Пункты проверки расчета (результаты потребуются для кп по курсу «Конструкция, динамика и прочность гтд»
Утечки из ГВТ:
кг/с. (79)
Отборы на охлаждение турбины:
кг/с. (80)
Расход воздуха через сечение Г
кг/с. (81)
кг/с. (81бис)
Расход газа через сечение Г:
кг/с. (82)
кг/с. (82бис)
кг/с. (82бис2)
Расход газа через выходное устройство:
кг/с.(83)
Мощность компрессора низкого давления:
кВт (84)
Мощность компрессора высокого давления:
кВт. (84)
Мощность турбины компрессора высокого давления:
кВт. (85)
кВт. (85бис)
Мощность турбины компрессора низкого давления:
кВт. (85)
кВт. (85бис)
Расход газа через СТ:
. (86)
кг/с. (86бис)
кг/с.(86бис2)
Мощность СТ:
кВт. (87)
Мощность эффективная
кВт. (88)
Удельная работа ГТУ (аналог - удельная тяга) кВт/(кг/с)
. (89)
Эффективный КПД ГТД:
. (90)
Общая мощность турбин
кВт.(91)
Коэффициент полезной работы
. (92)
Приложение IV
Предварительный проектный расчет турбокомпрессора гту по второй схеме
Методика проектного расчета турбокомпрессора ГТУ написана на основе [1]. Расчет можно вести со стороны компрессора и выполнить проверочный расчет турбины с последующей корректировкой принятых исходных данных. Также можно выполнить расчет наоборот: рассчитать турбину и выполнить проверочный расчет компрессора с последующей корректировкой принятых исходных данных. Исходные данные берем из ТГД расчета (Приложение II).
В первом случае порядок расчета следующий. Для получения высокого КПД компрессора целесообразно выполнить его дозвуковым. Его некоторые параметры приведены в табл.П.IV.1.
Таблица П.IV.1.
Некоторые параметры дозвукового компрессора ГТД
Окружная скорость на периферии 1 рабочего колеса, м/с |
Осевая скорость на входе в 1 рабочее колесо, м/с |
Приведенная осевая скорость на входе в 1 рабочее колесо |
Средний КПД ступени |
Относительный диаметр втулки на входе в 1 рабочее колесо |
300 – 350 |
160 – 180 |
0,52 – 0,58 |
0,88 – 0,91 |
0,5 – 0,7 |
Назначаем величину приведённой скорости на входе в компрессор
и определяем потребную аксиальную
площадь на входе в двигатель на основании
уравнения расхода
=
где
,
;
,
,
Задаем относительный диаметр втулки на входе в 1 рабочее колесо:
и определяем диаметральные размеры рабочего колеса компрессора на входе:
,
.
=0,7133
м, 
м.
Средний диаметр
на входе в компрессор:
.
=0,5902
м.
Высота первой рабочей лопатки на входе в компрессор:
. 
=0,123
м.
Задаем средний коэффициент затраченного напора компрессора
и окружную скорость на периферии 1
рабочего колеса
.
Из ТГД расчета
=429156
дж. Отсюда число ступеней компрессора
будет равно:
,
.
Принимаем
.
Уточненное значение среднего коэффициента затраченного напора компрессора будет равно:
Для определения аксиальной площади проточной части на выходе из компрессора назначаем величину приведённой скорости на выходе из компрессора
,
где
,
2,
.
Поскольку возможная высота СА последней ступени компрессора неизвестно, предлагается последовательно вычислить её для трех вариантов формы проточной части компрессора и потом выбрать наиболее подходящую.
Задаем проточную часть с постоянным наружным диаметром
.
Тогда диаметр втулки на выходе из
компрессора:
м
Высота СА последней ступени компрессора будет равна:
.
м.
Средний диаметр компрессора на выходе вычислим по формуле:
м.
Относительный диаметр втулки компрессора на выходе найдем из выражения:
Задаем проточную часть с постоянным наружным диаметром
.
Тогда диаметр втулки на выходе из
компрессора:
. 
м.
Наружный диаметр компрессора на выходе найдем по формуле:
.
м.
Высота СА последней ступени компрессора будет равна:
.
м.
Средний диаметр компрессора на выходе вычислим по формуле:
.
м.
Относительный диаметр втулки компрессора на выходе найдем из выражения:
.
.
Задаем проточную часть с постоянным средним диаметром
Средний диаметр компрессора на выходе будет равен:
.
м.
Высота СА последней ступени компрессора будет равна:
.
м.
Наружный диаметр компрессора на выходе найдем по формуле:
.
=0,6129
м.
Диаметр втулки на выходе из компрессора:
.
=0,5676
м.
Относительный диаметр втулки компрессора на выходе найдем из выражения:
=0,9261
После сравнения полученных результатов выбираем форму проточной части, принимая во внимание значение
и
.
Можно построить все три формы проточной
части компрессора и сделать выбор
после построения проточной части
турбины компрессора.Для определения аксиальной площади проточной части на выходе из турбины компрессора назначаем величину приведённой скорости на выходе из турбины
,
где
,
0,5276,
=0,0396
.
Зададимся отношением среднего диаметра турбины компрессора к периферийному диаметру компрессора на входе:
.
В первом приближении
это может быть
.
Тогда средний диаметр турбины компрессора будет равен:
м.
Окружная скорость на среднем радиусе турбины компрессора в выходном сечении определяется по выражению:
.
м/с.
Для определения аксиальной площади горла соплового аппарата используем уравнение расхода:
.
=0,0231
м2
Высота лопатки соплового аппарата первой ступени турбины компрессора определяется из уравнения:
,
где принимаем
= 13о.
=0,0458
м.
Далее находим отношение
.
=15,56
Проверим напряженное состояние первой РЛ ТК, найдя параметр напряжений :
.
Если
=1
– 2, что характерно для авиапроизводных
ГТУ, то можно переходить к следующему
пункту расчета. Если
<1,
то проблем с обеспечением ресурса РЛ
турбины турбокомпрессора скорее всего
будет меньше. И так же можно переходить
к следующему пункту расчета. Если же
>2,
то необходимо принимать меры по снижению
напряжений в первой РЛ турбокомпрессора.
Это возможно сделать двумя путями:
уменьшать окружную скорость на среднем
радиусе турбины турбокомпрессора
(помня, что компрессор и турбина на одном
валу) или уменьшать отношение
,
понижая
(так как значение
было принято завышенным).
Для принятых исходных данных имеем:
.
=0,787.
Выполнено условие <1.
Определяем число ступеней турбины компрессора.
Назначаем планируемое
отношение
:
.
Число ступеней ТК:
,
где
,
причем
,
где
.
С учетом
,
,
м/с получаем:
.
Принимаем
.
Пересчитываем отношение :
,
Приложение V