кг	нижча теплота згоряння газоподібних вуглеводневих палив;
		коефіцієнт неповноти згоряння палива в КЗ;
q1	Дж/кг	питоме підведене тепло в камері згоряння;
Рг*	Па	тиск на виході з камери згоряння;
к.з		коефіцієнт втрат повного тиску в камері згоряння;
L0	кгп/ кгг	кількість повітря теоретично необхідна для згоряння 1кг газоподібного палива;
б		загальний коефіцієнт надлишку повітря в камері згоряння;
oх		величина відносної витрати повітря, на виході з компресора для охолодження деталей турбіни;
		ККД турбіни приводу компресора;
	К	температура на виході з турбіни приводу компресора;
	Па	тиск на виході з турбіни приводу компресора;
Рт*	Па	тиск на виході з силової турбіни;
	К	температура газу на виході з турбіни;
		функція щільності потоку;
		площа проточної частини на вході в компр;
	м	відносний діаметр втулки робочого колеса;
	м	зовнішній діаметр на вході в КНТ;
	м	діаметр втулки на вході в КНТ;
	м	довжина лопатки першого ступеня компресора на вході;
	м/с	зведена швидкість;
		функція щільності потоку;
		площа проточної частини на виході з компр;
	м/с	колова швидкість на зовнішньому діаметрі
		густота ґраток лопаток на діаметрі ;
	м/с	робота біля втулки РК останнього ступеня компресора;
		густота ґраток лопаток на діаметрі ;
	Дж/кг	середнє значення роботи одного ступеня компресора;
		кількість ступенів компресора;
	Дж/кг	робота, яку передають повітрю лопатки;
goх		величина відносної витрати повітря;
к.з		коефіцієнт, втрат повного тиску в камері згоряння;
	м	діаметр РК біля втулки;
	м	середній діаметром турбіни;
	м	діаметр РК біля втулки;
	м	зовнішній діаметр РК;
	м	діаметр втулки;
	м	діаметр РК біля втулки;
		кількість ступенів турбіни;
		ККД турбіни приводу компресора;
		площа поперечного перетину на вході в силову турбіну;
п		коефіцієнт, втрат тиску між турбінами;
	кг/с	витрата газу через силову турбіну;
Dвт	м	постійний внутрішній діаметр;
		площа поперечного перерізу на виході з силової турбіни;
	М	діаметральні розміри на виході з силової турбіни;
	м/с	колова швидкість на середньому діаметрі на вході в силову турбіну;
	Вт	потужність витрачена на обертання компресора;
	Вт	потужність, що виробляється компресором;
	Дж/кг	середнє значення роботи одного ступеня компрессора;
		абсолютна максимальна товщина;
	Дж/кг	робота, яку передають повітрю лопатки;
	м2	площа поперечного переріз упроточної частини;
	кг/с	витрата газу в турбіні;
goх		величина відносної витрати повітря;
gв		відносна витрата повітря, що відбирається для потреб ;
к.з		коефіцієнт, що характеризує втрати повного тиску;
с.а		коефіцієнт втрат повного тиску;
q		функція щільності потоку;
	м	середній діаметр турбіни;
	м	довжина лопатки ;
	м	зовнішній діаметр;
	м	діаметр втулки;
	м/с	колова швидкість на середньому діаметрі турбіни компрессора;
		кількість ступенів турбіни;
		ККД турбіни приводу компресора;
	м2	площа поперечного перетину на вході в силову турбіну;
п		коефіцієнт, що характеризує втрати тиску між турбінами;
	кг/с	витрата газу через силову турбіну;
Dвт	м	постійний внутрішній діаметр;
	м	діаметральний розмір на виході із турбіни компресора;
		площа поперечного перерізу на виході з силової турбіни;
	м	діаметральні розміри на виході з силової турбіни;
	м/с	колова швидкість на середньому діаметрі на вході в силову турбіну;
		кількость силової турбіни;
	Вт	потужність витрачена на обертання компрессора;
	Вт	потужність, яка виробляється турбіною компресора;
	Вт	потужність, яка виробляється турбіною компрессора високого тиску;
		потужність, компресора високого тиску;
	Вт	потужність, компресора низького тиску;
	Вт	потужність, яка виробляється турбіною компрессора низького тиску;
	об/хв	частота обертання ротора компресора;
	об/хв	частота обертання силової турбіни;
	Па	тиск загальмованого потоку на вході в компрессор;
	К	температура загальмованого потоку на вході в компрессор;
	кг/с	масова витрата повітря через компрессор;
	м/с	осьова складова швидкості повітря на вході в компрессор ;
	м/с	колова швидкість лопаток;
	м/с	колова швидкість лопаток біля втулки;
	Дж/кг	робота, що передається повітрям;
	м/с	закрутка повітря в лопатках втулки;
	м	діаметр РК на периферії;
	м	діаметр РК біля втулки;
		густота гратки лопаток біля втулки;
	м	середнійдіаметрступеня на вході в робоче колесо;
	К	температуразагальмованого потоку;
	Па	тиск за ступенем;
		ККД ступеня;
	м/с	осьова складовашвидкостіповітря на виході з НА;
		відноснагустина потоку;
	м2	площа перерізу на виході з НА;
	м	діаметр втулочного перерізу;
		кут повороту потоку ;
		степіньреактивностіступеня;
	м2	площа перерізу проточної частини;
	м	діаметр середнього перерізу на виході з РК;
		висота лопатки на виході з РК;
	м/с	колова швидкість біля втулки;
	м/с	відносна швидкість.

Перелік умовних скорочень

Скорочення	Пояснення
ГТУ	газотурбінна установка;
КВТ	компресор високого тиску;
КНТ	компресор низького тиску;
ТВТ	турбіна високого тиску;
ТНТ	турбіна низького тиску;
ККД	коефіцієнт корисної дії;
НА	напрямляючий апарат;
РК	робоче колесо;
ОК	осьовий компресор;
РЛ	робоча лопатка;
ТК	турбіна компресора;
ВНА	вхідний напрямляючий апарат;
ГТС	газотранспортна система;
КС	компресорна станція;
САУ	система автоматичного управління;
СТ	силова турбіна;
СА	сопловий апарат;
ГТД	газотурбінний двигун;
ГПА	газоперекачувальний агрегат;
ДГ	дозатор газу;
АСК	автоматична система контролю;
САКД	система автоматичного контролю двигуном.

ВСТУП

Газотранспортна система (ГТС) України нараховує:

37,6 тисяч кілометрів газопроводів (в тому числі 22,2 тис. км магістральних і 15,4 тис. км відводів).

81 компресорну станцію (КС), на яких розташовані 765 газоперекачувальних агрегатів (ГПА), в тому числі:

51 КС - 63% - с приводом від газотурбінних установок (ГТУ):

455 одиниць, в тому числі: 267 - стаціонарні;

98 - конвертовані з авіаційних ГТД військового призначення;

90 - конвертовані з судових ГТД військового призначення;

19 КС - 23,5 % - з електроприводом;

11 КС - 13,5 % - газомотокомпресори;

13 підземні сховища газу загальним об'ємом більш 30 млрд. м3;

більш 1300 газорозподільних станцій [1].

Загальна пропускна спроможність ГТС (проектна) на вході в Україну складає 290 млрд. м3, на виході - 170 млрд. м3 газу в рік. Транзитні магістральні газопроводи в Україні (найбільші: «Союз», Уренгой - Ужгород, Ямбург - Західна Європа) побудовані в основному на кінці 70-х- 80-х років минулого століття. Їх базові діаметри складають 1200-1400 мм, робочі тиск - 7,5 МПа. Внутрішні магістральні газопроводи побудовані в Україні раніше - на початку 70-80-х років (Шебелинка-Полтава-Київ, Єлець - Київ, - Західна Україна). Діаметри цих газопроводів складають 500-1200 мм, робочий тиск 5,4 МПа У 80-х роках побудовані і всі основні газопроводи - перемички (Богородчани - Долина, Шебелинка - Слов'янськ, Ананьєв - Богородчани) [1].

ГТУ є одним з основних елементів ГТС.

Перші ГТУ для приводу КС були стаціонарні. Вони мали велику металоємність низький ККД - не більш 28 %; вимагали значного обсягу робіт для монтажу і налагодження. З 1975 року на ГПА почали встановлювати конвертовані авіаційні і судові ГТД військового призначення, що дозволило збільшити ККД, час введення до експлуатації та скоротити витрати на їх розробку.

Основними недоліками цих ГТД є [1]:

напрацювання на відмову тільки 1 - 3 тис. годин;

малий термін служби - 50 - 60 тис. годин;

малий міжремонтний ресурс - 10 - 20 тис. годин.

Сьогодні ГТС України має дві основні технічні проблеми:

Перша проблема. Більш ніж 70% ГПА практично відпрацювали ресурс (100 тис. годин, а закордонні аналоги мають більше 150 тис. годин).

Друга проблема. Низький ККД -- 18 -- 25 % ГТУ. Закордонні аналоги мають 34 - 38%.

Метою курсового проекту є проектування газотурбінного приводу компресорної станції ГПА з обгрунтуванням підвищення ефективності ГТУ.

Для досягнення мети, що визначена, проведено:

Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу, вибір і обґрунтування параметрів робочого процесу ГТУ.

Термодинамічний та газодинамічний розрахунок ГТУ.

Розрахунок на міцність лопатки першого ступеня КНТ ГТУ.

Розрахунок на міцність диску першого ступеня КНТ ГТУ.

Розрахунок на міцність валу ротора НТ ГТУ.

Розрахунок на довговічність підшипника опори КНТ ГТУ.

Опис системи змащування.

Опис паливної системи.

Опис системи автоматичного керування і регулювання.

Опис системи запуску.

Обґрунтування напряму підвищення ефективності ГТУ.

Пояснювальна записка курсового проекту складається з переліку позначень та скорочень , вступу, чотирьох розділів, висновків, переліку використаних джерел та додатків.

РОЗДІЛ 1. ПРОЕКТУВАННЯ ГТУ

1.1 Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу

У якості прототипу обрано трьохвальний газотурбінний двигун Д-336 [2], що призначений для приводу КС ГПА.

Номінальна потужність двигуна при стандартних атмосферних умовах (,) складає при частоті обертання вільної турбіни .

Температура газу перед турбіною .

Степінь підвищення тиску в компресорі .

Для забезпечення проведення розрахунків ГТД, що проектується, визначимо основні вихідні дані:

температура газу перед турбіною ;

степінь підвищення тиску в компресорі ;

температура і тиск на вході до ГТД приймаємо при стандартних атмосферних умовах: ;

потужність на валу силової турбіни: ;

показник адіабати для повітря: ;

газова стала для повітря: ;

показник адіабати для газу: ;

газова стала для повітря: ;

Крім того, визначаємо основні показники елементів ГТД (повітроприймача, КНТ, КВТ, КЗ, ТВТ, ТНТ, СТ) відповідно до рекомендацій [3]:

?вх=0,99	коефіцієнт відновлення повного тиску у вхідному пристрої;
	ККД КНТ;
	ККД КВТ;
?кз = 0,98	коефіцієнт відновлення повного тиску в КЗ;
	ККД ТВТ;
	ККД СТ;
	ККД ТНТ;
	механічний ККД.

Таким чином, при визначенній температурі газу і розрахунковому значенні степені підвищення тиску к*=23 проводимо термодинамічний і газодинамічний розрахунок двигуна, що проектується.

1.2 Конструкція двигуна, що проектується

Двигун виконаний за трьохвальною схемою з осьовим двокаскадним тринадцяти-ступінчастим компресором, проміжним корпусом, кільцевої камерою згоряння, двома ступенями турбін компресорів, двоступеневої вільною турбіною і вихлопним пристроєм.

Ротор компресора розділений на два самостійних ротора, кожен з яких приводиться в обертання своєї турбіною, і утворюють каскад високого і низького тиску відповідно. При цьому ротори мають різні оптимальні для них частоти обертання і пов'язані між собою і ротором вільної турбіни тільки газодинамічним зв'язком.

Схема укладання роторів - шестиопорна, тобто кожен з трьох роторів встановлений на двох підшипниках.

Застосування двокаскадного компресора дозволило:

використовувати в компресорі ступені, мають високий ККД;

забезпечити необхідні запаси газодинамічної стійкості компресора;

використовувати для запуску двигуна пусковий пристрій малої потужності;

так як при запуску, стартер розкручує тільки ротор високого тиску.

Конструкція двигуна виконана з урахуванням забезпечення принципу модульної (блокової) збірки.

Двигун проектується з 9 основних модулів, кожен з яких -завершений конструктивно-технологічний вузол і може бути демонтувативан і замінений.

Модульність конструкції двигуна забезпечує можливість відновлення його експлуатаційної придатності заміною деталей і вузлів в умовах експлуатації.

Двигун обладнаний засобами раннього виявлення несправностей (апаратура контролю вібрацій, сигналізатором перепаду тиску на масляному фільтрі, стружко-сигналізатором, термостружко сигналізаторами, сигналізатором міні-мального тиску масла, виміром температури масла на вході).

У корпусних деталях двигуна є спеціальні отвори для огляду, таких деталей як: робочих лопаток КВТ і КНТ, стінки жарової труби, паливних форсунок, лопаток соплового апарату ТВТ, робочих лопаток ТВТ, ТНТ і вільної турбіни [2].

Компресор.

Компресор двигуна - осьовий, двокаскадний, складається з надзвукового компресора низького тиску (КНТ) і до звукового компресора високого тиску (КВТ) і з'єднаний з вхідним пристроєм проставкой.

КНТ - шестиступінчаcтий, складається з переднього корпусу, ротора і статора. У передньому корпусі змонтований вхідний направляючий апарат (ВНА) КНТ і вузол переднього шарикопідшипника ротора КНТ. Лопатки ВНА КНТ виконані з цапфами. Вхідні кромки семи стійок переднього корпусу, лопатки ВНА КНТ обігріваються гарячим повітрям (при необхідності); вхідна кромка однієї стійки переднього корпусу обігрівав постійно гарячим маслом, що зливається з передньої опори КНТ.

Статор КНТ включає в себе: корпус КНТ, направляючі апарати (НА), робочі кільця і клапани перепуску повітря КНТ.

Ротор компресора - диско-барабанної конструкції, диски з'єднані з передніми і задніми валами - болтами.

Робочі лопатки перших двох ступенів з'єднані з диском хвостовиком типу "ластівчин хвіст".

Ротор КНТ з'єднаний з ротором турбіни НТ за допомогою шліців і утворює ротор низького тиску.

Ротор НТ встановлено на двох підшипникових вузлах, один з яких (передній) має масляний демпфер.

КВТ (входить в головний модуль) - семи-ступінчатий, складається з вхідного направляючого апарату (ВНА), ротора, статора і клапанів перепуску повітря. ВНА КВТ кріпиться на проміжному корпусі і має можливість повороту лопаток для відбудови двигуна на стенді. Після налагодження лопатки ВНА фіксуються в обраному положенні.

Ротор КВТ - барабанно-дискової конструкції. Складається з зварної секції 1 ... 4 ступенів, з'єднаної болтами з переднім валом, колесами 5, 6, 7 ступенів і заднім валом. Ротор КВТ з'єднується з турбіною високого тиску за допомогою стяжних болтів і утворює ротор високого тиску, встановлений на двох опорах. Передній кульковий підшипник встановлений в пружною опорі, змонтованої в проміжному корпусі. Задній роликовий підшипник ротора високого тиску встановлений на масляному демпфері в корпусі опор турбін.

Робочі лопатки з'єднані з диском хвостовиком типу «ластівчин хвіст».

Статор КВТ складається з корпусу ШВД, напрямних апаратів 1 ... 6 ступенів і робочих кілець.

Для забезпечення стійкої роботи двигуна при запуску і на малих режимах на КНТ і КВТ є клапани перепуску повітря за 3-м ступенем КНТ і 4-м ступенем КВТ.

Контроль роботи підшипникових вузлів здійснюється за допомогою вібро-діагностичної апаратури, а також установкою термостружко-сигналізаторов.

Осьовий компресор

Переваги :

більш високі степені підвищення тиску;

мають значну витрату повітря G при відносно високих ККД і при порівняно малими діаметральними і ваговими параметрами.

Недоліки :

відносно вузька область стійких режимів роботи;

зниження КНТ на нерозрахункових режимах роботи;

чутливість до зносу лопаток в процесі експлуатації , до зниження ККД;

значна кількість лопаток призводить до значної трудомісткості їх виготовлення.

Барабанно - дисковий тип ротору cкладається з окремих дисків з лопатками, що об'єднуються між собою на периферії за допомогою спеціальних кільцевих ділянок - барабанів, що створюють силову стінку барабана, яка з'єднана з цапфами, розміщеними в підшипниках опор.

Переваги : висока жорсткість в усіх напрямках і добрий опір дії відцентрових сил.

Недоліки : технологічна складність конструкції [2].

Камера згоряння.

Камера згоряння кільцевого типу, складається з корпусу зовнішнього, дифузора зі спрямляються апаратом КВТ, жарової труби, 24-х форсунок, 2 запальничо-факельного типу, паливного колектора з паливо-підводячими трубами. На камері згорання застосовані двоканальні газові форсунки.

Камера згорання дифузором зцентрована по робочому колу ступенів КВТ і з'єднана переднім фланцем корпуса з корпусом КВТ болтовим з'єднанням. До соплового апарату ТВТ і статору ТНТ камера згорання закріплена заднім фланцем корпуса за допомогою болтового з'єднання, в якому частина болтів виконана призонними.

Підігрів повітря в камері згорання здійснюється за рахунок тепла, що виділяється при згоранні палива в її жаровій трубі, яке безперервно подається 24-ма робочими форсунками , що встановленні в завихрувачі і закріпленними на корпусі.

Загорання палива в камері згорання при запускові здійснюється двома пусковими запалювачами , що встановленні на її корпусі.

Корпус камери згорання складається із кожуха, переднього і заднього фланців.

Дифузор зі спрямляючим апаратом ступені КВТ встановлений в корпусі камери згорання і закріплений на його передньому фланці.

Дифузор складається із зовнішньої і внутрішньої оболонок , з'єднаних між собою спрямляючими лопатками.

До фланця дифузора закріплений внутрішній кожух соплового апарата ТВТ.

Жарова труба - кільцевого типу, підвішена в кільцевому каналі корпуса камери згорання на пустотілих втулках, що оточують робочі паливні форсунки котрі фіксуються по отворах в обтекателе.

Своїм зовнішнім і внутрішнім кожухами жарової труби спирається на сопловий апарат ТВТ.

Зовнішній і внутрішній кожухи жарової труби виконані із окремих з'єднаних між собою кілець.

Спереду кожухи з'єднані між собою лобовим кільцем і обтікачем. В лобовому кільці установленні завихрювачі з центральним отвором для установки робочих паливних форсунок.

Камера згоряння кільцевого типу має такі характеристики :

Переваги :

мінімальна довжина і вага;

мала лобова площа;

мінімальні втрати повного тиску;

швидке розповсюдження полум'я.

Недоліки :

значні напруження на зовнішній поверхні жарової труби;

слабко узгоджений рух палива і повітря;

важко забезпечити стабільність поля температур на виході [2]

Турбіна двигуна.

Турбіна двигуна - осьова, реактивна, чотирьохступінчата. Турбіна складається з одноступеневою турбіни високого тиску, одноступінчатої турбіни низького тиску, двоступеневої вільної турбіни ВТ.

Ротор ТВТ і ротор КВТ утворюють ротор високого тиску (ротор ВТ). Ротор ТНТ і ротор КНТ утворюють ротор низького тиску (ротор НТ).

Опорами роторів ТВТ і ТНТ, які є задніми опорами роторів ВТ і НТ, служать роликопідшипники, опорами ротора СТ - шарикопідшипник й роликопідшипники. Всі підшипники охолоджуються і змащуються маслом під тиском. Для запобігання нагрівання підшипників гарячими газами їх масляні порожнини ізольовані радіально-торцевими контактними ущільненнями. Опори роторів турбін мають пристрої для гасіння коливань роторів, що виникають при роботі двигуна - масляні демпфери опор роторів.

Турбіна високого тиску (ТВТ) - складається з статора і ротора.

Ротор ТВТ включає в себе робоче колесо і задній вал. Робоче колесо складається з диска, що має ялинкові пази, в кожному з яких встановлені ліва і права робочі лопатки. Ротор ТВТ кріпиться до заднього валу КВТ стяжними болтами, маючи призонні ділянки для центрування і передачі крутного моменту.

Статор - соплової апарат ТВТ включає в себе зовнішній корпус, внутрішній корпус і сектора соплових лопаток між ними.

Турбіна низького тиску (ТНТ) - складається з статора і ротора.

Ротор ТНТ складається з робочого колеса і вала, з'єднаного з ним болтами. Робоче колесо складається з диска, що має на ободі «ялинкові» пази, в які кріпляться робочі лопатки. Ротор ТНТ за допомогою шліцьового з'єднання передає крутний момент на вал КНТ, який центрується в валу ротора ТНТ по паска і кріпиться гайкою. Роликопідшипник ротора ТНТ монтується в статорі ТНТ.

Корпус ТВТ і ТНТ є силовим елементом двигуна, складається з корпусу задніх опор роторів ВТ і НТ, зовнішньої і внутрішньої обичайок, з'єднаних між собою силовими стійками і секторів соплових лопаток, змонтованих між ними. Сектори соплових лопаток мають зовнішні і внутрішні полки. Лопатки охолоджуються повітрям, що відбирають через третього ступеня КВТ.

Вільна турбіна (ВТ) - складається з ротора, статора і корпусу опор вільної турбіни.

Статор вільної турбіни складається з корпусу і двох соплових апаратів, набраних з окремих литих секторів по п'ять лопаток в секторі.

Диски ротора турбіни з'єднуються між собою і валом вільної турбіни болтами.

Лопатки, як соплові, так і робочі - неохолоджувані, диски вільної турбіни охолоджуються повітрям, що відбирають від проміжної ступені КВТ.

Робочі лопатки бандажовані. Напрямок обертання вільної турбіни двигуна Д-336-1 за ГОСТ 22378-77 проти годинникової стрілки.

Крутний момент від вільної турбіни двигуна до нагнітача передається ведучим валом. Компенсація перекосів і неспіввісності здійснюється за допомогою мембранних муфт, що входять до складу провідного вала. Компенсація перекосів по статору забезпечується постановкою між конічної балкою двигуна і корпусом нагнітача кульової опори [2].

1.3 Термодинамічний розрахунок ГТУ

Метою термодинамічного розрахунку є визначення основних параметрів робочого тіла в характерних перерізах проточної частини ГТУ, питомої потужності та питомої витрати палива.

Вихідні дані:

потужність ГТУ на максимальному режимі Nе = 14,7 МВт;

температура газу Тг* =1454 К;

степінь підвищення тиску повітря в компресорі =23;

степінь підвищення тиску повітря в КНТ ; в КВТ ;

параметри повітря на вході до ГТУ :

Тн= 288 К;

Рн= 101325 Па;

показник адіабати для повітря: k = 1,4;

газова стала для повітря: R = 288Дж/(кг•К);

показник адіабати для газу kг = 1,33;

газова стала для газу: Rг = 288 Дж/(кг•К);

Визначення параметрів повітря на вході до ГТУ.

Температура повітря:

=288 К .

Коефіцієнт, що враховує втрати повного тиску в системі всмоктування повітря приймаємо ?вх=0,99 [3] та визначаємо :

Па.

Відповідно до рекомендацій [4] приймаємо ККД КНТ .

Температура і тиск повітря на виході з КНТ розраховуються за формулами:

Визначаємо роботу, що витрачається для стиснення 1 кг повітря, у КНТ:

Відповідно до рекомендацій [4] приймаємо ККД КВТ .

Температура і тиск повітря на виході з КВТ розраховуються за формулами:

Визначаємо роботу, що витрачається для стиснення 1 кг повітря, у КВТ:

Розраховуємо роботу, що витрачається для стиснення 1 кг повітря, у компресорі газогенератора:



Приймаючи коефіцієнт відновлення повного тиску в КЗ ?кз=0,98 [4] визначаємо тиск газу на виході з КЗ:

Відповідно до рекомендацій [4] середню теплоємність газів у КЗ розраховуємо з використанням залежності:

Відносну витрату палива знаходимо, задаючись коефіцієнтом згоряння г=0,98 і приймаючи значення нижчої теплоти згоряння палива [4].

.

Питоме підведене тепло в КЗ:

Для газоподібного палива можна прийняти :



.

Загальний коефіцієнт надлишку повітря в КЗ:

.

Відповідно до рекомендацій [4] приймаємо:

відносну витрату повітря на охолодження деталей турбіни qохл=0,05;

відносну витрату повітря для забезпечення систем станції qв=0,01;

механічний ККД ;

ККД ТВТ і розраховуємо параметри за ТВТ:

Відповідно до рекомендацій [4] приймаємо ККД ТНТ і розраховуємо параметри за ТНТ:



Розраховуємо роботу турбіни газогенератора:

Вважаючі, що в СТ здійснюється повне розширення, розраховуємо тиск за СТ:

Ступень розширення в СТ:

Відповідно до рекомендацій [4] приймаємо ККД СТ і розраховуємо роботу СТ:

Розраховуємо температуру за СТ:

Розраховуємо витрати повітря крізь ГТУ:

Відповідно до рекомендацій [4] приймаємо механічний ККД СТ і розраховуємо питому потужність СТ:

Розраховуємо питому витрату палива ГТУ:

Розраховуємо ефективний ККД ГТУ:

.

Термодинамічний розразунок проведений з використанням комп'ютерного середовища Mathematica 11.

1.4 Газодинамічний розрахунок першого ступеня КНТ та ГТУ

Метою газодинамічного розрахунку є визначення діаметральних розмірів у характерних перерізах проточної частини ГТУ, кількості роторів і частот їх обертання, числа ступенів компресора і турбіни, розподілу роботи стиснення (розширення) між каскадами та ступенями, уточнення параметрів ГТУ[5].

У якості вихідних даних використовуються результати термодинамічного розрахунку ГТУ.

Схема першої ступені КНТ, що побудовано за законом наведена на рис.1.2.

Рис.1.2. Схема першої ступені КНТ



На схемі (рис. 1.2.) визначені наступні перерізи ступені КНТ:

1 - 1 - вхід до робочого колеса;

2 - 2 - вихід з робочого колеса і вхід до спрямляючого апарату;

3 - 3 - вихід з спрямляючого апарату.

Вихідними даними для газодинамічного розрахунку ступені є результати термодинамічного розрахунку ГТУ та дані, що визначені відповідно до рекомендацій [6]:

витрата повітря через компресор -;

повна температура повітря на вході до першого ступеня КНТ - ;

повний тиск на вході до ступеня КНТ - ;

осьова швидкість потоку на вході до першого ступеня КНТ ;

колова швидкість на зовнішньому діаметрі ;

робота 1 ступеня КНТ -;

ККД 1 ступеня КНТ -;

відносний діаметр втулки на вході - визначаємо за прототипом;

густота решітки в РК на втулковому радіусі приймаємо ;

коефіцієнт відновлення повного тиску в направляючому апараті першого ступеня;

зменшення осьової швидкості в 1 ступені () - приймаємо ;

коефіцієнт витрати повітря

.

Розрахуємо температуру, тиск і густину на вході до першого ступеня КНТ:

;

;

.

Площа вхідного перерізу:

.

Зовнішній діаметр на вході:

,

де - відносний діаметр втулки на вході - визначаємо за прототипом;

Діаметр втулки на вході до РК:

.

Середній діаметр на вході до РК:

.

Висота лопатки на вході до РК:

.

Зовнішній радіус на вході до РК:

.

Середній радіус на вході до РК:

;

Середній відносний радіус на вході до РК:

.

Радіус втулки на вході до РК:

.

Визначаємо частоту обертання ротора КНТ:

.

де - колова швидкість на зовнішньому діаметрі, визначаємо відповідно до рекомендацій [6].

Визначаємо колову частоту обертання ротора КНТ:

За результатами термодинамічного розрахунку питома робота КНТ

Коефіцієнт навантаження КНТ

За відомою коловою швидкістю на периферійному перерізі обчислюємо колову швидкість біля втулки РК:

.

та на середньому радіусі

.

Кількість ступенів КНТ:

.



Питома робота першого ступеня КНТ

.

Розрахуємо повну температуру і тиск на виході з першого ступеня КНТ:

;

.

Ступень підвищення тиску ступені визначаємо за співвідношенням

Повний тиск повітря за РК

Статична температура

.



Статичний тиск

.

Осьова швидкість на виході з НА

Відносна щільність току на виході з НА

Площа перерізу на виході з НА

.

Для розрахунку втулкового, периферійного діаметру і висоти лопатки на виході з НА першого 1 ступеня КНТ складаємо систему рівнянь:

,



Рішення системи рівнянь дозволяє отримати висоту лопатки НА першого ступеня КНТ м , а діаметри:

Площа на виході з РК

За відомою коловою швидкістю на периферійному перерізі обчислюємо колову швидкість біля втулки РК:

та на середньому радіусі:

Розраховуємо закручування потоку біля втулки РК

.

Розраховуємо відносну швидкість потоку в периферійному, середньому і втулковому перерізах:



Розраховуємо повну температуру потоку в периферійному, середньому і втулковому перерізах:

Розраховуємо критичну швидкість потоку в периферійному, середньому і втулковому перерізах:

Розраховуємо зведену швидкість потоку в периферійному, середньому і втулковому перерізах:



У зв'язку з тим, що на середньому і периферійному діаметрах зведена швидкість більше одиниці, для забезпечення дозвукової першої ступені зменшуємо зведену швидкість на периферійному діаметрі до і розраховуємо відносну швидкість потоку на периферійному діаметрі:

Визначаємо попередньо закручування потоку в РК на периферійному діаметрі

і на втулковому діаметрі

Розраховуємо кут між вектором швидкості на вході і осьовим напрямком



Проекція відносної швидкості біля втулки на коловий напрям

Набуте значення > вказує, що кут більши1 ніж 90 градусів, що є неприпустимим для ступеня ОК, тому зменшуємо колову складову осьової швидкості до, тоді

;

Осьова складова швидкості на виході з РК

Колова складова швидкості на виході з РК



.

Швидкість на виході з РК на втулковому діаметрі

.

Колова складова відносної швидкості потоку на втулковому діаметрі на виході з РК

.

Відносна швидкість потоку на втулковому діаметрі на виході з РК

.

Кут на виході з РК на втулковому діаметрі

Кут повороту потоку в РК на втулковому діаметрі

.

Середній кут повороту потоку в РК на втулковому діаметрі



Будуємо план швидкостей.

Рис.1.3. План швидкостей на втулковому діаметрі лопаткового вінця РК першого ступеня

За визначеними , та з використанням залежності [6] (рис.1.4.) повороту потоку в решітці і кута виходу з решітки



Рис.1.4. Залежність повороту потоку в решітці і кута виходу з решітки

Приймаємо густоту решітки в РК на втулковому діаметрі .

Ширина ободу РК визначається відповідно до рекомендацій [6]

,

приймаємо і будуємо ширину ободу з кутами входу, виходу і середній кут на втулковому діаметрі ( рис. 1.5.) для визначення хорди профілю корінного перерізу лопатки РК:



Рис. 1.5. Визначення хорди профіля

З креслення (рис 1.5.) за масштабом визначаємо хорду профіля корінного перерізу лопатки РК b=0,0501 м.

Крок решітки корінного перерізу лопатки РК

Визначаємо кількість лопаток РК:

.

Радіус кола, що вписаний до профіля решітки РК на вході втулковому радіусі:

.

Радіус кола, що вписаний до профіля решітки РК на виході втулковому радіусі



.

Профіль корінного перерізу лопатки ( рис.1. 6.) будуємо з використанням даних термодинамічного і газодинамічного розрахунків у системі автоматизованого проектування КОМПАС 3D 2017.

Рис. 1.6. Схема корінного перерізу лопатки робочого колеса 1-го ступеня КНТ

З креслення (рис.1.6.) за масштабом визначаємо:

Максимальну товщину профіля:

Максимальний прогин профіля:

Площу корінного перерізу лопатки:

Профілювання КНТ.

При профілюванні робочої лопатки останньої ступені дозвукового КНТ відповідно до рекомендацій [4] визначаємо осьову швидкість потоку на виході з КНТ .

Розрахуємо температуру, тиск і густину на виході з КНТ:

;

;

.

Площа вихідного перерізу:

.

Зовнішній діаметр на виході з КНТ:

,

де - відносний діаметр втулки на виході з КНТ - визначаємо за прототипом.

Втулковий діаметр на виході з КНТ:



.

Середній діаметр на виході з КНТ:

.

Обчислюємо колову швидкість на середньому радіусі РК:

.

Відповідно до рекомендаций [3] коефіцієнт теоретичного напору ступенів КНТ приймаємо .

Кількість ступенів КНТ:

.

Профілювання КВТ.

Переферійний діаметр на вході до КВТ визначаємо за прототипом:

.

Втулковий діаметр на вході до КВТ:

.

Переферійний діаметр на виході з КВТ визначаємо за прототипом:

.

Втулковий діаметр на виході до КВТ:

.

де - масштаб прототипа.

Середній діаметр на виході з КВТ:

.

Відповідно до рекомендацій [4] визначаємо осьову швидкість потоку на виході з КВТ .

Розрахуємо статичні температуру, тиск і густину на виході з КВТ:

;

;

.

Площа вихідного перерізу КВТ:

.

Визначаємо частоту обертання ротора КВТ:

.

де - колова швидкість на зовнішньому діаметрі [4].

Обчислюємо колову швидкість на середньому радіусі на виході з КВТ:

.

Відповідно до рекомендаций [4] коефіцієнт теоретичного напору ступенів КВТ приймаємо .

Кількість ступенів КВТ:

.

Профілювання ТВТ.

Втулковий діаметр на вході до ТВТ:

.

Розрахуємо статичні температуру, тиск і густину на вході до ТВТ:

;

;



.

Швидкість на вході до ТВТ:

.

Площа вхідного перерізу ТВТ:

.

Зовнішній діаметр на вході до ТВТ:

.

Середній діаметр на вході до ТВТ:

.

Обчислюємо колову швидкість на середньому радіусі на вході до ТВТ:

.

Відповідно до рекомендаций [4] приймаємо .

Кількість ступенів ТВТ:

.

Геометричні параметри на виході з ТВТ

МВ = 0,48

Розрахуємо статичні температуру, тиск і густину на виході з ТВТ:

;

;

.

Швидкість на виході до ТВТ:

.

Площа вихідного перерізу ТВТ:

.

Зовнішній діаметр на виході ТВТ:

.

Середній діаметр на виході ТВТ:

.

Профілювання ТНТ.

Втулковий діаметр на вході до ТHТ визначаємо за прототипом:

.

Розрахуємо статичні температуру, тиск і густину на виході з ТНТ:

;

;

.

Швидкість на виході до ТНТ:

.

Площа вихідного перерізу ТНТ:

.

Зовнішній діаметр на виході з ТНТ:

.



Середній діаметр на виході з ТНТ:

.

Обчислюємо колову швидкість на середньому радіусі ТНТ:

.

Відповідно до рекомендаций [4] приймаємо .

Кількість ступенів ТНТ:

.

Профілювання СТ.

Втулковий і периферійний діаметри на вході до СТ визначаємо за прототипом:

.

Зовнішній діаметр на вході до СТ:

.

Середній діаметр на вході з СТ:

.



Втулковий діаметр на вході з СТ:

= 0,702

Розрахуємо статичні температуру, тиск і густину на виході з СТ:

;

;

.

Швидкість на виході до СТ:

.

Площа вихідного перерізу СТ:

.

Зовнішній діаметр на виході до СТ:

.

Середній діаметр на виході з СТ:

.

Обчислюємо колову швидкість на середньому радіусі на виході до CТ:

.

Відповідно до рекомендаций [4] приймаємо .

Кількість ступенів СТ:

.

За визначеною методикою [4] і з використанням універсального математичного середовища символьної математики Mathematica 11 [5] розробляємо програму термодинамічного і газодинамічного розрахунку ГТУ, що проектується (додаток В).

Висновки за розділом 1

За результатом аналізу основних технічних даних двигуна-прототипу - Д-336 та визначення параметрів робочого процесу двигуна, що проектується здійснено опис конструкції, термодинамічний та газодинамічний розрахунок ГТУ.

РОЗДІЛ 2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ОСНОВНИХ ЕЛЕМЕНТІВ ГТУ

2.1 Розрахунок на міцність лопатки компресора ГТД

Вихідні дані для проектування профілю лопатки першого ступеня КНТ, за результатами газодинамічного розрахунку, наведені в табл. 2.1.

Таблиця 2.1.

Найменування	Позначення	Розмірність	Розмір
Хорда лопатки		м	0,0501
Шаг решітки		м	0,02505
Кількість лопаток		од.	53,000
Кут на вході до РК		град.	46,5
Кут на виході з РК		град.	88,18
Частота обертання		об/хв.	10092,2
Радіус втулкового перерізу лопатки		м	0,211
Радіус зовнішнього перерізу лопатки		м	0,34

Проектування профілю корінного перерізу лопатки першого ступеня КНТ здійснюємо з використанням програмного середовища КОМПАС-ОМПАС-3D [7].

З використанням програмних засобів програмного середовища КОМАС-3D знаходимо центр тяжіння перерізу лопатки. Через центр тяжіння перерізу проводимо головні центральні осі інерції ? і ?. Вісь ? проходить паралельно хорді, а вісь ? - перпендикулярно їй. Далі визначається кут ? між осями ? і x (вісь x паралельна осі двигуна і спрямована у бік руху газу, а вісь y перпендикулярна осі x і спрямована у бік обертання ротора двигуна). На побудованому профілі наносять точки А, В, С, максимально віддалені від осі ? і ?, визначають їх координати відносно головних центральних осей інерції - і осі . Визначаємо геометричні параметри профілю лопатки :- максимальну товщину профілю лопатки, - хорду профілю лопатки, - максимальний прогин середньої лінії профілю.

Моменти інерції J і J перерізу відносно головних центральних осей ? і розраховуємо за наближеними формулами [8]:

;

Данні заносимо до таблиці 2.2.

Таблиця 2.2.

Назва параметрів	Позначення параметра	Розмірність	Величина
Максимальна товщина профілю лопатки	Сmax	м	0,00748
Максимальний прогин середньої лінії профілю	f	м	0,00473
Кут між осями Ю і x	в	град.	22,79
Координата точки А відносно осі о	оA	м	0,0023
Координата точки В відносно осі о	оВ	м	-0,0048
Координата точки С на осі о	оС	м	0,0031
Координата точки А на осі з	зА	м
Координата точки В на осі з	зВ	м	-0,0023
Координата точки С на осі з	зС	м	0,027
Момент інерції відносно осі о	Jо	кг·м2	10,9·10-10
Момент інерції відносно осі з	Jз	кг·м2	4·10-8

Обираємо матеріал лопатки - ВТ8 (с = 4520 кг/м3) [8] .

Площа корінного перерізу лопатки визначаємо при побудові профіля

Приймаючи, що

Приймаємо лінійний закон зміни площі перерізів профілю лопатки за її висотою (рис. 2.2.):

Рис.2.2. Зміна площі перерізів лопатки за її відносною висотою

Розрахунок напруження розтягу здійснюємо з використанням залежності [8]:

.

За результатами розрахунків, з використанням програмного середовища Matlab будуємо залежність напруження розтягу від відносної висоти лопатки (рис. 2.3.).

Рис. 2.3. Залежність напруження розтягу від висоти лопатки

При обтіканні потоком профілю лопатки виникають аеродинамічні сили. Величину цієї сили характеризують інтенсивністю навантаження, тобто силою, що доводиться на одиницю довжини лопатки.

Розрахункова схема визначення осьової і окружної складової інтенсивності навантаження на РЛ компресора наведено на рис. 2.4.



Рис. 2.4. Розрахункова схема лопатки компресора

Зазвичай інтенсивність навантаження розкладають на окружну і осьову складові.

Значення осьової і радіальної інтенсивності навантаження визначаються залежностями:

, .

Визначення напруження вигину від газових сил в характерних точках корінного перерізу лопатки.

На виділений елемент лопатки діють елементарні складові осьової і радіальної сил:

; .

Ці сили створюють моменти:

; .

Проінтегрував моменти від радіусу втулки до зовнішнього - визначаємо значення моментів, що діють на лопатку від газових сил :

; .

Якщо прийняти, що , а моменти можна визначити з використанням залежностей:

; .

У корінному перерізі лопатки, коли діють максимальні моменти, що вигинаються, а враховуючи, що довжина лопатки рівна , то значення моментів від газових сил в корінному перерізі визначаються з використанням залежності (рис. 2.5.):

; .

Моменти вигину від газових сил відносно головних центральних осей розраховуємо з використанням залежностей (рис. 2.6.):

Виходячи з цих співвідношень можна визначити напруження діючі в довільній точці перерізу лопатки в координатах .

Рис. 2.5. Залежності моментів вигину відносно головних вісей інерції за висотою лопатки

Рис. 2.6 Залежності моментів вигину відносно головних центральних осей від відносної довжини лопатки

Напруження вигину від газових сил в точці А корінного перерізу лопатки визначаються залежністю:

.

Напруження вигину від газових сил в точці B корінного перерізу лопатки визначаються залежністю:

.

Напруження вигину від газових сил в точці C корінного перерізу лопатки визначаються залежністю:

.

Знаки перед складовими правих частин формул враховують напрями дії моментів М?, М?. Координати точок А, В, С підставляються в ці формули зі своїми знаками.

На рис. 2.7. наведена зміна напружень вигину в характерних точках А, В, С за висотою лопатки.



Рис. 2.7. Залежності зміни напруження вигину від газових сил в характерних точках А, В і С за висотою лопатки

Визначення сумарного напруження в характерних точках профілю лопатки здійснюється складанням напруження розтягу і вигину.

Сумарне напруження в характерних точках А, В, С визначається залежностями:

;

За результатом аналізу залежностей, що наведені на рис. 2.7. можливо зробити висновок, що максимальні напруження від дії відцентрових та газових сил є в точці С. Зміна сумарного напруження в точці С наведена на рис. 2.8.



Рис. 2.8. Зміна сумарного напруження в характерній точці С за висотою лопатки

Розрахунок коефіцієнту запасу тривалої місцевої статичної міцності за висотою лопатки проводимо для точки С з використанням межі тривалої міцності матеріалу лопатки залежно від температури лопатки. Значення межі тривалої міцності матеріалу лопатки залежно від температури лопатки визначаємо з довідника [8]. Для титанового сплаву ВТ8 .Розрахунок коефіцієнту запасу тривалої місцевої статичної міцності лопатки розраховуємо з використанням залежності:

.

Зміна коефіцієнту запасу тривалої місцевої статичної міцності лопатки за її висотою наведена на рис. 2.9.



Рис. 2.9. Розподілення межі довготривалої міцності

Мінімальний коефіцієнт тривалої місцевої статичної міцності досягається в корінному перерізі лопатки , тому лопатка забезпечена достатнім запасом статичної міцності в порівнянні з межовим, що визначається нормами міцності, .

Розрахунок лопатки на міцність проведений за допомогою програми, що створена в середовищі MATLAB [9]. Програма розрахунку наведена в додатку Д.

2.2 Розрахунок на міцність диску компресора ГТД

Диски компресорів відносяться до одних з відповідальних елементів, визначаючих надійність ГТД. [10] Вони навантажені наступним силами і моментами: відцентрові сили власних мас і мас РЛ, газодинамічні навантаження від лопаток, силами тиску газу на бокові поверхні, гіроскопічними моментами, виникаючими внаслідок деформації валу.

Напруження вигину з'являються при дії силами тиску газу на бокові поверхні. Напруження вигину викликані різницею сил тиску газу на бокові поверхні диску, осьовими газовими силами від лопаток і нерівномірним розподілом температури за його товщиною.

Розтяг і стиск диску відбувається при напресуванні його на вал.

Напруження кручення є незначними, тому їх в розрахунках не враховують.

Напруження вигину є залежними від товщини диску і можуть бути значними для тонких дисків.

Тому напруження вигину в дисках, як правило, також незначні і при розрахунках не враховуються.

Таким чином, розрахунковими навантаженнями для диску першого ступеня КНТ є відцентрові сили власної ваги і ваги робочих лопаток та газодинамічні навантаження від робочих лопаток.

Для виконання розрахунку розбиваємо диск в радіальному напрямку на перерізи від 0-го перерізу до k-го ободу кріплення лопаток. Щоб забезпечити умови сходження, рішення розбивання диску на перерізи необхідно здійснювати з врахуванням:

В даному випадку розбиваємо диск на 154 перерізів.

Форма диска зображена на рис. 2.11



Рис. 2.11. Форма диска 1-го ступеня КНТ

Вибираємо матеріал диска ЭИ-696 за довідником [8] та визначаємо його характеристики:

густина с=7900 кг/м3;

при температурі диску 288К:

модуль пружності - ;

коефіцієнт Пуассона -

межа тривалої міцності -

Визначаємо кутову швидкість обертання диска для частоти обертання:

.

Визначаємо напруження, що діють на диск від робочих лопаток:



де - напруження розтягування від відцентрових сил, що діють корінному перерізі робочої лопатки;

- площа корінного перерізу лопатки;

z - кількість робочих лопаток в робочому колесі;

- товщина диска на зовнішньому радіусі;

- зовнішній радіус диска.

Приймаємо температуру диску Т=288К у всіх перерізах і визначаємо при даній температурі - модуль пружності матеріалу диска, коефіцієнта Пуассона й коефіцієнта лінійного розширення.

Для кожного перетину визначаємо допоміжні величини: - залежні від геометричних розмірів диска, його матеріалу, кутової швидкості обертання й розподілу температури за радіусом диска за формулами:

;

;

;

;

;

.



Послідовними розрахунками визначаємо в кожному перетині величини коефіцієнтів

За відомою величиною напруження від лопаткових вінців і знайденими значеннями визначаємо напруження в 0 - перетині:

Визначаємо радіальне і окружне напруження в кожному перерізі :

для

де

;

для

для

де

Визначаємо еквівалентне напруження в кожному перетині диска:

Визначаємо значення коефіцієнта запасу місцевої статичної міцності диска в кожному перерізі:

За результатами розрахунків будуємо залежності

що зображені на рис. 2.12 - 2.13.



Рис. 2.12. Зміна радіального, окружного і еквівалентного напруження за радіусом диска

Рис. 2.13. Зміна коефіцієнту запасу статичної міцності за радіусом диска

Порівнюючи межовий коефіцієнт статичної міцності, що визначається нормами міцності, і мінімальний коефіцієнт тривалої місцевої статичної міцності , що досягається в корінному перерізі диску, можна зробити висновок, що диск має достатній запас статичної міцності.



2.3 Розрахунок на міцність валу компресора ГТД

Величини навантажень в розрахункових перерізах і напружений стан валу істотно залежать від його розрахункової схеми.

Усі види навантажень, діючих на вал, можна звести за напрямом їх дії до: окружних, поперечних і осьових сил, які викликають кручення, вигин і розтягування валу і формують в нім складний напружений стан.

Крутні моменти створюють окружні газодинамічні сили, що передаються на вал від робочих лопаток компресора і турбіни [11].

Величину крутного моменту, що передається на КНТ визначаємо із співвідношення:

Момент опору крученню:

де - зовнішній діаметр валу, - внутрішній діаметр валу визначаєм за прототипом [4].

При розрахунку напруження вибирають декілька розрахункових перерізів валу, в яких можливе виникнення максимального напруження в результаті дії великих навантажень або в результаті малих величин геометричних характеристик перерізів (площ, моментів опору крученню і вигину).

Напруження кручення визначається за формулою:

,

Сила ваги ротора КНТ:

,

де - маса ротора КНТ, що приймаємо за прототипом [4];

Вигинаючі моменти від поперечної сили , можна знайти методами опору матеріалів, визначивши зусилля реакції в опорах ротора заданої розрахункової схеми. Значення необхідні для розрахунку приймаємо відповідно до прототипу [4]:

відстань між опорами l= 0,724 м;

відстань від центра ваги ротора КНТ до опори А - а1= 0,362 м;

відстань від цетра ваги ротора КНТ до опори В - а2= 0,362 м :

Для визначення реакції опори А і В складаємо систему рівнянь:

якщо система є в рівновазі, то:

сума прєкцій всіх сил повинна дорівнюввати нулю:

;

моменти всіх сил відносно точки В також повинні дорівнюввати нулю:

,



тоді ,

бо а2= а1=0,362м.

Максимальний момент вигину від дії поперечної сили ваги ротора є в середині між опорами:

.

Момент опору вигину визначається за формулою:

Для розрахунку напруження вигину обираємо максимальний згинаючий момент, що діє в середині між опормами.

Напруження вигину визначається за формулою:

,

Обчислюємо осьову силу, що діє на ротор КНТ:

Обчислюємо осоьову силу, що діє на ротор ТНТ:

Визначаємо осьове навантаження на підшипник:

Площа перерізу валу:

Напруження розтягу (стискання) валу в осьовому напрямку:

двигун компресор газотурбінний установка

Окрім напруження кручення, розтягу в осьовому напрямку і напруження згину на вал діє напруження розтягування від відцентрових сил власних мас.

Обираємо матеріал валу 18ХНВА за довідником [8] та визначаємо його характеристики:

густина с=7800 кг/м3;

межа тривалої міцності -

Розглядаючи вал як тонкостінну циліндричну оболонку, окружних напружень розтягування відцентровими силами власних мас рівні:

Сумарне нормальне напруження, що діє уздовж осі валу:

Як критерій складного напруженого стану валу використовують еквівалентне напруження, що визначається відповідно до теорії найбільшої дотичного напруження:

Статичну міцність валу оцінюють за величиною коефіцієнта запасу міцності:

Порівнюючи межовий коефіцієнт статичної міцності, що визначається нормами міцності, і мінімальний коефіцієнт статичної міцності валу, можна зробити висновок, що вал задовольняє умови міцності:

2.4 Розрахунок на довговічність підшипника опори КНТ ГТД

Розрахунок на довговічність обраного підшипника проводиться за допомогою емпіричної формули контактного зношування [9]:

,



де - довговічність підшипника - розрахунковий термін служби, вимірюваний в оборотах, протягом якого підшипник повинен працювати без появи ознак втоми металу;

n - частота обертання ротора, об / хв;

C - коефіцієнт працездатності;

Q - наведена навантаження, Н;

а - показник ступеня: для кулькових підшипників а = 3; для роликового підшипника а = 10/3.

Вихідні дані:

За результатами термодинамічного і газодинамічного розрахунків

використовуємо:

значення частоти обертання валу КНТ .

ступінь підвищення тиску повітря в ОК .

Приймаємо масу ротора .

Виходячи з місця розміщення опори вибираємо значення коефіцієнту, що враховую динамічність прикладеного навантаження Kб=1,15.

Враховуючи температурний режим роботи опори, приймемо, що температура навколишнього середовища опори рівна , тоді Kt=1,25.

Кінематичний коефіцієнт .

З використанням довідника[9] вибираємо шариковий радіально-упорний підшипник 46116 з таблиці 136, проаналізувавши прототип і за внутрішнім діаметром валу . Для цього підшипника кут контакту ;

діаметр шариків -;

кількість шариків - z = 26.

Визначаємо коефіцієнт зведеного осьового навантаження до умовно радіального:



Приймаємо коефіцієнт, який враховує якість виготовлення підшипника.

Розраховуємо коефіцієнт виправлення:

Визначаємо коефіцієнт працездатності за формулою:

Приймаємо за прототипом масу ротора і визначаємо реакцію опори від радіальних сил:

Обчислюємо осьову силу, що діє на ротор КНТ:

Обчислюємо осоьову силу, що діє на ротор ТНТ:

Визначаємо осьове навантаження на підшипник:



Оскільки , Не потрібно використовувати передню і задню розвантажувальну порожнину.

По осьовому та радіальному навантаженням визначаємо зведене навантаження за формулою:

Отже, визначаємо довготривалість, на протязі якої підшипник повинен працювати без появи ознак втоми матеріалу за формулою:

При умові назначеного ресурсу (25000+10% годин), розрахована довготривалість підшипника достатня для роботи опори при заданому ресурсі двигуна.

Висновки за розділом 2

За результатами розрахунків зроблені наступні висновки, що довготривалість опорно-упорного підшипника, статична міцність робочої лопатки, диску та валу КНТ забезпечуються :

довговічність підшипника ( годин) забезпечується при визначеному ресурсі(25000_+10 годин);

мінімальний коефіцієнт запасу статичної міцності лопатки КНТ дорівнює 2,1468;

мінімальний коефіцієнт запасу статичної міцності диску КНТ дорівнює 2,18297;

запас статичної міцності валу ротора дорівнює 1,62.

РОЗДІЛ 3. ОПИС СИСТЕМ ГТУ, ЩО ПРОЕКТУЄТЬСЯ