Уравновешивание сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно

Для полного уравновешивания сил инерции и моментов масс т_s движущихся возвратно-поступательно, необходимо было бы создать в компрессоре специальный механизм, движущий соответствующие уравновешивающие массы в противоположных направлениях.

Но такое устройство значительно усложнило бы машину, поэтому оно не могло найти применения.

В однорядном компрессоре силы инерции 2-го порядка J_nΙΙ обычно не уравновешиваются. Частично можно уравновесить только силы инерции 1-го порядка J_nΙ дополнительными противовесами, помещенными на концах щек, противоположных кривошипной шейке вала. При этом, когда поршень будет находиться в наружной или внутренней мертвых точках, центробежные силы инерции противовеса будут направлены в сторону, противоположную силам инерции поступательного движения J_nΙ и, следовательно, будут уравновешивать их. При всех других положениях поршня (например, при повороте вала на 90°) силы инерции J_nΙ, по-прежнему будут действовать вдоль оси цилиндра компрессора, хотя их величина и будет меньшей, тогда как J_np будут действовать под углом, равным углу поворота вала, и будут являться неуравновешенными силами, вызывающими колебания машин. Дополнительными противовесами обычно в таких машинах уравновешивается только ½·J_nΙ. При этом, когда вал повернется на 90˚ или на 270°, величина J_nΙ = 0, но при этих углах поворота в горизонтальной плоскости будет действовать от дополнительных противовесов сила J_np =½·J_nΙ которая сама будет неуравновешена. При таком частичном уравновешивании однорядной машины амплитуда колебаний неуравновешенных сил уменьшается в два раза.

Дополнительные противовесы обычно выполняются заодно с противовесами, необходимыми для уравновешивания силы J_R.

В двухрядных горизонтальных машинах при смещении кривошипов на 180° (фиг. 48, а) и при равных симметрично движущихся массах в обоих рядах силы инерции J_nΙ и J_nΙΙ полностью уравновешиваются, но остается неуравновешенным их момент, максимальная величина которого равна

(298)

В машинах, выполненных по схеме фиг. 48, б и имеющих по рядам равные массы m_s, силы J_nΙ взаимно уравновешиваются. Силы инерции J_nΙΙ остаются неуравновешенными, и максимальная величина их будет

(299)

Максимальный неуравновешенный момент от сил J_nΙ будет

(300)

При прочих равных условиях неуравновешенный момент от силы J_nΙ у машины, выполненной по схеме фиг. 48, а, будет меньше, чем у машины по схеме фиг. 48, б, так как в последнем случае плечо сил b всегда будет больше, чем в первом, вследствие одностороннего размещения цилиндров относительно линии коленчатого вала. Неуравновешенные моменты сил М_неур в указанных схемах в значительной мере (до 50%) могут быть уменьшены силами инерции дополнительных противовесов J_np, закрепленных на концах, противоположных шейке коленчатого вала, как это указано на фиг. 48.

В многорядных компрессорах аналогичной конструкции взаимное уравновешивание сил инерции может быть достигнуто путем рациональной компоновки рядов.

Рассмотрим схему двухрядного компрессора с параллельными осями цилиндров, установленных с одной стороны вала (фиг. 49, а); колена расположены под углом 90°. Максимальные силы инерции будут

в 1-м ряду

и

во 2-м ряду

и

Фиг. 48. Схемы действия сил инерции J_nΙ и J_nΙΙ в двухрядных компрессорах.

Неуравновешенные силы инерции в такой схеме равны J_nΙ. Эти силы частично могут быть уравновешены дополнительными противовесами. Силы же инерции 2-го порядка J_nΙΙ и их момент m_sω²Rλ_шb не уравновешиваются и остаются свободными.

Таким образом, в двухрядных компрессорах с углом между кривошипами 90° нельзя достигнуть хорошего уравновешивания сил инерции. В этом отношении лучшей будет схема с углом между кривошипами в 180°. Однако диаграмма тангенциальных сил в компрессорах двойного действия с углом между кривошипами 90° получает такой характер, который обусловливает при той же степени неравномерности меньший маховой момент, а следовательно, и более легкий маховик. Поэтому схема со смещением кривошипов на 90° применяется для крупных компрессоров с малым числом оборотов. Для многооборотных машин более целесообразной является схема с кривошипами, смещенными на 180°.

На фиг. 49, б показан трехколенный вал компрессора с параллельными осями цилиндров и односторонним их расположением относительно оси вала. Колена размещены под углом 120°.

При угле α = 0 в 1-м ряду

Одновременно во втором ряду будет

В третьем ряду

Суммируя эти силы, при равенстве масс т_s во всех трех рядах, получим ΣJ_nΙ == 0 и ΣJ_nΙΙ= 0. Таким образом, в рассматриваемой схеме возможно полностью взаимно уравновесить силы инерции 1-го и 2-го порядков. Сумма же моментов от сил инерции не уравновешивается, возникает продольный свободный момент от сил J_nΙ и J_nΙΙ.

В компрессорах производится уравновешивание только момента 1-го порядка. Наиболее целесообразным методом здесь следует считать уравновешивание посредством установки двух противовесов на концах вала (фиг. 49, б).

Величину результирующего момента определим как сумму моментов сил J_nΙΙ относительно середины третьего колена.

Фиг. 49. Схемы действия сил инерции J_nΙ и J_nΙΙ в компрессорах, выпол­ненных по различным схе­мам.

Момент силы J_nΙ первого колена, равный 2 J_nΙ ·а, действует в плоскости этого же колена. Действие силы J_п1 второго колена создает момент J_п1 a, действующий в плоскости второго колена. Сумма этих моментов дает результирующий момент [93].

Плоскость действия результирующего момента определяется углом ψ (между плоскостью первого колена и плоскостью действия М_JΙ ):

откуда

Если в плоскости действия момента М_JΙ установить два противовеса по концам вала на плече b, то он может быть уравновешен. Массу противовеса можно определить из условия

следовательно,

Если в компрессоре, выполненном по схеме фиг. 54, а, массы m_s, поршневых групп первой ступени равны между собой и сумма их равна массе симметрично движущихся поршней второй ступени, т. е. 2т_s1 = m_s11, то достигается полное взаимное уравновешивание сил инерции 1-го и 2-го порядков без применения дополнительных противовесов. Здесь также отсутствует и неуравновешенный момент. Вышеуказанное равенство может быть достигнуто, если поршни первых ступеней изготовить из легких сплавов (например, из силумина), а поршень второй ступени из чугуна.

Хорошее уравновешивание сил инерции в двухрядном компрессоре получается при расположении осей цилиндров под углом 90°. Рассмотрим схему фиг. 49, в. Если в этой схеме массы обоих рядов, движущиеся возвратно-поступательно, равны между собой (что в большинстве конструкций удается осуществить), то при повороте вала на угол α, получим

для 1-го ряда

для 2-го ряда

и

Геометрическая сумма этих сил даст равнодействующие

и

Из уравнения для ΣJ_n1 следует, что равнодействующая от сил инерции 1-го порядка при равенстве масс по рядам постоянна по величине и направ­лена по радиусу кривошипа. Следовательно, она легко уравновешивается путем увеличения массы противовесов, устанавливаемых на щеках колена вала для уравновешивания сил J_R. Величина добавочной массы противовеса определяется из равенства

откуда добавочная масса противовеса

Силы инерции 2-го порядка равны по величине и направлены вдоль осей своих цилиндров в противоположные стороны. Величина равнодействующей ΣJ_nΙ1 будет меняться по гармоническому закону.

Угол между осью у (фиг. 49, в) и направлением равнодействующей может иметь лишь два значения: 90 и 270°. Следовательно, равнодействующая сил J_nΙ1 всегда расположена горизонтально и может быть уравновешена только с помощью специальных устройств, которые вследствие сложности их выполнения практически не находят применения. Так как в этой схеме цилиндры компрессора расположены в одной плоскости, то продольный свободный момент от неуравновешенных сил J_nΙ1 не возникает.

Проанализировав (аналогично вышеизложенному) действия сил инерции 1-го и 2-го порядков J_n1 и J_nΙ1 для компрессора, выполненного по любой схеме, можно найти возникающие во время работы машины ΣЈ_п1 и ΣЈ_п11 по величине и направлению. Анализ покажет, могут ли взаимно уравновешиваться силы инерции и их моменты. Если взаимной уравновешенности нет, то подобным анализом можно установить, какая неуравновешенность будет в машине при данной ее схеме и как и в какой мере она может быть уменьшена противовесами.

Так, например, для трехрядных компрессоров, выполненных по W-образной схеме с углом 60° между осями цилиндров и одним общим кривошипом (фиг. 51, г), анализ дает следующие результаты.

Вертикальные и горизонтальные составляющие J_nΙ меняются по закону эллипса. Причем малая полуось этого эллипса вертикальна и равна

Большая полуось горизонтальна и при одинаковых массах обоих цилиндров первой ступени равна

Полное уравновешивание этих сил может быть достигнуто противовесами только тогда, когда массы, движущиеся возвратно-поступательно, у всех трех рядов будут равны между собой.

Силы инерции 2-го порядка J_nΙ1 в рассматриваемой схеме не уравновешиваются. Вектор геометрической суммы этих сил вращается в сторону вращения вала с удвоенной угловой скоростью. Величина его изменяется по закону эллипса, малая полуось которого вертикальна и равна

а большая полуось горизонтальна и равна

Для компрессоров, выполненных по W-образной схеме с углом 60° между осями цилиндров и с двумя кривошипами, расположенными под углом 180° друг относительно друга (фиг. 42, д), анализ действия сил инерции дает следующие результаты. Если m_s11 = 0,5m_s1, то вертикальная составляющая геометрической суммы сил инерции 1-го и 2-го порядков обращается в нуль; здесь m_s11 — масса среднего ряда, m_s1 — масса наклонного ряда. Горизонтальные же их составляющие взаимно не уравновешиваются и остаются свободными так же, как и моменты составляющих сил инерции, действующих в вертикальной плоскости. В этой схеме не достигается полного уравновешивания сил инерции. Однако достоинствами ее являются возможность частичного уравновешивания силы J_nΙ без дополнительных противовесов и хорошая диаграмма тангенциальных усилий.

В шестирядной машине с параллельными рядами цилиндров, расположенных по одну сторону вала, шестиколенчатый вал может быть выполнен с углами между коленами в 60 или 120°. В обоих случаях, если движущиеся массы по рядам равны между собой, геометрические суммы сил инерции 1-го и 2-го порядков равны нулю, т. е. силы инерции полностью взаимно уравновешиваются. Причем угол 60° дает лучшую диаграмму тангенциальных усилий.

Питання: За яким критерієм оцінюється досконалість камери згоряння з точки зору забезпечення надійності деталей вузла турбіни? При відомих значеннях температур визначити досконалість камери згоряння якщо :

температура повітря за компресором =400 К;

температури газового потоку у 5-ті радіальних перетинах перед турбіною причому середньомасова температура газу визначається за наступною емпіричною залежністю: .

Відповідь:

Досконалість камери згоряння оцінюється радіальною нерівномірністю температурного полю газу :

. Для сучасних камер згоряння .

При .

- приблізно10%, що знаходиться у межах рекомендованого допуску і говорить про досконалість даної камери згоряння.

Питання: Покажіть, як можна визначити відцентрову силу, що діє на робочу лопатку осьового турбокомпресору.

Відповідь:

Питання: Назвіть переваги крейцкопфних оппозитних компресорів перед іншими конструктивними схемами поршневих компресорів.

Відповідь:

Крейцкопфні оппозитні компресори у порівнянні з іншими конструктивними схемами поршневих компресорів краще врівноважені.

Питання: В чому сутність експериментального способу визначення масового полярного моменту інерції. Накресліть схему дослідної установки для визначення масового полярного моменту інерції. Пояснити її конструктивні особливості. Як що масовий полярний момент інерції, отриманий експериментально, Ј_р(експ).= 100 кг м², а визначений за розрахунком Ј_р(розр).=120 кг м², то достатня лі точність розрахункового методу?

Відповідь:

З існуючої залежності між масовим полярним моментом інерції та періодом крутильних коливань ротора, що підвішаний на біфілярної підвісці відомо, що . Відкіля .

Якщо кг·м², а кг·м², то похибка розрахункового методу буде: , або 20%, допустима похибка повинна бути не більше 5%. Таким чином точність розрахункового методу не достатня.

Схема дослідної установки для визначеннямасового полярного моменту інерції:

1 – кронштейн; 2 – трос біфілярної підвіски; 3 – траверса підвіски; 4 – ротор компресора або турбіни.

Питання: При яких розрахунках на міцність застосовується діаграма поршневих сил ряду, а при яких діаграма тангенційних сил?

Відповідь:

Діаграма поршневих сил ряду застосовується при розрахунку колінчатого (кривошипного) валу.

Діаграма сумарних тангенційних сил застосовується при динамічному розрахунку компресора (поршневого двигуна), тобто при розрахунку маховика.

Діаграма поршневих сил ряду

Діаграма сумарних тангенційних сил

Питання: Чому моментна характеристика турбіни при запуску ГТУ має в основному лінійний характер?

Відповідь:

Тому що паливний автомат запуску підтримує таку подачу пального, при якої температура газу перед турбіною має постійне максимально допустиме значення. І тільки перед виходом двигуна на режим холостого ходу регулятор зменшує подачу пального, що призводить до зменшення температури газу перед турбіною і до появи криволінійної ланки на моментній характеристиці турбіни.

Питання: Які чинники впливають на частоту власних коливань лопатки компресора або турбіни?

Відповідь:

На частоту власних коливань лопатки компресора або турбіни впливають їх геометричні характеристики: клиновидність, трапецевидність, закрутка пера, вигін профілю, спосіб кріплення і форма коливань, а також експлуатаційні фактори: температура і частота обертання.

, [Гц] – власна частота коливань лопатки, де - характеризує спосіб закріплення лопатки та форму коливань лопатки.

, де f_t – власна частота згінних коливань лопатки при температурі t ^оС ; f₂₀ - власна частота згінних коливань лопатки при температурі 20 ^оС; Е_t – модуль пружності матеріалу при t ^оС; Е₂₀ - модуль пружності матеріалу при t ^оС.

, де f_d – власна частота коливань лопатки при її обертанні (динамічна власна частота); f_с – власна частота нерухомої лопатки; В – коефіцієнт, що враховує геометричні розміри лопатки, форму коливань лопатки (визначається експериментально або за емпіричною залежністю); п_s – частота обертання ротора у [об/с]. Приблизно В можна визначити за наступними емпіричними залежностями:

- для лопаток з постійним перетином профільної частини (пера лопатки); - для лопаток з перемінним перетином профільної частини; - для лопаток з закрученням профільної частини, де D_ср – середній діаметр ротора; l – довжина пера лопатки; α_ср – середній кут закручення профільної частини лопатки.

Питання: Поясніть способи охолодження елементів вузла турбіни.

Відповідь:

Основними елементами вузла турбіни, що охолоджуються, є лопатки, диски, вали, опори і корпуси. Для їх охолодження застосовують повітряні і рідинні системи. Повітряні системи охолодження притаманні для охолодження корпусів, соплових та робочих лопаток, а також дисків та фланців валів турбін. Рідинні (масляні) притаманні опорам турбін.

Найбільш термічно навантаженими є лопатки турбін. для них застосовують наступні способи охолодження: радіаторний, конвективний, заградительно-плівковий, пористий. В зв’язку з цим робочі лопатки мають три основних типа конструкції: з внутрішніми каналами, з дефлектором і гільзові.

Найбільш проста технологія виготовлення лопаток з каналами, що забезпечують радіальну течію повітря. Однак нерівномірність температур лопатки при цьому може досягати 150…200К (найбільш нагрітими є вхідна і вихідна крайки лопатки, де практично не можливо розташувати необхідну кількість каналів). Нерівномірність охолодження може бути зменшена за рахунок петлевої схеми руху повітря. Ще біль ефективне охолодження досягається у лопатках з інтенсифікаторами тепловіддачі, у якості яких застосовують штирки. Вони забезпечують турбулізацію потоку повітря, що суттєво підвищує коефіцієнт тепловіддачі. У лопатках з дефлектором може бути організовано як радіальний рух повітря, так і осьовий. Гільзова (оболонкова) лопатка складається з силового стриженя, до якого прикріплена оболонка, що утворює профільну частину пера лопатки. Такий спосіб охолодження дозволяє реалізувати пористе охолодження. При пористому охолодженні оболонка виготовлюється навивкою з жароміцного дроту, що спікається потім для отримання пористої структури, або з набору сітчастих листів.

Конструктивна реалізація способів охолодження лопаток турбіни

Питання: Ви виконуєте запуск ГТУ і виявляєте, що час запуску більше встановленого для цього типу ГТУ. Ваше завдання:

– пояснити можливі причини подовженого часу запуску ГТУ;

– визначити у загальному вигляді момент прискорення під час запуску ГТУ;

– поясніть, як момент прискорення пов'язаний з часом запуску.

Відповідь:

Моментна характеристика запуску ГТУ

З моментної характеристики бачимо, продовжність запуску залежить від пускового пристрою, стану ротора турбокомпресора, що розкручується. Якщо джерело живлення для пускового пристрою буде слабким, то момент пускового пристрою буде меншим за оптимальний, що призведе до продовжного часу запуску. Стан турбіни та компресора ротора, що розкручується, також впливає на відповідні моменти, що призводить до продовжного часу запуску.

Момент прискорення залежить від масового полярного моменту інерції та прискорення обертів ротора, що розкручується. Тобто , де J_р – масовий полярний момент інерції ротора; п – оберти; τ – час запуску. Відкіля маємо час запуску в аналітичному вигляді: , де момент прискорення визначається, як алгебраїчна сума діючих складових моментів (М_пу, М_с , М_т), а τ_І, τ_ІІ, τ_ІІІ – час першого, другого, третього етапів запуску.

, де М_о – початковий пусковий момент; с – коефіцієнт, що характеризує тип пускового пристрою. Слід мати на увазі, що для забезпечення оптимальної продовжності запуску М_пу при частоті обертання п₁ повинен бути у 2…3 рази більшим моменту опору обертанню ротора М_с. У власну чергу , де М_к – момент, що потрібен для приводу компресора; а – коефіцієнт пропорційності, що визначається через параметри робочого процесу на режимі малого газу, тобто , L_{ад к} – питома адіабатична робота компресора; G_в – секундна витрата повітря; η_к – ККД компресора; п_мг – оберти ротора на малому газі. Момент на характеристика турбіни майже лінійна на І-му, ІІ-му та частково ІІІ-му етапах запуску. Відомо, що при п=п₁ М_тІІ=0; при п=п_р М_тІІ=М_сІІ; при п=п_мг М_тІІІ=М_сІІІ.

Питання: Поясніть різницю у розрахунку на міцність рухомих та нерухомих лопаток турбокомпресора. Від чого залежить момент згинання, що діє на лопатки напрямних, спрямних та соплових апаратів?

Відповідь:

Рухомі лопатки рахуються, як від дії відцентрових сил власних мас, так і газових навантажень, що призводять до їх згинання. Нерухомі лопатки рахуються тільки від дії на них газових навантажень.

Моменти згинання, що діють на нерухомі лопатки турбокомпресора, залежать від способу їх кріплення, тобто враховують конструктивний тип лопатки: консольна, рамна, двоопорна з шарнірним кріпленням у бандажних кільцях, або один кінець спирається на бандажне кільце шарнірно, а другій закріплений жорстко.

Питання: Поясніть причину деформацій передньої та задньої крайок лопаток турбін в експлуатації.

Відповідь:

Причиною є перегрівання вказаних крайок, в результаті чого виникають значні температурні напруження, які додаються до інших нормальних напружень, що призводить до суттєвого зменшення коефіцієнту запасу міцності і температурним деформаціям.

Питання: Як дослідним шляхом визначається власна частота коливань робочої лопатки турбокомпресора? Зобразіть експериментальну установку для даного дослідження.

В залежності від чого визначаються форми коливань лопаток?

Якщо частота власних коливань консольне закріпленої лопатки по першої формі дорівнюється 10 гц, то яка ж буде її власна частота по другій формі коливань?

Відповідь:

	Власна частота коливань визначається за принципом резонансу, якій можна зафіксувати візуально. Кількість вузлів коливань консольно закріпленої лопатки визначає форму коливань. Якщо fІ =10 Гц, то fІІ = 6,3 fІ = 6,3·10=63 [Гц].
Рис. Експериментальна установка

Питання: Перелічите типи поршнів, поясніть їх конструктивні особливості та способи їх ущільнення в циліндрах.

Відповідь:

Типи поршнів:

• дискові;

• тронкові;

• плунжерні;

• диференціальні (комбіновані).

Дискові поршні мають відносно невелику довжину, у порівнянні з діаметром, і застосовуються в ступенях низького тиску, частіше двосторонньої дії і головним чином у крейцкопфних машинах. Співвідношення їх довжини і діаметра лежить у межах Н=(0,2…0,4)D.

Тронкові поршні застосовують головним чином у безкрейцкопфних компресорах, у ступенях односторонньої дії. Співвідношення їх довжини і діаметра лежить у межах Н=(0,8…2,0)D.

Плунжерні порщні застосовують у ступенях високого тиску. Співвідношення їх довжини і діаметра лежить у межах Н=(4,0…10,0)D.

Диференціальні поршні – це комбінація декілька поршнів різних діаметрів, об’єднаних у одну деталь.

Ущільнення поршнів виконують за допомогою манжет, компресійних кілець (розрізних, або цілих), лабіринтів, або масляного шару - у плунжерних поршнях.

Питання: Для чого призначена система запалення у ГТУ, які типи систем запалення застосовуються у ГТУ, якій її склад та як вона працює?

Відповідь:

Система запалення призначена для розпалення камери згоряння під час запуску. Існує два типа систем запалення: низьковольтні (1500-6000 В) та високовольтні (до 18000 В).

В склад системи запалення входять агрегати запалення, високовольтні дроти, свічки поверхневого розряду - низьковольтна система, або дугового розряду - високовольтна система. Агрегат запалювання складається з пускових котушок, преривателя, випрямителя, конденсаторів, активаторів. Кожна котушка має дві обмотки: первинну та вторинну. Первинна включена через прериватель до джерела постійного електричного струму. Вторинна - через активатор з’єднується високовольтними дротами зі свічками у пальниках камери згоряння. Робота агрегату запалення основана на заряді і розряді накопичувального конденсатору. Заряд конденсатору відбувається від струму вторинної обмотки через випрямитель. При досягненні напруги, яка дорівнюється сумі пробивних напруг розрядника і свічки, конденсатор розряджається і між електродами свічки виникає електричний розряд з частотою 5…30 Гц, що запалює паливо-повітряну суміш у пальнику.

Питання: Поясніть, для чого та як виконується профілювання забірника повітря для ГТУ? Якій діапазон значень приймає коефіцієнт пропорційності рівняння лемніскати в полярних координатах, якщо діаметр входу у компресор D_вх = 1м ?

Відповідь:

Профілювання забірника повітря виконують для забезпечення рівномірності входу повітря у компресор, як по радіусу так і по колу. Найбільш розповсюдженим профілем є лемніскатний. Рівняння лемніскати у полярних координатах дає змогу побудувати такій забірник повітря. , де а=(0,6…0,8)D_{вх ,} D_вх – діаметр входу у компресор двигуна. Якщо D_вх=1 м, то а=0,6…0,8.

Рис. Профілювання лемніскатного забірника повітря

Питання: Що таке маховик поршневого компресору, для чого він призначений та як визначається його маса або розміри?

Відповідь:

Маховик поршневого компресора призначений для накопичення та віддачі механічної енергії з ціллю утримання коливань кутової швидкості валу компресора і двигуна в межах заданого ступеню нерівномірності.

Маси елементів колінчастого валу, що обертаються, порівняльне мають малий момент інерції, тому змінення кінетичної енергії цих мас не враховують. Вважається, що допустима різниця максимальної і мінімальної величин енергії повина забезпечуватися тільки маховиком.

У випадку однорядного компресору найбільша площадка між лініями і P_{t ср} на діаграмі буде представляти у масштабі ту величину енергії, на яку повинен бути розраховано маховик. У випадку дворядного і багаторядного компресора маховик розраховується з найбільшої площадки результуючої кривої .

При визначенні махового моменту маховика поршневого компресору застосовуються діаграма сумарних тангенційних сил та наступні параметри:

• D_ср – діаметр кола, якій проходить через центри мас перетинів ободу маховика, [м];

• J_т – момент інерції маси маховика, що обертається, зведений до діаметру D_ср, [кГм·с²], в СИ – [Н·м²];

• G – вага ободу маховика, [кГ], в СИ – [Н];

• δ – допустима степінь нерівномірності кутової швидкості валу компресору.

Діаграма сумарних тангенційних сил

Для визначення необхідної надлишкової енергії маховика з результуючій площадки діаграми тангенційних сил потрібно спочатку визначити масштаб площин

, де

–масштаб довжини тангенційної діаграми (l – довжина діаграми), [ ]; т_с – масштаб сил, [ ].

При максимальної різниці енергії між той, що передається двигуном і той, що потрібна компресору, і яка представляється площадкою f_рез, змінення кінетичної енергії маховика за один оберт буде:

. (3.1)

Звичайно маховики компресорів виготовлюють у вигляді диску з ободом прямокутної форми у перетині (рис. ).

Рис. Профіль маховика поршневого компресора

Далі для виконання проектного розрахунку маховика застосовуємо рівняння махового моменту , де т_плf_рез у [кг м/с] і п_о у [об/хв].

Питання: З якого рівняння визначається об’єм жарової труби (сумарний об’єм жарових труб для трубчасто-кільцевих камер згоряння).

Визначте об’єм жарової труби ГТУ ГПА, якщо часова витрата пального на розрахунковому режимі G_п=2000 кг/год; коефіцієнт повноти згоряння η_г=0,99; тиск за компресором р_к=1 МПа; теплонапруженність камери згоряння Q= 3000кДж/м³ год Па.

Відповідь:

Відомо, що мінімальні габаритні розміри камер згоряння з рівняння її теплонапруженності:

, де Н_и – низка теплотворна здатність пального (для природного газу Н_и = 50056 кДж/кг); G_п – секундна витрата пального у [кг/с]; V_ж – об’єм жарової труби камери згоряння, [м];

- тиск повітря за компресором , [Па].

Тоді [м³].

Питання: В чому особливість розрахунку на міцність робочих лопаток відцентрових компресорів, нагнітачів?

Відповідь:

Особливість полягає у тому, що робочі лопатки відцентрових компресорів як правило кріпляться консольно до бокової поверхні диску. На них діє як відцентрова, так і газова сила, які призводять до їх згинання. Тому їх міцність визначається через сумарні напруження згинання.

Робочі лопатки нагнітачів рахуються як лопатки з двоопорним жорстким кріпленням з застосуванням методів будівельної механіки, як статично не визначені вісесіметричні рами з врахуванням усіх діючих на них навантажень.

Питання: В якої системі ГТУ встановлений дозатор газу та яку функцію він виконує?

Відповідь: У системі автоматичного керування ГТУ. Забезпечує подачу пального у камеру згоряння у відповідності з режимом роботи ГТУ.

Питання: Розшифруйте марку мастила МК-8П, можна лі його застосовувати для масло систем нагнітачів ГПА, пояснити для чого та як виконується якісний аналіз масла?

Відповідь: М- мастило моторне, К – кислотне очищення, 8 – в’язкість у сантистоксах, П – наявність присадки.

Питання: При проектуванні мастильної системи ГТУ Вам необхідно визначити необхідну прокачку мастила.

– За якою умовою визначається необхідна прокачка?

– Якщо мастило мінеральне, то яке значення має питома теплоємність масла та його густина?

– При відомих значеннях тепловіддачі у мастило Q=2,5 ×10⁶ Дж/хв та підвищені температури мастила у двигуні на 40 К (ΔТ=40 К) визначити необхідну прокачку, якщо мастило мінеральне.

Відповідь:

Необхідна прокачка масла визначається з умови теплового балансу у зонах мащення.

Для мінерального масла питома теплоємність , його густина . Тоді необхідна прокачка буде [л/хв].

Питання: Які навантаження діють на диски компресорів, турбін і відцентрових нагнітачів та які допущення покладені в основу побудови розрахункової схеми диску?

Відповідь:

На диски названих машин діють відцентрові сили власних мас і мас робочих лопаток, газодинамічні навантаження з боку робочих лопаток, сили тиску робочого тіла на бокові поверхні, крім того диски газових турбін і останніх ступенів компресорів підвергнути термічним навантаженням. У випадку напресування диска на вал, перший знаходиться під напруженням стискання. В якості же розрахункових навантажень обираються відцентрові сили власних мас диска і робочих лопаток. При розрахунку диска на міцність враховують нерівномірний розподіл температури вдовж радіусу.

Допущення, що покладені в основу побудови розрахункової схеми диску:

• диск симетричний відносно серединної площини и має плавні окреслення профілю;

• температура змінюється тільки вдовж радіусу диска;

• відцентрові сили робочих лопаток і замкової частини обода диску рівномірно розподілені по зовнішній поверхні обода диску. Дію цих сил заміняють дією радіальних контурних напружень.

Отриманої, таким чином, розрахунковій схемі відповідає плоскій напружений стан, який характеризується дією радіальних і колових нормальних напружень.

Питання: При проектуванні мастильної системи ГТУ Вам необхідно визначити продуктивність всіх відкачуючи насосів.

– Чому відповідає кількість насосів відкачки у ГТУ?

– В скільки разів продуктивність всіх відкачуючи масляних насосів більше або менше продуктивності нагнітаючого насосу і чому так?

– При продуктивності нагнітаючого насосу W_Н = 50 л/хв яка буде продуктивність усіх відкачуючи насосів W_{Σ відк}?

Відповідь:

Кількість насосів відкачки відповідає в основному кількості масло збірників.

В зв’язку зі збільшенням об’єму масла після його відпрацювання у підшипникових вузлах опор у 2…3 рази із-за нагрівання та загазованості масла сумарна продуктивність всіх відкачуючи насосів повинна бути більше продуктивності нагнітаючого насосу у 2…3 рази.

[л/хв].

Питання: Як визначаються крутні моменти, що діють на ротори компресора і турбіни та куди направлені їх вектори?

Відповідь:

Для ТРД і ТВлД крутні моменти роторів компресора і турбіни приблизно рівні, тобто . Для показаної схеми ГТУ крутний момент на редукторі дорівнюється різниці крутних моментів роторів турбіни і компресора М_р=М_{р т}-М_{р к}. Момент на промвалі в цьому випадку дорівнюється добутку передаточного числа і моменту редуктора, М_п/в=і М_р.

Питання: Визначити об’ємну продуктивність плунжерного насосу з наступними даними:

кількість плунжерів і = 9; діаметр плунжера d_П=12 мм; хід плунжера h = 15 мм; частота обертання ротора насосу n = 4000 об/хв; коефіцієнт об’ємної подачі η = 0,96.

Відповідь:

[л/хв].

Питання: Які типи вхідних пристроїв використовують у конструкції ГТУ ГПА і чому?

Відповідь:

Спрофільовані по параболі, або по лемніскаті. Тому що вони забезпечують достатню рівномірність течії робочого тіла на вході у компресор, яка характеризується швидкістю, температурою і тиском. Сама крашу рівномірність течії робочого тіла забезпечує лемніскатний забірник повітря.

Питання: У якому випадку при розрахунку робочої лопатки турбокомпресора на міцність використовують метод Симпсона та якій відсоток складають напруження розтягнення від відцентрових сил власних мас лопатки відносно загального навантаження?

Відповідь:

Схема розрахунку напружень розтягнення у робочій лопатці за методом Симпсона

Метод Симпсона застосовується для розрахунку напружень розтягнення у лопатці зі зміненням площі перетинів пера за довільним законом.

Максимальні значення напружень розтягнення від відцентрових сил в осьових компресорах досягають 300…350 МПа для сталевих лопаток, 100…150 МПа - для алюмінієвих лопаток, 150…200 МПа – для титанових лопаток. У лопатках газових турбін максимальні напруження розтягнення досягають 250…300 МПа. Це складає 60..70% від загальних напружень з врахуванням усіх навантажень.

Питання: Для чого на ГТУ виконана паливна система, які вимоги висуваються до неї, яке пальне застосовують у газотурбінних приводах ГПА та які його характеристики?

Відповідь:

Паливна система ГТУ забезпечує безперебійне підведення пального у необхідній кількості зі станційного паливного колектору в камеру згоряння на всіх робочих режимах і відомих умовах експлуатації.

Вимоги:

- висока надійність функціонування при будь яких умовах експлуатації;

- пожежовибухобезпечність;

- достатня контролепридатність, експлуатаційна і ремонтна технологічність;

- максимальна степінь автоматизації управління;

- простота, компактність та мала металоємність.

В якості пального ГТУ ГПА застосовується природний газ, що транспортується.

Витрата паливного газу у камеру згоряння ГТУ є лінійною функцією від ефективній потужності ГТУ: , де G_По – витрата пального на холостому режимі роботи. Наприклад,

Параметри	Тип ГТУ
	ГТ-700-5	ГТ-750-6	ГТК-10
GПо, кг/год	250	480	600
tgβ	0,29	0,24	0,25

Основною енергетичною характеристикою пального є теплота згоряння, яка визначається як кількість теплоти, що виділяється при повному згорянню 1 кг палива. Теплота згоряння поділяється на висщую і низщую. Одна от одної відрізняється значенням теплоти конденсації парів води при охолоджені продуктів згоряння. Оскільки продукти згоряння покидають ГТУ при температурі висще температури конденсації парів води, то в якості енергетичної характеристики пального приймають низщую теплоту згоряння палива.

В якості окислювача при горінні пального використовується повітря. Мінімальна кількість повітря, що потрібна для повного згоряння 1 кг палива називається теоретично необхідною кількістю повітря .

, де С, Н, S, О – масові частки відповідно вуглецю, водню, сірки, кисеню у 1 кг пального.

Порівняльна характеристика паливо-повітряних сумішей

Тип палива	Масовий склад елементів у 1 кг палива				Ни, кДж/кг
	Н	С	S	О
Керосин: Т-1
	0,138	0,862	-	-	42800	13,8
ТС-1	0,144	0,856	-	-	42900	14,4
Т-2	0,147	0,853	-	-	43100	14,7
Дизельне пальне (Л,З,А)	0,110	0,888	0,001	0,001	42000	13,2
Природний газ:
Саратовський	0,227	0,701	0,072	-	47000	15,7
Дашавский	0,244	0,743	0,013	-	49500	17,1
Ставропільский	0,243	0,735	0,020	0,001	50500	16,6
Шебелинський	0,250	0,740	0,006	0,004	45500	17,2
Водовод	1	-	-	-	120000	34,5