ВВЕДЕНИЕ
В настоящее время наряду с применением газотурбинных двигателей (ГТД) в составе силовых установок самолетов и вертолетов их используют и в наземных установках. Перечень таких установок довольно обширен: транспортные наземные установки; транспортные установки морского и речного транспорта; установки для получения сжатого воздуха используемые в технологических целях; установки для привода ротора электрогенератора и т.д.
По виду схемы двигателя ГТД делятся на одновальные, одновальные со свободной турбиной, ГТД со свободной турбиной и двухвальным газогенератором. 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 приводы электрогенераторов, газоперекачивающие агрегаты, двигатели тяжелого наземного транспорта, судов.
Широкое применение ГТД получили в газотранспортной отрасли в качестве привода для нагнетателей природного газа на магистральных трубопроводах и на технологических станциях. Основными технико-экономическими показателями, благодаря которым ГТД занимает доминирующее положение на газотранспортной отрасли, является надежность при длительной эксплуатации; высокая экономичность (КПД).
Следуя вышесказанному, в данной выпускной работе необходимо рассчитать газогенератор газотурбинного двигателя, который максимально отвечал бы современным требованиям, при этом обеспечивать высокий уровень КПД и достаточно длительный ресурс работы. В качестве прототипа взят двигатель Д-336-1/2-6.
Основные параметры прототипа:
степень повышения давления в компрессоре πк*=15,85;
температура газа перед турбиной Tг*=1280 К;
расход воздуха Gв=31,95 кг/с;
частота вращения ротора свободной турбины – nст=8200 об/мин;
эффективная мощность Ne = 6,3 МВт;
эффективный КПД ηе=31%.
В задачи расчета входит выбор и обоснование параметров цикла ГТД, термогазодинамический расчет двигателя, согласование параметров компрессора и турбины, газодинамические расчеты компрессора и турбины, расчет решеток профилей, расчет на прочность наиболее нагруженных деталей узла (диск, лопатка РК), разработка плана технологического процесса изготовления детали - вала. Так же присутствует экономическая часть, в которой основной задачей является экономическое обоснование целесообразности инвестирования средств в производство и эксплуатацию газотурбинных двигателей.
1 Расчетно-теоретическая часть
1.1 Выбор параметров цикла
1.1.1 Обоснование мощности и частоты вращения силовой турбины ГТД
Проектируемый двигатель предназначен для привода нагнетателя природного газа. Номинальная мощность нагнетателя 6,3 МВт, политропический КПД-77,5%.
nст=8200 об/мин – номинальная частота вала нагнетателя.
В работе выбрана
безредукторная схема, при этом
об/мин.
Такая схема
приведена на рисунке 1.1.
Рисунок 1.1 – Схема трансмиссии
Мощность свободной турбины вычисляется по следующей формуле:
Nтс = NH * Kзап = 6,3*1,095=6,9 мВт,
где
- коэффициент
запаса мощности, учитывающий потери
мощности в процессе эксплуатации при
износе и загрязнениии
проточной части.
1.1.2 Выбор и обоснование параметров расчетного режима
При проектировании двигателя, расчет ведется на определенном режиме, при котором все размеры и проходные сечения элементов и частоты вращения роторов предполагаются зафиксированными.
Выбор основных параметров двигателя оказывает сильное влияние на эффективность его работы как силовой установки. Расчет выполняется для Gв=1кг/с. В расчете вычисляют параметры в характерных сечениях двигателя. Эти данные в дальнейшем используются для согласования параметров компрессора и турбины, и формирования облика двигателя. Основными требованиями к данному двигателю являются: высокая экономичность (малые значения удельного расхода топлива) и высокая удельная мощность.
Перед выбором основных параметров двигателя необходимо определить расчетный режим.
В зависимости от назначения и условий, при которых работает двигатель, выбираются параметры цикла (pк* и Тг*), а также узлов (σВХ, ηК, σКС, ηГ, ηТ*, σРН, сс) и соответствующий им расчетный режим работы. В основу оптимизации параметров закладываются разные критерии (целевые функции): минимум удельного расхода топлива, максимум мощности, обеспечение надежности на чрезвычайных режимах работы и т.п.
Основными параметрами рабочего процесса двигателя при постоянных условиях на входе в ГТД, существенно влияющими на его удельные параметры, является температура газа Т*г и степень повышения давления в компрессоре pк*.
Температура газов перед турбиной. Увеличение температуры газов перед турбиной позволяет значительно увеличить удельную мощность двигателя и, следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу двигателя. Повышение температуры газа перед турбиной улучшает также экономичность двигателя. Для обеспечения надежности работы турбины при высоких значениях температуры газа (Тг*>1250К) необходимо применять охлаждаемые лопатки. Потребное количество охлаждающего воздуха зависит от температуры газа и способа охлаждения турбины, что приводит к снижению удельной мощности и росту удельного расхода топлива. Расчет производим для нескольких значений Тг*=1240; 1265; 1290; 1315; 1340 К.
Степень повышения
полного давления в компрессоре. Стремление
получить двигатель с высокими удельными
параметрами требует
увеличения значения степени повышения
давления (pк*)
в компрессоре. Но значение степени
повышения давления ограничивается
усложнением конструкции и, следовательно,
увеличением массы и габаритов двигателя.
Выбор высоких значений
*
при проектировании приводит к получению
малых высот лопаток последней ступени
компрессора и первых ступеней турбины.
Это в свою очередь приводит к росту
потерь энергии из-за увеличения
относительных радиальных зазоров и
понижения относительной точности
изготовления лопаток. Для расчета
выбираем несколько значений
πк*=
7,87; 9,87; 11,87; 13,87; 15,87; 17,87; 19,87.
КПД компрессора и турбины. Величина изоэнтропического КПД многоступенчатого компрессора по параметрам заторможенного потока зависит от степени повышения давления в компрессоре и КПД его ступеней:
,
где
-
среднее
значение КПД ступеней компрессора, на
расчетном режиме среднее значение КПД
ступеней в многоступенчатых осевых
компрессорах современных двигателей
лежит в пределах
=0,89...0,9.
Принимаем
=0,897.
КПД компрессора может быть представлен как произведение:
где η*к – изоэнтропический КПД компрессора по параметрам заторможенного потока, η’m – механический КПД компрессора, учитывающий потери в его опорах, η’m=0,985…0,995. Принимаем η’m=0,985.
Таким
образом, получаем зависимость
от
представленную
в таблице 1.1.
Таблица
1.1
–
Зависимость
от
Величина |
Значение |
||||||
πк* |
7,87 |
9,87 |
11,87 |
13,87 |
15,87 |
17,87 |
19,87 |
|
0,851 |
0,847 |
0,844 |
0,841 |
0,839 |
0,837 |
0,835 |
Охлаждаемые турбины необходимо применять при температуре Т*г >1250К. Диапазон изменение h*т неохл = 0,9...0,92. КПД неохлаждаемой турбины принимаем h*т неохл= 0,91.
Для вычисления КПД охлаждаемых турбин рекомендуется использовать следующую формулу:
где h *тн .охл - КПД неохлаждаемой турбины.
Таким
образом, получаем зависимость
от
представленную
в
таблице
1.2.
Таблица
1.2
–
Зависимость
от
Величина |
Значение |
||||
|
1240 |
1265 |
1290 |
1315 |
1340 |
|
0,911 |
0,908 |
0,905 |
0,902 |
0,899 |
Потери в элементах проточной части. Входное устройство двигателя дозвуковое с криволинейным каналом. Коэффициент восстановления полного давления для таких устройств составляет σВХ = 0,92…0,99.
Так как проектируемый приводной ГТД предназначен для привода нагнетателя газоперекачивающего агрегата, 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 σВХ = 0,97.
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 (σгидр =0,93…0,97). Принимаем sгидр= 0,96.
Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу. Для основных камер сгорания обычно σтепл=0,97…0,99. Принимаем σтепл=0,975.
Определяем величину коэффициента потерь полного давления в камере сгорания:
σкс = 0,96·0,975 = 0,936.
Потери тепла в процессе горения связаны с неполным сгоранием. Потери тепла оцениваются коэффициентом полноты сгорания hг. На расчетном режиме основных камер этот коэффициент принимают равным hг=0.97…0,99. Принимаем для КС hг=0,99.
Наличие переходного патрубка между турбиной компрессора и силовой турбиной, оценивают коэффициентом восстановления полного давления и выбирают в зависимости от формы канала (sпт =0,98…1,0). Принимаем sпт = 1.
Выходное устройство ГТУ обычно выполняют диффузорным. Коэффициент восстановления полного давления обычно составляет sрн=0,97…0,99. Принимаем sрн = 0,975.
Потери мощности в опорах ротора и отбор мощности на привод вспомогательных агрегатов hm=0,98…0,99. Принимаем hm=0,985.
Скорость истечения газа из выходного устройства. Выбор скорости истечения из выходного устройства стационарной ГТУ характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя, поэтому ее целесообразно уменьшать. С другой стороны, уменьшение скорости на выходе Сс приводит к росту габаритных размеров двигателя по причине роста площади среза выпускного канала. Cкорость истечения из ГТД выбирают в интервале Сс= 80…120 м/с. Выходную скорость примем равной Сс = 80 м/с.
В качестве топлива
принимаем природный газ, так как
проектируемый двигатель рассчитан на
этот вид топлива и будет служить для
привода нагнетателя. Низшая теплотворная
способность природного газа
=50500кДж/кг;
количество воздуха, теоретически
необходимое для полного сгорания одного
килограмма газа,
=17,2.
Современные
двигатели имеют сложную систему
охлаждения горячих частей на первых
ступенях 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
=0,075.
Выбор и обоснование параметров производится с учетом рекомендаций пособия [1].
1.1.3 Термогазодинамический расчет двигателя
Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Ne уд - удельной мощности, Ce уд - удельного расхода топлива) и расхода воздуха Gв.
Проведен
расчет нескольких вариантов с выявлением
влияния различных значений
(при
пяти значениях Тг*), на удельные параметры
двигателя,
что
дает возможность выбрать оптимальный
вариант расчетных параметров. Расчет
выполняется с помощью ЭВМ. Программа
для расчета: GTD.ехе [1].
Результаты представлены в таблице
1.3 и 1.4.
По результатам многовариантного термогазодинамического расчета строим графики зависимости Ne уд=f( ,Тг*), Ce уд = f ( ,Тг*) (см. рисунки 1.2 – 1.3).
Таблица 1.3 – Результаты термогазодинамического расчета на ЭВМ
ТГДР ГТД-Р NT= 1 5 5 1 ДАТА 12. 1.15
TG= 1240. 1265. 1290. 1315. 1340. ANTK= .911 .908 .905 .902 .899
PIK= 11.87 13.87 15.87 17.87 19.87 ANK = .844 .841 .839 .837 .835
ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .075 HU= .5050E+08 LO= 17.20
H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .910 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000
SB= .970 SK= .936 NГ= .990 SPT= .990 SPH= .975 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
1240. 11.87 204.3 .2379 .8440 .9110 .2996
1240. 13.87 197.8 .2346 .8410 .9110 .3039
1240. 15.87 190.3 .2334 .8390 .9110 .3054
1240. 17.87 181.8 .2344 .8370 .9110 .3041
1240. 19.87 172.7 .2371 .8350 .9110 .3007
1265. 11.87 216.1 .2350 .8440 .9080 .3033
1265. 13.87 210.2 .2310 .8410 .9080 .3086
1265. 15.87 203.2 .2292 .8390 .9080 .3110
1265. 17.87 195.2 .2294 .8370 .9080 .3107
1265. 19.87 186.4 .2312 .8350 .9080 .3084
1290. 11.87 227.9 .2324 .8440 .9050 .3067
1290. 13.87 222.6 .2279 .8410 .9050 .3129
1290. 15.87 216.1 .2255 .8390 .9050 .3161
1290. 17.87 208.5 .2251 .8370 .9050 .3167
1290. 19.87 200.2 .2260 .8350 .9050 .3154
1315. 11.87 239.7 .2301 .8440 .9020 .3098
1315. 13.87 235.1 .2252 .8410 .9020 .3166
1315. 15.87 229.1 .2224 .8390 .9020 .3206
1315. 17.87 221.9 .2214 .8370 .9020 .3220
1315. 19.87 214.0 .2217 .8350 .9020 .3216
1340. 11.87 251.5 .2276 .8440 .8990 .3132
1340. 13.87 247.4 .2223 .8410 .8990 .3207
1340. 15.87 241.9 .2191 .8390 .8990 .3254
1340. 17.87 235.2 .2175 .8370 .8990 .3277
1340. 19.87 227.7 .2174 .8350 .8990 .3279
Таблица 1.4 – Уточняющие расчеты зависимостей Ne уд=f(Tг*, πк*) и Се=f(Tг*, πк*).
ТГДР ГТД-Р NT= 1 5 5 1 ДАТА 12. 1.16
TG= 1240. 1265. 1290. 1315. 1340. ANTK= .911 .908 .905 .902 .899
PIK= 7.87 9.87 15.87 17.87 19.87 ANK = .851 .847 .839 .837 .835
ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .075 HU= .5050E+08 LO= 17.20
Продолжение таблицы 1.4
H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .910 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000
SB= .970 SK= .936 NГ= .990 SPT= .990 SPH= .975 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
1240. 7.870 208.1 .2595 .8510 .9110 .2748
1240. 9.870 208.3 .2455 .8470 .9110 .2904
1240. 15.87 190.3 .2334 .8390 .9110 .3054
1240. 17.87 181.8 .2344 .8370 .9110 .3041
1240. 19.87 172.7 .2371 .8350 .9110 .3007
1265. 7.870 218.2 .2574 .8510 .9080 .2769
1265. 9.870 219.3 .2430 .8470 .9080 .2934
1265. 15.87 203.2 .2292 .8390 .9080 .3110
1265. 17.87 195.2 .2294 .8370 .9080 .3107
1265. 19.87 186.4 .2312 .8350 .9080 .3084
1290. 7.870 228.3 .2556 .8510 .9050 .2789
1290. 9.870 230.4 .2408 .8470 .9050 .2960
1290. 15.87 216.1 .2255 .8390 .9050 .3161
1290. 17.87 208.5 .2251 .8370 .9050 .3167
1290. 19.87 200.2 .2260 .8350 .9050 .3154
1315. 7.870 238.4 .2541 .8510 .9020 .2806
1315. 9.870 241.4 .2389 .8470 .9020 .2984
1315. 15.87 229.1 .2224 .8390 .9020 .3206
1315. 17.87 221.9 .2214 .8370 .9020 .3220
1315. 19.87 214.0 .2217 .8350 .9020 .3216
1340. 7.870 248.5 .2522 .8510 .8990 .2827
1340. 9.870 252.4 .2366 .8470 .8990 .3013
1340. 15.87 241.9 .2191 .8390 .8990 .3254
1340. 17.87 235.2 .2175 .8370 .8990 .3277
1340. 19.87 227.7 .2174 .8350 .8990 .3279
На основе полученных результатов (таблица 1.3, 1.4) строим графики зависимостей Ne уд=f(Tг*, πк*) и Се=f(Tг*, πк*).
Рисунок 1.2 – Зависимость удельной мощности от параметров рабочего процесса
Рисунок 1.3 – Зависимость удельного расхода топлива от параметров рабочего процесса
Учитывая тип охлаждения и материалы, используемые при изготовлении лопаток турбины, выбираем Tг*=1290 К в качестве расчетной температуры. Поскольку большие значения Tг* требует применение более сложного охлаждения лопаточных венцов, а меньшие – снизят экономичность ГТД.
Анализируя графики зависимостей основных параметров от параметров рабочего процесса можно определиться с выбором .
Из рисунков 1.2,
1.3 видно, что при выбранном Тг*
=1290 К минимальное значение удельного
расхода топлива соответствует
πк*=17,87,
а максимальная удельная мощность
соответствует
πк*опт=9,87
В качестве расчётного параметра выбираем
πкр*=15,87.
В диапазоне
=
9,87...15,87 Ce
существенно уменьшается (увеличивается
ηе)
при незначительном уменьшении
Neуд.
Дальнейшее увеличение
нецелесообразно, т.к. приводит к
существенному уменьшению Neуд
и, следовательно, к увеличению габаритов
двигателя. При этом на участке
=
15,87...17,87 градиент падения Ce
мал.
В таблице 1.4 представлены исходные данные для термогазодинамического расчета на ЭВМ на расчетном режиме.
В таблице 1.5 представлены результаты термогазодинамического расчета на ЭВМ.
Таблица 1.5 – Исходные данные для расчета на ЭВМ
1 1 1 1
1.000 .000 .000 080.000 0.910 1.000 1.000 0.075
.970 .936 .990 0.990 .975 .985 1.000 1.000
1290.0 1250.0 1300.0 1350.0 1400.0
.905 .910 .900 .890 .895
15.870 10.000 10.500 11.000 11.500
.839 .864 .864 .863 .862
.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 1.6 – Результаты термогазодинамического расчета на ЭВМ
ТГДР ГТД-Р NT= 1 1 1 1 ДАТА 12. 1.15
TG= 1290. 1250. 1300. 1350. 1400. ANTK= .905 .910 .900 .890 .895
PIK= 15.87 10.00 10.50 11.00 11.50 ANK = .839 .864 .864 .863 .862
ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .075 HU= .5050E+08 LO= 17.20
H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .910 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000
SB= .970 SK= .936 NГ= .990 SPT= .990 SPH= .975 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=1290.0 ПК=15.870 SR= .000 SR1=1.000 SR2=1.000 TCO= 731.1
216.1 216.1 .2255 .1464E-01 3.972 48.75 .2582E-01 .1636
681.5 914.2 731.1 .1560E+07 .1460E+07 .2930E+06 .1055E+06 .1029E+06
.8390 .9050 .4101E+06 .4436E+06 .2161E+06 4.934 2.776 13.84
.3161 .2458E+06 .8924 1181. 1.322 287.3
1032. 1.385 287.0
В результате термогазодинамического расчета двигателя получили следующие параметры: удельная мощность Nе уд=216,1 кВт·с/кг, удельный расход топлива Се=0,2255 кг/кВт·ч.
Расход воздуха определили по формуле:
Gв
.
В результате термогазодинамического расчета двигателя получили следующие параметры: удельная мощность Nеуд= 216,1 кВт*с/кг, эффективный КПД ηе = 31,61 %, что на 9%, 2%, соответственно больше, чем у прототипа (Nеуд =197,2 кВт*с/кг, ηе = 31%) и удельный расход топлива Се= 0,2255 кг/кВтч меньше, чем у прототипа на 1,6% ( Се= 0,229 кг/кВтч). Определили давление и температуру заторможенного потока в характерных сечениях.
1.2 Согласование параметров компрессора и турбины
Увязка параметров турбокомпрессорной части является одним из важнейших этапов проектирования двигателя. Качественное выполнение этого этапа позволяет обеспечить оптимальные (рекомендуемые) геометрические и газодинамические соотношения, определяющих облик двигателя в расчетных сечениях, обеспечить нормальную загрузку лопаточных венцов ступеней турбины и допустимые напряжения в лопатках турбины [2].
При заданной окружной скорости Uк на наружном диаметре Dк по соотношению среднего диаметра к наружному определяется значение окружной скорости турбины на среднем радиусе Uср турбины (и средний диаметр турбины Dср).
Далее по известным
из термогазодинамического расчета
величинам работ компрессора Lк*
и турбины Lт*,
а так же задаваемому при согласовании
числу ступеней компрессора zк
и турбины zт,
вычисляются значение среднего коэффициента
затраченного напора компрессорной
ступени
и коэффициента нагрузки турбинных
ступеней mz:
,
.
По рекомендуемым значениям этих величин и корректируются принимаемые при согласовании величины Uк и zк и геометрические соотношения.
Приемлемые значения mz для одной ступени турбины обычно не превышают величины 1,8 и в каждом конкретном случае зависят от назначения двигателя. При этом необходимо выдерживать принятый раннее КПД турбины.
Принимаемое распределение работ, при выбранных геометрических соотношениях, должно обеспечивать рекомендуемую аэродинамическую загрузку всех каскадов лопаточных машин ГТД, так как их перегрузка приводит к снижению КПД турбомашины и двигателя в целом, а недогрузка приводит к существенному увеличению их габаритов, и, следовательно, массы двигателя.
Для получения рационального варианта турбокомпрессора по чертежу двигателя–прототипа определяются относительные диаметральные и линейные размеры в расчетных сечениях для компрессора и турбины.
Главными критериями являются:
- относительный
диаметр втулки на выходе из последней
ступени КВД,
;
- выбранный коэффициент нагрузки на ступени турбины компрессора;
- выбранное число ступеней турбины;
- напряжение растяжения в корневом сечении рабочих лопаток sр,
- относительная высота лопатки в турбине, hл/Dср.
В проектируемом двигателе КНД имеет проточную часть с постоянным средним диаметром; КВД – с постоянным наружным диаметром; ТВД – с постоянным втулочным диаметром; ТНД – с постоянным втулочным диаметром; свободная турбина – с постоянным средним диаметром.
Также для счёта требуются некоторые геометрические соотношения двигателя-прототипа:
- Dср твд/Dк квд = 1,165 – отношение среднего диаметра ТВД на выходе к наружному диаметру КВД на входе;
- Dср тнд/Dк кнд = 1,044 – отношение среднего диаметра ТНД на выходе к наружному диаметру КНД на входе;
- Dср тс/ Dк кнд= 1,044 отношение среднего диаметра свободной турбины на выходе к наружному диаметру КНД на входе.
Согласование параметров компрессора и турбины проводится на ЭВМ в программе Slgt2.exe по инструкциям, изложенным в методическом пособии [3].
Некоторые исходные данные, необходимые для расчёта, уже были получены в результате термогазодинамического расчёта.
Результаты согласования параметров приведены в таблице 1.7. Облик проточной части двигателя изображён на рисунке 1.4.
Таблица 1.7 – Результаты согласования двигателя
Исходные данные:
Neуд= 216.1 Сe = .2255 КПДк= .8390 КПДтк= .9050
Lк = 410130. Lтк*= 445570. Lтс*= 216020. КПДтс= .9100
Cpг =1180.6 Kг =1.3217 Cpв =1032.3 Kв =1.3851
Ne = 6900. Gв = 31.93
doв = .615 Dсртн/Dк =1.044 Dсртc/Dк =1.044
doво= .916 D1цс/Dкко=1.000 D2цc/Dко =1.000
D4цс/D2цс=1.000 Dсpтв/Dко=1.165
Lкн/Lк = .372 КПДкн* = .879 Sркнв = .995
Lок/Lкв=1.000 КПДок* = .868 Sркоц =1.000
Mzтс =3.100 Sртвн = .985 Sртнс =1.000
Uк = 330.0 Uквд = 370.0
Результаты pасчета:
* КНД * Кф = 2 Zк = 6.
Lк*= 151043. Пiк*= 3.771 КПД*= .8790 Uк = 330.0
Dк = .5890 dob = .6150 dok = .8308 Hzc= .2553
nнд =10700.
* ОК ВД * Кф = 1 Zк = 7.
Lк*= 254986. Пiк*= 4.230 КПД*= .8676 Uк = 370.0
Dк = .4832 dob = .8000 dok = .9155 Hzc= .2661
nвд =14624.
* ТВД * Кф = 3 Zт = 1.
Lт*= 279818. Пiт*= 2.540 КПД*= .9050 (h/D)г= .0798
Uср= 426.8 Mz = 1.536 Dcр = .5629 (h/D)т= .0977
Sр = 178.1 Tw* =1130.1
* ТHД * Кф = 3 Zт = 1.
Lт*= 165752. Пiт*= 1.988 КПД*= .8655 (h/D)г= .0939
Uср= 336.4 Mz = 1.464 Dcр = .6150 (h/D)т= .1365
Sр = 154.5 Tw* = 960.5
* ТC * Кф = 2 Zт = 2.
Lт*= 216020. Пiт*= 2.781 КПД*= .9100 (h/D)г= .1365
Uср= 264.0 Mz = 3.100 Dcр = .6150 (h/D)т= .2873
Sр = 200.2 Tw* = 759.1 nтс = 8198.
Сечение\Паpаметp: T* : P* : C : C/акp : F
: K : Па : м/с : --- : кв.м
в - в 288. 98285. 185.0 .5969 .1694
к кнд - к кнд 434. 370625. 170.0 .4467 .0688
в квд - в квд 434. 368772. 180.0 .4730 .0660
к - к 681. 1559800. 140.0 .2937 .0297
г - г 1290. 1460000. 107.5 .1655 .0763
т твд - т твд 1053. 574719. 180.0 .3067 .0973
г тнд - г тнд 1053. 566098. 175.0 .2982 .1014
т тнд - т тнд 913. 293420. 185.0 .3386 .1622
г тс - г тс 913. 293420. 185.0 .3386 .1622
т - т 730. 105520. 200.0 .4094 .3413
Dн1 Dcp1 Dвт1 Dн2 Dcp2 Dвт2 Zст
KНД .5890 .4890 .3623 .5319 .4890 .4419 6.
ОK ВД .4832 .4376 .3866 .4832 .4632 .4424 7.
TBД .5960 .5519 .5079 .6180 .5629 .5079 1.
TНД .6411 .5861 .5310 .6989 .6150 .5310 1.
TC .6989 .6150 .5310 .7916 .6150 .4383 2.
Рисунок 1.4 – Схема проточной части двигателя
В результате расчета был сформирован «облик» двигателя. Выбрана конструктивно сложная схема ГТД с двухвальным газогенератором и свободной двухступенчатой турбиной. Такая схема обеспечивает приемлемые значения параметров на нерасчетных режимах.
КНД имеет форму
проточной части с постоянным средним
диаметром, с 6 ступенями, значение
КПД
=0,8790,
коэффициент затраченного напора
zКНД=
0,2553.
КВД - с постоянным
наружным диаметром, с 7 ступенями, КПД
=0,8676,
коэффициент затраченного напора
z
КВД =
0,2661.
Относительный
диаметр втулки на выходе из последней
ступени КВД
к
= 0,9155,
что не превышает допустимого
к
доп =0,92.
Турбина высокого
давления, средненагруженная
(μz
=1,536), имеет
одну ступень, значение
=0,905,
обеспечивается условие (h/D)г=0,0798>0,065.
Турбина низкого
давления, средненагруженная
(μz
=1,464),
имеет одну ступень, значение
=0,8655.
Свободная турбина
средненагруженная (μz
=3,1),
имеет две ступени, значение
=0,91,
обеспечивается условие (h/D)т=0,1355<0,25.
Также рассчитаны значения: Т*, Р*, С в основных сечениях двигателя и площади этих сечений.
Данные, полученные при согласовании – основа для проектирования основных узлов двигателя. Результаты согласования не являются окончательными, а будут изменяться на дальнейших этапах расчёта при проектировании и доводке компрессора, турбин.
1.3 Газодинамический расчет осевого компрессора
Компрессор является одним из основных узлов газотурбинной установки. Он предназначен для сжатия газообразного рабочего тела и подачи его в камеру сгорания. Компрессор всегда находится на одном валу с газовой турбиной, которая приводит его во вращение. Мощность, передаваемая компрессору от газовой турбины, зависит от параметров цикла и схемы установки, а также от КПД турбины и компрессора.
Компрессор проектируемого двигателя двухкаскадный. Состоит из компрессора низкого и высокого давления. Такая конструкция выбрана для повышения газодинамической устойчивости, для достижения максимально эффективной загрузки всех его ступеней и улучшения приемистости и др.
Основной частью газодинамического расчета осевого компрессора является окончательное получение геометрических размеров и количества ступеней, при сохранении π*к полученного при формировании облика. Этому может помочь эффективное распределение π*к, работ и КПД по ступеням компрессора.
Газодинамический расчет осевого компрессора представляет собой последовательный расчет всех его ступеней на среднем радиусе, в предположении постоянства параметров потока и равенства параметров на среднем радиусе осредненным по ступени.
Газодинамический расчет компрессора выполнен при помощи программы gdrok.exe,описание изложено в методическом пособии [4].
Изменение
коэффициента затраченного напора
по ступеням принимаем таким, чтобы
наиболее загруженные были средние
ступени, а к входу и выходу из компрессора
значение
уменьшалось.
Такое распределение выбрано из-за
низкого КПД первых ступеней, обусловленного
большой неравномерностью потока, а
также из-за высокого уровня потерь на
последних ступенях, вызванных увеличением
относительного радиального зазора
из-за малой высоты лопаток. Первые две
ступени обычно разгружают и для повышения
запаса устойчивой работы на нерасчётных
режимах. Используя соотношение
находим распределение
по ступеням.
Распределение КПД (h*ст) по ступеням проводится таким образом, чтобы максимум находился на средних ступенях, а приближаясь к первым и последним ступеням его значение уменьшалось.
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 [4].
Для получения максимальных окружных скоростей на среднем диаметре, при условии удовлетворительного течения по всей высоте лопатки, (при Нт=const) степень реактивности необходимо выбирать в пределах 0,50...0,65.
Расчету ступеней компрессора предшествует распределение по ним параметров. Результаты распределения сведены в таблицу 1.8.
Таблица 1.8– Распределение параметров по ступеням компрессора
КНД |
|
|||||||
№ст |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
кДж/кг |
25,67 |
25,96 |
25,86 |
25,46 |
24,65 |
23,44 |
|
|
- |
0,877 |
0,887 |
0,898 |
0,909 |
0,909 |
0,901 |
|
|
м/с |
185 |
183 |
181 |
178 |
175 |
173 |
|
ρк |
- |
0,55 |
0,58 |
0,61 |
0,64 |
0,67 |
0,70 |
|
Продолжение таблицы 1.8
-
КВД
№ст
7
8
9
10
11
12
13
кДж/кг
34,51
36,47
37,44
37,74
37,40
36,32
35,11
-
0,879
0,889
0,899
0,90
0,89
0,879
0,87
м/с
180
176
172
167
162
156
150
ρк
-
0,55
0,55
0,55
0,55
0,55
0,55
0,55
Исходные данные и результаты расчета приведены в соответствующих таблицах.
Таблица 1.9 – Исходные данные для расчета компрессора на ЭВМ
02 03 12
2 2 1 6 13 1
288.15 98285.0 1.385 287.00
31.93 15.870 3.771 330.00 370.00 140.00
.6150 0.8949 .9900 .9850 0.9950 1.0200 0.0000
185.00 183.00 181.00 178.00 175.00 173.00 180.00 176.60 172.00 167.50
162.00 156.00 150.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00
25.67 25.96 25.86 25.46 24.65 23.44 34.51 36.47 37.44 37.74
37.40 36.32 35.11 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00
.8700 .8800 .8900 .9000 .9000 .8900 .8800 .8900 .9000 .9000
.8900 .8800 .8700 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000
.5500 .5800 .6100 .6400 .6700 .7000 .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 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000
1.0000 0.9750 0.9500 0.9000 0.8974 0.8625 0.8250 0.8125 0.7250 0.7250
0.7250 0.7250 0.7250 0.7375 0.7500 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000
Таблица 1.10 – Результаты расчета компрессора на ЭВМ
ГДР МОК Дата 11. 3.15 Nк= 2 Kф1= 2 Kф2= 1 z1= 6 zк= 13 Kr= 1 Пк=15.870 Пк1= 3.771 G= 31.93 n1= 10400.7 n2= 14211.8 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 .6060 .5030 .3727 .6150 .8769 .8292 .7490 2 .5886 .5030 .3995 .6787 .8873 .8083 .6981 3 .5756 .5030 .4180 .7262 .8979 .7895 .6505 4 .5656 .5030 .4315 .7629 .9086 .7710 .6061 5 .5576 .5030 .4418 .7923 .9094 .7543 .5660 6 .5511 .5030 .4498 .8163 .9005 .7408 .5301 7 .4972 .4502 .3976 .7996 .8796 .7401 .6564 8 .4972 .4571 .4132 .8310 .8896 .7180 .6355 9 .4972 .4627 .4254 .8556 .8996 .6911 .6113 10 .4972 .4673 .4353 .8755 .8996 .6639 .5862 11 .4972 .4708 .4428 .8905 .8896 .6358 .5605 12 .4972 .4734 .4484 .9018 .8795 .6075 .5349 13 .4972 .4754 .4526 .9103 .8695 .5815 .5095 Nст C1а С2а С1u C2u C1 C2 Uк 1 185.0 184.0 75.85 170.7 199.9 251.0 330.0 2 183.0 182.0 66.51 163.6 194.7 244.7 320.5 3 181.0 179.5 57.87 155.8 190.0 237.7 313.5 4 178.0 176.5 49.81 147.4 184.8 230.0 308.0 5 175.0 174.0 42.54 138.3 180.1 222.2 303.7 6 173.0 172.0 36.08 128.3 176.7 214.6 300.1 7 180.0 178.3 94.53 205.4 203.3 272.0 370.0 8 176.6 174.3 93.81 211.1 200.0 273.8 370.0 9 172.0 169.8 94.56 214.3 196.3 273.4 370.0 10 167.5 164.8 96.20 216.0 193.2 271.6 370.0 11 162.0 159.0 98.35 216.4 189.5 268.5 370.0 12 156.0 153.0 101.3 215.4 186.0 264.2 370.0 13 150.0 145.0 104.1 214.3 182.6 258.8 370.0 Nст Hz Rк al1 al2 be1 be1л be2 1 .2567E+05 .5500 67.71 47.15 43.04 43.04 60.70 2 .2596E+05 .5800 70.03 48.05 41.42 41.42 58.77 3 .2586E+05 .6100 72.27 49.04 39.95 39.95 56.65 4 .2546E+05 .6400 74.37 50.13 38.46 38.46 54.37 5 .2465E+05 .6700 76.34 51.53 37.10 37.10 52.05 6 .2344E+05 .7000 78.22 53.28 36.03 36.03 49.74 7 .3451E+05 .5500 62.29 40.96 36.81 36.81 53.45 8 .3647E+05 .5500 62.02 39.54 35.63 35.63 53.04 9 .3744E+05 .5500 61.20 38.38 34.55 34.55 52.19 10 .3774E+05 .5500 60.13 37.34 33.66 33.66 51.08 11 .3740E+05 .5500 58.74 36.31 32.74 32.74 49.68 12 .3632E+05 .5500 57.01 35.39 31.86 31.86 48.01 13 .3511E+05 .5500 55.24 34.08 30.99 30.99 46.12 Nст Пст Hтк Cак Kg Kн U1 U2 Продолжение таблицы 1.10
1 1.300 .2386 .5606 1.020 .9880 273.9 273.9 2 1.281 .2589 .5709 1.022 .9760 273.9 273.9 3 1.261 .2730 .5774 1.024 .9640 273.9 273.9 4 1.240 .2819 .5779 1.026 .9520 273.9 273.9 5 1.216 .2844 .5763 1.028 .9400 273.9 273.9 6 1.190 .2804 .5764 1.031 .9280 273.9 273.9 7 1.266 .2752 .4865 1.033 .9160 335.0 337.6 8 1.263 .2947 .4773 1.035 .9040 340.2 342.2 9 1.254 .3039 .4649 1.037 .9000 344.3 346.0 10 1.237 .3063 .4527 1.039 .9000 347.7 349.0 11 1.216 .3035 .4378 1.041 .9000 350.3 351.3 12 1.194 .2948 .4216 1.043 .9000 352.3 353.1 13 1.174 .2850 .4054 1.046 .9000 353.8 353.8 Nст T2o T1 T2 P2o P3o P1 P2 1 313.0 268.8 282.5 .1297E+06 .1278E+06 .7576E+05 .8970E+05 2 338.2 294.7 309.2 .1662E+06 .1637E+06 .1028E+06 .1204E+06 3 363.2 320.7 335.8 .2095E+06 .2064E+06 .1352E+06 .1581E+06 4 387.9 346.7 362.3 .2598E+06 .2559E+06 .1745E+06 .2032E+06 5 411.7 372.2 387.8 .3161E+06 .3113E+06 .2206E+06 .2549E+06 6 434.4 396.6 412.1 .3763E+06 .3706E+06 .2721E+06 .3113E+06 7 467.9 414.4 432.0 .4739E+06 .4667E+06 .3112E+06 .3558E+06 8 503.2 448.5 466.9 .5987E+06 .5897E+06 .4009E+06 .4573E+06 9 539.5 484.5 503.3 .7505E+06 .7392E+06 .5148E+06 .5846E+06 10 576.0 521.4 540.3 .9285E+06 .9146E+06 .6540E+06 .7374E+06 11 612.2 558.6 577.3 .1129E+07 .1112E+07 .8191E+06 .9143E+06 12 647.4 595.5 613.6 .1349E+07 .1328E+07 .1007E+07 .1112E+07 13 681.4 631.3 649.0 .1584E+07 .1560E+07 .1213E+07 .1329E+07 Dкк Dск Dвк Dок Tк Pк Cк .5459 .5030 .4561 .8354 420.3 .3290E+06 171.0 .4972 .4769 .4558 .9166 671.9 .1483E+07 140.0 Пк = 15.870 КПД = .8473 Lк =406030. Пк1= 3.771 КПД1= .8790 Lк1=151040. Пк2= 4.230 КПД2= .8674 Lк2=254990.
|
Ниже представлены
графики распределения
и
(рисунок 1.5);
и
(рисунок 1.6); С,
Т,
Т*,
Р, Р* (рисунок
1.7), построенные по значениям из
таблицы
1.12. Схема проточной части компрессора
показана на рисунке 1.8.
Рисунок 1.5 – График изменения осевой составляющей скорости и коэффициента затраченного напора по ступеням компрессора
Рисунок 1.6 – График распределения КПД и степени реактивности по ступеням компрессора
Рисунок 1.7 – График изменения параметров Т,Т*,Р,Р*,С
по тракту компрессора
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 1.8 – Схема проточной части компрессора
На рисунках 1.9 – 1.11 представлены планы скоростей компрессора для 13-ти ступеней.
Рисунок 1.9 – Треугольники скоростей ступеней (1-3) осевого
компрессора
Рисунок 1.10 – Треугольники скоростей ступеней (4–8) осевого
компрессора
Рисунок 1.11 – Треугольники скоростей ступеней (9–13) осевого компрессора
Проведенный расчёт компрессора с использованием ЭВМ позволил получить: геометрические параметры лопаточных венцов проточной части компрессора, изменения Р, Р*, Т, Т* на среднем радиусе каждой ступени, а также работу и степень повышения давления каждой ступени. Кроме того, были уточнены окончательные размеры проточной части. Все эти данные используются при проектировании решёток профилей многоступенчатого компрессора.
- Степень повышения давления pк*: p*к кнд=3,771 p*к квд =4,230, p*к S =15,87;
- Частота вращения: nкнд=10400,7 об/мин, nквд=14211,8 об/мин;
- Число ступеней : Zкнд=6, Zквд=7;
- Работа компрессора: Lк =406030 кДж/кг;
- КПД компрессора: hк*= 0,8473.
Расчетные параметры не выходят за установленные пределы:
- обеспечено
значение
коэффициента расхода на всех ступенях
=
Са/UK
>
0,4
, при
значении
<0,4
увеличиваются потери в решётках
ступени.
- числа Маха не превышают 0,85, что исключает появление волновых потерь.
- относительный
втулочный диаметр
на выходе из КВД
k
=
0,9103<0,9200.
Параметры, полученные по результатам расчёта, удовлетворяют требованиям, предъявляемым к современным многоступенчатым компрессорам. Полученный компрессор обеспечивает заданный pк* и КПД, что позволяет выполнить требования данного задания.
1.4 Профилирование рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления
Газодинамические и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе являются исходными данными для профилирования рабочей лопатки компрессора. Их получают в результате газодинамического расчета компрессора. Далее выбирают закон крутки потока и по соответствующим формулам рассчитываются все параметры на пяти сечениях.
Реальное течение рассматривается как установившееся, осесимметрическое, при постоянстве гидравлических потерь по радиусу. Для расчета осесимметричного течения в венцах обычно широко используются численные методы. Для упрощения считают, что поток движется в осевой ступени согласно уравнению радиального равновесия.
Выбираем закон
изменения параметров по радиусу.
Критерием выбора оптимального закона
закрутки по радиусу является обеспечение
дозвуковых скоростей и приемлемых углов
потока (в частности, Mw1
и Mc2
0,85,
β1
25град на периферии, β2
90град
на втулке). Расчеты показывают, что для
дозвуковых ступеней с относительными
диаметрами втулки
примерно 0,8 подходящими являются законы
постоянства степени реактивности и
закон твердого тела.
Выбираем закон ρк = const при заданном изменении Hт(r).
Расчет проводим в соответствии с учебным пособием [8].Исходные данные и результаты расчета профилирования первой ступени КВД на ЭВМ указаны в таблице 1.11.
Таблица 1.11 – Исходные данные
29 10 01 1 04 1.380 287.00 ( дата, M, Ks, kг, Rг )
1.279 370.000 .275 .880 .985 1.000 .800 .815
0.000 180.000 434.400 365059. 94.530 0.4970 .916
0.967 1.046
_ _ _ _
Пi* Uк Hтвт КПД* Sна D21 d1вт d2вт
m С1асp Т1* P1* С1uсp D1к Кн
W1к/W1сp W1вт/W1сp
Тип ступени : 1 - дозвуковая ступень;
( M ) 2 - свеpхзвуковая ступень .
Закон кpутки : 1 - пеpвая ступень без ВНА ( С1u=0., А=В=D=0.);
( Ks ) 2 - " свободный вихpь "(на входе) пpи заданном Нт(r);
3 - " твеpдое тело " (на входе) пpи заданном Нт(r);
4 - Rок=const пpи заданном Нт(r) ;
5 - по значениям W1к/W1сp и W1вт/W1сp.
Таблица 1.12 - Результаты расчета
ГДР СТ.ОК ДАТА 29.10. 1
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
M= 1 KR= 4 КГ= 1.380 RГ= 287.00
1.279 370.00 .275 .880 .985 1.000 .800 .815
.000 180.00 434.40 365059. 94.53 .497 .916
.967 1.046 А= .458 B=-.144 D= .000
ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СТ. ОК
PI1=1.279 PI2=1.279 HZ1=36071. HZ2=36071. T01=469.01 T02=469.01
P01= 466910. P02= 466910.
( GB= 31.936 ROK= .5425 HTO= .2876 WC= 14218.2 )
Таблица 1
N U CU CA T0 T P0 P
ROTH RO C W LC LW AL BE
11 370.00 116.07 160.18 434.40 415.63 365059. 310950.
1.0000 2.6068 197.82 300.23 .5202 .7682 54.072 32.245
12 351.63 104.89 171.39 434.40 415.03 365059. 309332.
.9504 2.5969 200.93 300.43 .5284 .7692 58.533 34.784
13 333.35 93.45 180.81 434.40 414.53 365059. 307970.
.9009 2.5886 203.53 300.40 .5353 .7696 62.668 37.005
14 314.89 81.54 188.81 434.40 414.11 365059. 306841.
.8510 2.5818 205.67 300.17 .5409 .7694 66.642 38.978
15 296.00 68.91 195.58 434.40 413.77 365059. 305936.
.8000 2.5763 207.37 299.70 .5454 .7686 70.591 40.737
* * * * * * * *
21 370.00 222.50 134.27 469.01 436.61 474021. 365511.
1.0000 2.9169 259.88 199.46 .6578 .5122 31.110 42.313
22 351.39 217.03 159.45 469.01 434.22 474021. 358287.
.9497 2.8750 269.31 208.51 .6816 .5358 36.305 49.881
23 334.23 211.03 180.51 469.01 432.01 474021. 351734.
.9033 2.8368 277.70 218.54 .7029 .5616 40.542 55.685
24 317.85 204.68 198.91 469.01 429.93 474021. 345612.
.8590 2.8010 285.41 228.85 .7224 .5881 44.182 60.363
25 301.86 198.03 215.47 469.01 427.92 474021. 339786.
.8158 2.7667 292.65 239.18 .7407 .6144 47.415 64.272
* * * * * * * *
81 370.00 116.07 160.18 434.40 415.63 365059. 310950.
1.0000 2.6068 197.82 300.23 .5202 .7682 54.072 32.245
82 351.39 104.74 171.52 434.40 415.02 365059. 309312.
.9497 2.5968 200.97 300.43 .5285 .7692 58.590 34.815
83 334.23 94.01 180.39 434.40 414.55 365059. 308029.
.9033 2.5890 203.42 300.41 .5350 .7696 62.474 36.905
84 317.85 83.48 187.63 434.40 414.17 365059. 307005.
.8590 2.5828 205.36 300.22 .5401 .7694 66.015 38.679
85 301.86 72.88 193.63 434.40 413.87 365059. 306190.
.8158 2.5778 206.89 299.87 .5441 .7689 69.374 40.219
Зависимости α, β,
λ, λw,
Cu,
Ca=f(
)и
треугольники скоростей указаны на
рисунках 1.12-1.16.
Рисунок 1.12 - Изменение окружной и осевой составляющих абсолютной скорости по высоте лопатки РК
Рисунок 1.13 - Изменение приведенной скорости в абсолютном и относительном движении по высоте лопатки
Рисунок 1.14 - Изменение углов в относительном и в абсолютном движении по высоте лопатки
Рисунок 1.15 – Треугольник скоростей в 1, 2, 3, 4 сечениях по высоте лопатки
Рисунок 1.16 – Треугольники скоростей в 5 сечении по высоте лопатки
Удлинение лопаток – это отношение длины лопатки к хорде на среднем радиусе. Если увеличить удлинения лопаток, уменьшатся продольные размеры ступени и ее масса, а граница газодинамической устойчивости ступени компрессора сместится в сторону больших расходов воздуха. Это приводит к уменьшению запаса устойчивости и повышению вибраций от динамических напряжений в рабочих лопатках, особенно в первых ступенях.
Главным приоритетом при выборе удлинений лопаток является обеспечение достаточного запаса устойчивости ступени.
По рекомендациям удлинения лопаток рабочего колеса выбирается в диапазоне величин 3,0 …4,5 в группе первых ступеней и до 1,5…2,5 – в группе последних ступеней.
Выбираем
b
=
= 2,26 
В значительной
степени аэродинамическую
нагруженность
лопаточного венца определяет такой
параметр, как густота решетки
(b
– хорда пера лопатки; t
– шаг решетки). Если произошло уменьшение
значений густоты решетки по сравнению
с оптимальным, то это означает недогрузку
ступени, а при увеличении густоты падает
КПД.
Определение густоты решетки РК производится на номинальном режиме, который характеризуется бессрывным обтеканием решетки при отсутствии роста потерь.
Отношение расчетного
угла поворота потока
к углу на номинальном режиме
определяет запас устойчивости по срыву
компрессорной решетки. Величину
принимают равной 0,8…1 для из групп первых
и последних ступеней.
Принимаем
.Угол
поворота потока определяется по формуле:
град.
Рисунок 1.17
– График зависимости
от
По графику на
рисунке 1.17
находят
в зависимости от угла выхода потока
из решетки. В нашем случае
град.
Требуемая густота решетки определяется
по графику на рисунке 1.15 в зависимости
от параметра:
;
.
Рисунок 1.18
– График зависимости Е
от
Густота решетки
составила:
1,08.
Графики взяты из методического пособия [7]. Требуемые значения густоты решетки в области втулки и периферии лопатки могут корректироваться по конструкторским и технологическим соображением. Густота решетки на втулке и периферии меняется вследствие выбора переменной хорды по радиусу.
При выбранной густоте решеток на среднем радиусе предварительное значение шага решетки находится по формуле:
Предварительно находим значение хорды на среднем радиусе:
;
;
.
Тогда предварительное число лопаток будет равно:
Принимаем Z= 69.
По полученному числу Z уточним величины шага решетки и хорды профиля пера лопаток на среднем радиусе, а также удлинения лопаток:
;
;
.
Расчет проводим в соответствии с учебным пособием [8].Исходные данные и результаты расчета профилирования первой ступени КВД на ЭВМ указаны в таблицах 1.11-1.12.
Результаты профилирования лопатки рабочего колеса первой ступени КВД представлены в таблице 1.13
Таблица 1.13 – Результаты профилирования лопатки РК по радиусу.
Профилирование лопатки РК по радиусу
----------------------------------------------------------
Паpаметp | Сечение по высоте лопатки
| 1(пеp) 2 3(сp) 4 5(вт)
----------------------------------------------------------
ro 1.000 .9497 .9033 .8590 .8158
b 22.13 22.13 22.13 22.13 22.13
t 22.63 21.49 20.44 19.44 18.46
b/t .9780 1.030 1.083 1.138 1.199
Cm .0450 .0500 .0700 .0750 .0800
i .0000 .0000 .0000 .0000 .0000
del 4.937 6.634 7.560 8.065 8.323
dbe 10.07 15.07 18.78 21.68 24.05
tet 15.01 21.70 26.34 29.75 32.38
be1l 32.24 34.82 36.90 38.68 40.22
be2l 47.25 56.52 63.25 68.43 72.60
Число pабочих лопаток - 69. шт.
Рисунок 1.21 - Решетки профилей на радиусах =1; =0,950
Рисунок 1.20 – Решетки профилей на радиусах =0,903; =0,859;
=0,816
.
Рисунок 1.21 – Профили рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления
В процессе выполнения
профилирования первой ступени компрессора
высокого давления были определенны
основные параметры потока. Рабочая
лопатка имеет постоянную хорду по
радиусу
b
= 0,02213
м.
Относительное удлинение лопаток
Число лопаток z = 69 шт.
Полученные результаты и построенная решетка профилей первой ступени компрессора высокого давления удовлетворяет установленным требованиям и сможет обеспечить требуемые параметры.
1.5 Газодинамический расчет турбины
Газовая турбина в ГТУ – один из основных агрегатов. В ней энергия нагретого движущегося газа превращается в механическую работу на валу. Процесс расширения газа в многоступенчатой турбине состоит из ряда последовательно протекающих процессов расширения в ее ступенях.
Расчет турбины на номинальном режиме проводится для определения основных параметров рабочего тела, которые обеспечат заданную мощность и наибольший КПД турбины. КПД турбины зависит от потерь энергии, которые можно подразделить на гидравлические, тепловые и механические. В высокотемпературных турбинах с интенсивным охлаждением весьма существенны тепловые потери.
Современное развитие теории и методик проектирования осевых газовых турбин достигло высокого уровня, что позволяет с большой надёжностью определить параметры турбины на расчётном режиме с учётом всех видов потерь механической энергии в её проточной части. Одним из основных средств повышения мощности ГТД является повышение температуры газа перед турбиной (Т*г), но её повышение значительно понижает ресурс и надежность турбины без применения специальных методов охлаждения лопаток и дисков турбин, а также новых материалов более устойчивых к высоким температурам.
В данной работе производится расчёт турбины на среднем диаметре. В результате расчета получаем значения основных газодинамических параметров по ступеням. Выполняем графические построения распределения параметров и построение проточной части турбины. Проектировочный газодинамический расчет осевой турбины выполняется по учебному пособию [6].
Мощность ТВД и ТНД определяется мощностью соответствующего каскада компрессора, а мощность силовой турбины, необходимая для привода нагнетателя, определяется его мощностью.
Мощность распределяют по ступеням таким образом, чтобы коэффициент нагрузки последней ступени не превышал 1,5 для обеспечения выхода потока из ступени, близкого к осевому.
Газодинамический расчет осевых газовых турбин проводится на ЭВМ с помощью программ GDRGT и GFT (при условии, что турбины имеют число ступеней не более восьми). Программа GFT обеспечивает графическое представление результатов расчета. В процессе расчета получаем расчет основных газодинамических параметров по ступеням и, как следствие, графическое построение распределения скоростей и построение проточной части турбины.
Часть параметров в качестве исходных данных для расчета берутся из термогазодинамического расчета и формирования облика двигателя, а остальные параметры выбираются по рекомендациям [6].
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 hщ — высота щели;
hП — высота перемычки.
Относительный коэффициент, определяющий кромочные потери на выходе из неохлаждаемых турбинных лопаток:
,
где d2— диаметр выходной кромки лопатки,
а — “горло”
межлопаточного канала.
0,04…0,10.
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 ТС перераспределяем по ступеням так, чтобы получить значения угла потока в абсолютном движении на выходе из последней ступени α2≈80…90.
Частоты вращения каскадов турбины:
1)
2)
3)
Обычно термодинамическую степень реактивности для первой ступени многоступенчатой турбины принимают равной ρт=0,3…0,36. На последних ступенях ρт обычно принимают большей для обеспечения ее положительного значения у втулки (ρт>0) .
Температуры лопаток СА и РК определяют относительный расход охлаждающего воздуха через отверстия в области входной части профиля лопатки СА и через щели в области выходной кромки лопатки СА и РК.
Расчет массового расхода газа через турбину:
Расчет мощностей ступеней турбин:
Мощность свободной турбины:
Так как силовая турбина имеет две ступени:
=
3800 кВт;
=
3100 кВт.
Файл исходных данных к газодинамическому расчету турбины приведен в таблице 1.14.
Таблица 1.14 – Исходные данные для расчета турбины
21 04 16 4 2 105520.0 29.45 1290.0 1460000. 701.00 .000 0.600 .850 .850 .070 .100 8268.3 4897.8 3800.0 3100.0 0000.0 0000.0 0000.0 0000.0 14211.8 10400.7 8198.0 8198.0 0000.0 0000.0 0000.0 0000.0 .3000 .3100 .3100 .3250 .0000 .0000 .0000 .0000 .5750 .5953 .6248 .6248 .0000 .0000 .0000 .0000 Dcp1 .5850 .6168 .6248 .6248 .0000 .0000 .0000 .0000 Dcp2 .0409 .0683 .1030 .1445 .0000 .0000 .0000 .0000 h1 .0498 .0763 .1168 .1647 .0000 .0000 .0000 .0000 h2 .1600 .1500 .1300 .1200 .0000 .0000 .0000 .0000 .2200 .1500 .1400 .1400 .0000 .0000 .0000 .0000 .0049 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0140 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0030 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000
|
Результаты расчета представлены в таблице 1.15. Схема проточной части турбины двигателя представлена на рисунке 1.24. Распределение параметров на рисунке 1.25 – 1.26. Треугольники скоростей рисунке 1.27 – 1.28.
Таблица 1.15 – Результаты газодинамического расчета турбины
ГДР ГТ Дата 21. 4.12
Исходные данные:
4 2 105520.
29.45 1290. .1460E+07 701.0 .0000 .6000 .8500
.8500 .7000E-01 .1000
Кг=1.319 Rг= 290.0 Сpг=1197.7
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
.575 .585 .409E-01 .498E-01 .160 .220 .142E+05
.827E+04 .276E+06 2.52 2.66 .897 .300 .211 .114E+04
428. 633. 174. 608. 16.0 44.0 .973 .409
435. 183. 180. -30.1 80.5 21.2 .310 .813
.111E+04 .128E+04 .752E+06 .134E+07 .104E+04 .105E+04 .549E+06 .580E+06
30.0 30.1 .344E-01 .566E-01 37.5 .441E-01 .937 41
.192E+05 .515E+04 .244E-01 .278E-01 61.2 .211E-01 .962 87
.111E+04 .105E+04 174.
Ncт= 2
.595 .617 .683E-01 .763E-01 .150 .150 .104E+05
.490E+04 .163E+06 1.89 2.02 .905 .310 .164 970.
324. 497. 179. 464. 21.2 52.1 .844 .402
336. 189. 185. -34.2 79.5 26.6 .343 .730
948. .105E+04 .361E+06 .553E+06 902. 917. .287E+06 .307E+06 30.1 30.1 .353E-01 .551E-01 39.7 .435E-01 .952 43
.150E+05 .350E+04 .257E-01 .300E-01 58.8 .265E-01 .962 73
Продолжение таблицы 4.2
.105E+04 920. 167.
Ncт= 3
.625 .625 .103 .117 .130 .140 .820E+04
.380E+04 .126E+06 1.75 1.90 .906 .310 .893E-01 855.
268. 448. 180. 410. 23.7 51.8 .815 .433
268. 196. 187. -56.4 73.2 30.0 .378 .706
833. 917. .199E+06 .296E+06 796. 812. .162E+06 .176E+06
30.1 30.1 .365E-01 .559E-01 40.8 .436E-01 .959 45
.140E+05 .299E+04 .260E-01 .295E-01 62.1 .255E-01 .965 77
917. 805. 153.
Ncт= 4
.625 .625 .145 .165 .120 .140 .820E+04
.310E+04 .103E+06 1.67 1.84 .910 .325 .148E-01 762.
268. 409. 194. 359. 28.4 64.8 .789 .428
268. 202. 200. -22.3 83.7 34.6 .412 .704
742. 812. .118E+06 .170E+06 710. 727. .956E+05 .105E+06
30.1 30.1 .359E-01 .503E-01 45.6 .385E-01 .964 51
.115E+05 .224E+04 .260E-01 .318E-01 55.0 .302E-01 .968 65
812. 712. 215.
Тг*=1290.0 Рг*= .1460E+07 Сг=102.7 Тг=1285.6 Рг= .1440E+07
D1с= .575 h1= .0409
Рисунок 1.24 – Схема проточной части турбины
Рисунок 1.25 – Распределение С,Са, Т*, Т, Р* и Р по ступеням турбины
Рисунок 1.26 – Распределение втулочного, среднего, наружного диаметра турбины, коэффициента загрузки, степень реактивности по ступеням
Рисунок 1.27 – Треугольники скоростей ТВД, ТНД
Рисунок 1.28 – Треугольники скоростей (1,2 ступени) ТС
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;
- на входе в РК ТВД был получен угол α1=16 град, отвечающий требованию - α1>15 град.;
- угол выхода потока газа из ТС a2= 83,7 град., т.е. направления потока близки к осевым;
- на всех ступенях турбины были получены КПД:
=
0,897,
=
0,905,
=
0,906,
=
0,910,
- 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;
- степень реактивности ступеней турбины во втулочных сечениях имеет положительные значения, это говорит о том, что в турбине незначительные потери:
; 
;
;
;
- частота вращения вала силовой турбины равна частоте вращения нагрузки nтс = 8198 об/мин.
Для получения приемлемых результатов расчета геометрические размеры, полученные в процессе согласования компрессора и турбины, были уточнены с учетом габаритов и формы проточной части двигателя–прототипа
1.6 Выводы по разделу
В результате проведения термогазодинамического расчета, были определены основные параметры рабочего тела вдоль проточной части двигателя, а также удельные параметры двигателя: удельная мощность Nеуд= 216,1 кВт*с/кг, эффективный КПД ηе = 31,61 %, что на 9,6%, 2%, соответственно больше, чем у прототипа (Nеуд =197,2 кВт*с/кг, ηе = 31%) и удельный расход топлива Се= 0,2255 кг/кВтч меньше чем у прототипа на 1,6% ( Се= 0,229 кг/кВтч). Определили давление и температуру заторможенного потока в характерных сечениях.
В
процессе 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. Форма
проточной части: для КНД – Dср
=const,
а для КВД – DН
= const.
Между каскадами низкого и высокого
давления находится переходник,
гидравлические потери в котором (σНВ
= 0,99). Число ступеней в КНД – 6,
КВД – 7.
Коэффициенты затраченного напора
,
.
Частоты
вращения ротора низкого давления
об/мин и частоты вращения ротора высокого
давления
об/мин.
Число ступеней турбины: zтвд=1,
zтнд=1,
zтс=2,
коэффициенты загрузки турбин
,
,
.
Рассчитаны значения: Т*, Р*, С в основных сечениях двигателя, а также площади этих сечений.
Проведенный расчёт компрессора с использованием ЭВМ позволил получить: геометрические параметры лопаточных венцов проточной части компрессора, изменения Р, Р*, Т, Т* на среднем радиусе каждой ступени, а также работу и степень повышения давления каждой ступени. Кроме того, были уточнены окончательные размеры проточной части. Все эти данные используются при проектировании решёток профилей многоступенчатого компрессора.
- Степень повышения давления pк*: *к кнд=3,771 *к квд =4,23, *к =15,87;
- Частота вращения: nкнд=10400,7 об/мин, nквд=14211,8об/мин;
- Число ступеней : Zкнд=6, Zквд=7;
- Работа компрессора: Lк =406030 кДж/кг;
- КПД компрессора: hк*= 0,8473.
Расчетные параметры не выходят за установленные пределы:
- обеспечено значение min= Са/UK = 0,4, при значении <0,4 увеличиваются потери в решётках ступени.
- числа Маха, не должны превышать 0,83…0,85 на среднем радиусе, что исключает появление волновых потерь.
- относительный
втулочный диаметр
.
Произведён расчёт геометрических параметров и построенная решетка профилей первой ступени компрессора высокого давления, которые удовлетворяют установленным требованиям и сможет обеспечить требуемые параметры.
В результате газодинамического расчёта турбины определены параметры потока вдоль проточной части по среднему радиусу. Анализ результатов показал, что:
- было обеспечено необходимое охлаждение лопаток СА и РК первой ступени турбины;
- на входе в рабочее колесо первой ступени ТВД получен угол α1, который равен α1=16 град, входящий в допустимые пределы (α1=15…22);
- угол выхода потока газа из турбины равен a2= 83,7 град., что позволяет обеспечить небольшие значения потерь полного давления газа на выходе из турбины;
- на всех ступенях турбины были получены приемлемые hТ*:
= 0,897, = 0,905, = 0,906, = 0,910.
- коэффициенты загрузки ступеней находятся на допустимом уровне.
,
,
,
;
- мощность силовой турбины Nтс = 6900 кВт и частота вращения вала n=8198 об/мин соответствуют мощности, потребляемой нагнетателем и частоте его вращения.