Приводной газотурбинный двигатель для передвижной электростанции

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Приводной газотурбинный двигатель для передвижной электростанции

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

Задание

1. Термогазодинамический расчет

1.1 Выбор и обоснование параметров

1.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ

1.3 Термогазодинамический расчет на инженерном калькуляторе

2. Согласование параметров компрессора и турбины

2.1 Исходные данные

2.2 Согласование параметров компрессора и турбины на ЭВМ

3. Газодинамический расчет компрессора

3.1 Исходные данные

3.2 Газодинамический расчет компрессора на ЭВМ

3.3 Расчет первой ступени компрессора на инженерном калькуляторе

4. Профилирование рабочей лопатки первой ступени осевого компрессора

4.1 Выбор закона закрутки

4.2 Исходные данные

4.3 Предварительный выбор удлинения лопатки

4.4 Расчет густоты решеток профилей

4.5 Расчет и уточнение числа лопаток в венце, хорды и удлинения лопатки

4.6 Выбор углов атаки лопаточного венца на номинальном режиме

4.7 Расчет углов изгиба профиля пера

4.8 Выбор дуги средней линии профиля

4.9 Расчет углов средней линии профиля, углов наклона кромок пера и угла установки профиля в решетке

4. 10 Расчет осевого размера лопаточного венца

4. 11 Выбор относительной толщины профиля

4. 12 Построение профилей лопаток и решеток профилей

4. 13 Построение средней линии профиля

4. 14 Построение аэродинамического профиля и решетки профилей

5. Газодинамический расчет осевой турбины

5.1 Расчет первой ступени турбины на инженерном калькуляторе

5.2 Расчет турбины на ЭВМ

Выводы

Перечень ссылок

ВВЕДЕНИЕ

Газотурбинной установкой называют установку состоящую из трех основных элементов: воздушного компрессора, камеры сгорания и газовой турбины.

Развиваемая газовой турбиной мощность частично расходуется на привод компрессора, а оставшаяся часть является полезной мощностью газотурбинной установки.

В настоящее время наряду с применением ГТД в составе силовых установок самолетов, вертолетов, судов 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.

Газотурбинные двигатели по сравнению с поршневыми двигателями внутреннего сгорания имеют несколько больший расход топлива на единицу мощности. Однако масса и габариты их меньше, а также легкость запуска, значительно больший ресурс определяют целесообразность применения ГТД в наземных установках.

Газотурбинные двигатели сочетают в себе комплекс свойств, обеспечивающих возможность их широкого использования в наземных установках, основными из которых являются: низкая стоимость, в особенности при применении авиадвигателей, отработавших летный ресурс; малая удельная масса и габариты; широкий диапазон климатических условий использования; возможность работы на различных типах горючего; практически полная автоматизация работой двигателя.

Выбор двигателя для конкретного назначения определяется совокупностью требований, в числе которых для стационарных двигателей главными являются минимальная приведенная стоимость производимой двигателем единицы энергии.

В данном курсовом проекте приводится проектировочный расчет газотурбинного двигателя (для электростанции) мощностью 1. 94МВт. Прототипом послужил двигатель АИ-24

ЗАДАНИЕ

Приводной газотурбинный двигатель для газоперекачивающего агрегата Nе=1940кВт

Рекомендуемые параметры для разрабатываемого двигателя:

1) степень повышения давления в компрессоре рк*=7. 8;

2) температура газа перед турбиной Tг*=1070 К.

Двигатель — прототип — АИ-24.

Данные прототипа:

1) эффективная мощность Nе=1940 МВт;

2) степень повышения давления в компрессоре рк*=7. 8;

3) температура газа перед турбиной Tг*=1070 К;

4) расход воздуха Gв=13. 97 кг/с;

5) частота вращения ротора турбины — n=15 100 об/мин.

1. ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Выбор параметров и термогазодинамический расчет ГТД проводим с учетом рекомендаций и по методике[1]

1.1 Выбор и обоснование параметров

Температура газа перед турбиной

Увеличение температуры газа перед турбиной Тг* позволяет значительно увеличить удельную мощность двигателя и, следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу двигателя. Повышение температуры газа улучшает также экономичность двигателя. Для обеспечения надежной работы турбины при высоких значениях температуры газа (Тг*> 1300) необходимо применять охлаждаемые лопатки. Вновь разрабатываемые перспективные ГТД проектируются с учетом более высоких значений температур. Расчет проведем для Тг* = 1070К, выбор значения которой определен использованием конструкционных материалов двигателя — прототипа.

Степень повышения давления в компрессоре

При разработке ГТД на всех этапах их развития одним из основных требований является получение минимальной удельной массы двигателя, что приблизительно соответствует максимуму удельной мощности, т. е.. Минимальный удельный расход топлива обеспечивается при. Для Тг* = 1070. Несмотря на благоприятное влияние повышения Пк* на удельные параметры двигателя, применение больших значений Пк* ограничено усложнением конструкции и увеличением массы, габаритов компрессора. Выбор высоких значений Пк* при проектировании двигателей малой мощности приводит к получению малых высот лопаток последних ступеней компрессора и первых ступеней турбины. Это в свою очередь приводит к росту потерь энергии из-за увеличения относительных радиальных зазоров, уменьшения значения числа Рейнольдса и понижения относительной точности изготовления пера лопатки. Проведем расчет для Пк* =7. 8, что соответствует условию. При этом существенно лучшается топливная экономичность и незначительно уменьшается удельная мощность.

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 газотурбинных двигателей лежит в пределах =0. 88.0.9. Принимаем =0. 89.

Получаем

Определяем где -механический КПД МОК, учитывающий потери в его опорах.

Для определения КПД охлаждаемой турбины в зависимости от выбранных значения Тг*, в термогазодинамическом расчете можно использовать соотношение:

т.к. Тг*> 1250К,

Выбрав =0,92, получаем

Потери в элементах проточной части

Входное устройство рассматриваемого двигателя является дозвуковым прямолинейным каналом.

При наличии на входе в двигатель пылезащитных устройств потери полного давления составляют =0,98…0,96. Примем данный параметр равным =0,96.

Потери полного давления в камере сгорания вызываются гидравлическим и тепловым сопротивлением. Гидравлическое сопротивление определяется в основном потерями в диффузоре, фронтовом устройстве, при смешении струй, при повороте потока (=0. 93.0. 97). Принимаем =0. 97.

Тепловое сопротивление возникает в следствии подвода тепла к движущемуся газу. Для определения тепл воспользуемся диаграммой рис. 1. 1, учитывая что обычно вх=0,1…0,15, а тепл0,97…0,98[1]. Принимаем вх=0,15. Степень подогрева газа и=Тг*/Тк*=1372/746,4=1,84, тепл=0,98 (где вх — приведенная скорость на входе, Тк*— температура на выходе из компрессора, получена ниже).

Суммарные потери полного давления в камере сгорания подсчитываются по формуле: =*=0. 97*0. 98=0. 95

Потери тепла в камере сгорания главным образом связаны с неполным сгоранием топлива и оценивается коэффициентом полноты сгорания. Этот коэффициент на расчетном режиме достигает значений =0. 97.0. 99. Принимаем =0. 99.

Коэффициент восстановления полного давления в переходном патрубке между турбиной компрессора и свободной турбиной выбираем =0. 985.

Выходное устройство стационарных ГТД, как правило, выполняется диффузорным. Коэффициент восстановления полного давления: ур. н =0. 97.

Скорость истечения газа из выходного устройства

Скорость истечения газа из стационарного ГТД характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя, поэтому ее целесообразно было бы уменьшать. С другой стороны при очень малых значениях С чрезмерно растут габариты двигателя из-за большой площади среза выпускного канала. Учитывая эти противоречивые требования, скорость истечения газа из ГТД выбирают в интервале С=80…120м/с. Принимаем С=80 м/с.

С помощью механического КПД учитывают потери мощности в опорах ротора двигателя и отбор мощности на привод вспомогательных агрегатов, обслуживающих двигатель и внешние системы. Эти величины, как правило, не превышают 1. 2% общей мощности, передаваемой ротором, поэтому обычно =0. 98.0. 99. Принимаем =0. 985.

1.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ

Таблица 1. 1- Исходные данные

Таблица 1. 2- Результаты расчета

1.3 Термогазодинамический расчет на инженерном калькуляторе

Так как основной целью термогазодинамического расчета является определение удельных параметров двигателя и, то данный расчет обычно выполняют для =1КГ/С. При этом вычисляют значения параметров рабочего тела в характерных сечениях по проточной части двигателя. Эти данные используют при согласовании параметров компрессора и турбин и при общей компоновке проточной части двигателя.

Для заданного набора исходных данных может быть принят следующий порядок термогазодинамического расчета, основанный на последовательном определении параметров рабочего тела вдоль проточной части двигателя от входа к выходу.

Вход в двигатель (сечение Н-Н)

Температуру и давление окружающей среды на заданной высоте Н находим по таблице параметров стандартной атмосферы.

Температуру и давление адиабатически заторможенного потока на входе в двигатель вычисляют по соотношениям:

;

;

Где и, так как расчетные Н=0 и. Тогда, а

Вход в компрессор (сечение В-В)

При отсутствии теплообмена во входном устройстве ГТД температура потока не изменяется, а полное давление уменьшается из-за гидравлических потерь:

;

.

Выход из компрессора (сечение К-К)

Параметры воздуха на выходе из компрессора и работу компрессора (механическую энергию, передаваемую в компрессоре каждому килограмму протекающему через него газа) определяют по соотношениям:

где ,

,

.

Выход из камеры сгорания (сечение Г-Г)

Температура газа на выходе из камеры сгорания Тг* = 1372 К. Давление определяют по формуле:

.

Относительный расход топлива в камере сгорания удобно вычислять по формуле Ильичева:

Где значение, для продуктов сгорания топлива и для воздуха находят в зависимости от и. Коэффициент избытка воздуха в камере сгорания равен, где — количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания одного килограмма топлива. Для газа =17,2 и =50 500 кДж/КГ (низшая теплотворная способность топлива). В термогазодинамическом расчете двигателя учитывают зависимость физических констант продуктов сгорания от температуры и их состава:

,.

В данном расчете можно в первом приближении принимать следующие значения для этих велечин:

=1160Дж/КГ*К, =1,33 и =288 Дж/КГ*К.

Выход из турбины компрессора (сечение ТК-ТК)

Расход газа через турбину в общем случае отличается от расхода воздуха, поступающего на входе в компрессор, на величину расхода топлива, введенного в камеру сгорания, и воздуха, отбираемого на охлаждение горячих элементов конструкции двигателя и на нужды летательного аппарата. В данном случае. Т.о., следовательно. Степень понижения полного давления в турбине компрессора и параметры газа на выходе из нее и на входе в свободную турбину вычисляют по формулам:

,

,

.

Выход из свободной турбины (Сечение Т-Т). Для определения работы свободной турбины может быть использовано очевидное соотношение:

,

где-свободная работа цикла, равная

,

— КПД процесса расширения в турбине винта и выходном устройстве, в первом приближении равный ==0,92,

Сс — скорость истечения рабочего тела из двигателя ,

.

Соответствующие величине значения температуры и давления газа за свободной турбиной и на срезе выходного устройства определяются по формулам:

,

,

,

.

Данные соотношения записаны в предположении неизменности полной температуры газа в выходном устройстве, т. е. равенства. Уточнение значений и и вычисление суммарной степени понижения полного давления в турбине выполняется по соотношениям:

,

где.

,

(если различие между и превышает 0,5…1% то принимают = и повторяют расчет по соотношениям приведенным выше до достижения требуемой точности). Сделаем оценку различия между и

/

различие превышает заданных границ, поэтому повторяем расчет следовательно:

,

,

,

,

.

,

различие превышает заданных границ, принимаем следовательно:

,

,

Удельные параметры двигателя

При расчете удельных параметров турбовальных двигателей удельную мощность определяют по соотношению:

,

удельный расход топлива находим по формуле:

.

В результате термогазодинамического расчета двигателя получили следующие параметры: удельная мощность Nеуд=256. 1 кВтс/кг, удельный расход топлива Сеуд=0. 2000 кг/кВтч, значения которых соответствуют уровню значений современных ГТД.

2. СОГЛАСОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ

Выбор исходных данных и расчет проведен по рекомендациям и методике [2,3]

2.1 Исходные данные

Исходные данные, необходимые для согласования параметров компрессоров и турбин, полученные в ходе теплового расчета двигателя, приведены ниже в таблице 2.1.

Мощность двигателя Ne =10 500кВт;

Отношение работы КНД к работе всего компрессора Lкнд/Lк=0. 41;

Коэффициент восстановления полного давления в переходном канале между КНД и КВД =0. 99.

Таблица 2. 1- Исходные данные для согласования параметров компрессоров и турбин

Узел

Параметры

КНД

К=2 Z=7 Dвт/Dк=0. 62 Св=185м/с Ск=170м/с Uк=360м/с =0. 88

КВД

К=1 Z=7 DвтВД/DкВД=0. 82 Св=190м/с Ск=120м/с Uк=380м/с

ТВД

К=3 Z=1 Dср/DкВД=1,17 q (л)=0. 27 Cт=180м/с

ТНД

К=3 Z=1 Dср/Dк=1,069 Cг=175м/с Cт=190м/с

ТС

К=3 Z=3 Dср/Dк=1. 452 мz=4.5 Cг=180м/с Cт=200м/с

2. 2 Согласование параметров компрессора и турбины на ЭВМ

Увязка параметров турбокомпрессорной части ГТД является одним из самых важных этапов проектирования двигателя. Качественное выполнение этого этапа позволяет обеспечить оптимальные геометрические и газодинамические соотношения в определяющих облик двигателя расчётных сечениях, обеспечить нормальную загрузку ступеней турбины и допустимые напряжения в её рабочих лопатках.

Основой расчета является выбор основных геометрических соотношений по прототипу. Предполагается также осевое течение во всех расчетных сечениях двигателя.

Расчет производится с помощью программы Slgt2. exe. Ввод данных производится в диалоговом режиме. Результат представлен в виде распечатки в таблице 2.2. Схема увязки турбокомпрессора проектируемого ГТД представлена на рисунке 2.1.

Исходные данные и результаты pасчета

Формирование облика ГГ и ТC ГТД-2−1

Исходные данные:

Neуд= 256.1 Сe =. 2000 КПДк=. 8430 КПДтк=. 9120

Lк = 471 930. Lтк*= 512 850. Lтс*= 252 220. КПДтс=. 9200

Cpг =1194.3 Kг =1. 3168 Cpв =1038.9 Kв =1. 3817

Ne = 10 500. Gв = 41. 00

doв =. 620 Dсртн/Dк =1. 069 Dсртc/Dк =1. 452

doво=. 908 D1цс/Dкко=1. 000 D2цc/Dко =1. 000

D4цс/D2цс=1. 000 Dсpтв/Dко=1. 170

Lкн/Lк =. 410 КПДкн* =. 880 Sркнв =. 990

Lок/Lкв=1. 000 КПДок* =. 880 Sркоц =1. 000

Mzтс =4. 500 Sртвн =. 990 Sртнс =. 985

Uк = 360.0 Uквд = 380. 0

Результаты pасчета:

* КНД * Кф = 2 Zк = 7.

Lк*= 191 556. Пiк*= 5. 037 КПД*=. 8800 Uк = 360. 0

Dк =. 6743 dob =. 6200 dok =. 8632 Hzc=. 2363

nнд =10 197.

* ОК ВД * Кф = 1 Zк = 7.

Lк*= 275 654. Пiк*= 4. 277 КПД*=. 8798 Uк = 380. 0

Dк =. 5085 dob =. 8200 dok =. 9078 Hzc=. 2727

nвд =14 271.

* ТВД * Кф = 3 Zт = 1.

Lт*= 302 582. Пiт*= 2. 561 КПД*=. 9120 (h/D)г=. 0679

Uср= 439.6 Mz = 1. 566 Dcр =. 5950 (h/D)т=. 0889

Sр = 171.8 Tw* =1199. 5

* ТHД * Кф = 3 Zт = 1.

Lт*= 210 269. Пiт*= 2. 263 КПД*=. 8822 (h/D)г=. 0689

Uср= 376.1 Mz = 1. 487 Dcр =. 7208 (h/D)т=. 1114

Sр = 157.5 Tw* =1001. 8

* ТC * Кф = 3 Zт = 3.

Lт*= 252 220. Пiт*= 3. 190 КПД*=. 9200 (h/D)г=. 0753

Uср= 236.7 Mz = 4. 500 Dcр =. 9790 (h/D)т=. 1451

Sр = 81.3 Tw* = 754.9 nтс = 4800.

СечениеПаpаметp: T*: P*: C: C/акp: F

: K: Па: м/с: ---: кв. м

в — в 288. 97 272. 185.0. 5972. 2198

к кнд — к кнд 473. 489 998. 170.0. 4286. 0722

в квд — в квд 473. 485 098. 190.0. 4790. 0665

к — к 738. 2 074 800. 120.0. 2421. 0357

г — г 1372. 1 971 100. 115.1. 1719. 0722

т твд — т твд 1119. 769 650. 180.0. 2978. 0989

г тнд — г тнд 1119. 761 954. 175.0. 2895. 1025

т тнд — т тнд 943. 338 350. 190.0. 3424. 1818

г тс — г тс 943. 333 275. 180.0. 3244. 1938

т — т 731. 106 060. 200.0. 4092. 4370

Dн1 Dcp1 Dвт1 Dн2 Dcp2 Dвт2 Zст

KНД. 6743. 5610. 4180. 6005. 5610. 5184 7.

ОK ВД. 5085. 4650. 4170. 5085. 4857. 4616 7.

TBД. 6211. 5816. 5421. 6479. 5950. 5421 1.

TНД. 7354. 6879. 6405. 8011. 7208. 6405 1.

TC. 9733. 9051. 8370 1. 1211. 9790. 8370 3.

В результате расчета получили схему проточной части двигателя.

Рисунок 2. 1- Схема проточной части двигателя.

Сформирован облик двигателя. Реализована схема ГТД с двухвальным газогенератором и свободной турбиной, конструктивно сложная, но обеспечивающая (по сравнению с одновальной схемой) лучшие параметры на нерасчетных режимах, меньшие потребные мощности запуска, лучшее согласование с нагрузкой (нагнетателем ГПА). Получены: семиступеньчатый средненагруженный () КНД, высоконагруженный семиступеньчатый КВД (), высоконагруженная одноступенчатая ТВД (), средненагруженная одноступенчатая ТНД (), средненагруженная трёхступенчатая свободная турбина (). Прочностные характеристики не превышают допустимых значений.

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

3. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА

Предварительный газодинамический расчет осевого компрессора обычно представляет собой последовательный расчет всех его ступеней на среднем радиусе. При этом предполагается, что параметры потока на среднем радиусе ступени соответствуют осредненным параметрам ступени по высоте лопатки. Для улучшения этого соответствия в качестве среднего радиуса принимают среднегеометрический радиус ступени. Проектируемый компрессор 14-ти ступенчатый, двухкаскадный (КНД — 7 ступеней, КВД — 7 ступеней). Расчет проводим по методике[4].

Исходными данными для расчета компрессора являются результаты, полученные при выполнении термогазодинамического расчета двигателя и при согласовании параметров компрессора и турбины. Компрессор состоит из двух каскадов: компрессор низкого давления (КНД) и компрессор высокого давления (КВД).

Таблица 3. 1- Исходные данные

р*к=21,33

L*к=471 930 Дж/кг

Gв=41,00 кг/с

L*кнд/ L*квд =0,41

Т*в=288,15К

з*к=0,8433

Р*в=97 272 Па

р*к=21,33

0,62

Uкнд=360м/с

Св=170 м/с

Uквд=380м/с

Ск=130 м/с

унв=0,99

Исходные данные и распределение параметров по ступеням для расчета компрессора на ЭВМ представлены в таблице 3.2.

3.2 Газодинамический расчет компрессора на ЭВМ

Таблица 3. 2- Исходные данные

Таблице 3. 3- Результаты расчета компрессора на ЭВМ

На рисунке 3.1 изображена полученная в результате расчетов на ЭВМ проточная часть компрессора.

Рисунок.3.1. Проточная часть компрессора

Рисунок 3.2. 1-Планы скоростей ступеней (1,2,3,4)

Рисунок 3.2. 2-Планы скоростей ступеней (5,6,7,8)

Рисунок 3.2. 3-Планы скоростей ступеней (9,10,11,12)

Рисунок 3.2. 4-Планы скоростей ступеней (13,14)

Рисунок 3. 3- Изменение параметров по ступеням

3.3 Расчет первой ступени компрессора высокого давления на инженерном калькуляторе

Исходные данные берем из таблицы 3.3.

Параметры заторможенного потока:

;

.

Параметры заторможенного потока на выходе из первой ступени:

;

.

Окружная скорость и коэффициент теоретического напора на среднем диаметре:

;

.

Выбор кинематической степени реактивности:

;

;

.

Принимаем. Скорость и направление потока на входе в РК:

;

;

;

;

;

;

;

.

Площадь проходного сечения и геометрические размеры входа в РК:

;

;

;

.

Действительные параметры потока на входе в РК, скорость и направление в относительном движении:

;

;

;

;

;

.

Параметры воздушного потока на выходе из РК:

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

Вычисляем частоту вращения ротора компрессора:

.

Таблица 3. 4- Результаты расчета

Определяемая величина

Размерность

Значение

Определяемая величина

Размерность

Значение

T3*

К

511. 09

W1

м/с

302. 27

p3*

Па

620 340

Mw1

-------

0,715

Ucp

м/с

351. 61

в1

град

38. 96

-------

0,337

ДCu

м/с

118. 57

скдоп

-------

0,5

C2u

м/с

235. 09

С1u

м/с

116. 51

C2a

м/с

190

C1

м/с

222. 88

C2

м/с

302. 27

л1

-------

0,561

T2*

К

511. 07

б1

град

58. 51

T2

К

467. 1

F1

м2

0,071

M2

------

0,702

D1k

м

0,5681

W2u

м/с

121,55

D1cp

м

0,5256

W2

м/с

116. 51

D1вт

м

0,479

в2

град

58. 51

T1

К

450. 89

б2

град

38. 96

p1

Па

406 417

p2*

Па

629 786

W1u

м/с

235. 09

p2

Па

454 729

n

об/мин

12 770

В результате расчёта компрессора на ЭВМ были получены геометрические параметры лопаточных венцов проточной части компрессора, изменения Р, Р*, Т, Т*, по среднему радиусу каждой ступени, а также работа и степень повышения давления каждой ступени. Определились окончательные размеры проточной части. Значение КПД соответствует уровню значений современных компрессоров. Затраченный напор распределен в каждом каскаде так, что наиболее нагруженными оказались средние ступени, а к входу и выходу из компрессора значение затраченного напора уменьшается. Алгоритм расчета показан на примере ручного счета первой ступени компрессора. В результате анализов полученных результатов газодинамического расчета компрессора было установлено что:

1) значение угла в1 на всех ступенях компрессора больше 25град. (меньшие значения угла нежелательны, так как это приводит к снижению КПД ступени);

2) значение (если, то это также увеличивает потери в решетках ступени);

3) значение чисел MW1 и M2 на среднем радиусе ступеней меньше 0,83…0,85 (значения выше 0,83…0,85 приводят к появлению и увеличению волновых потерь в решетках ступеней).

4. ПРОФИЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

Этапом проектирования осевого компрессора, следующим за расчетом на среднем (геометрическом) радиусе, является расчет и построение решеток профилей по радиусу. При правильном выполнении этих двух этапов обеспечиваются требуемые параметры компрессора.

При учебном проектировании расчет решеток рабочего колеса проводят на трех характерных радиусах.

Исходными данными для профилирования рабочей лопатки компрессора является газодинамические и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе, получаемые в результате газодинамического расчета многоступенчатого осевого компрессора. Далее по выбранному закону крутки потока и по соответствующим формулам рассчитываются все параметры на трех сечениях. Расчеты выполнены по методике [6].

Реальное течение воздуха в компрессоре является пространственным, периодически неустановившимся течением вязкого сжимаемого газа, математическое исследование которого в строгой постановке задачи в настоящее время практически невозможно. Для получения инженерных результатов реальное течение обычно рассматривается как установившееся, осесимметричное, при постоянстве гидравлических потерь по радиусу.

4.1 Выбор закона закрутки

Выбираем закон изменения параметров по радиусу (законы закрутки потока). Критерием выбора оптимального закона закрутки по радиусу является обеспечение дозвуковых скоростей и приемлемых углов потока (в частности, Mw1 и Mc2 0,85, в1 25 град на периферии, в2 90 град на втулке). Расчеты показывают, что для дозвуковых ступеней с относительными диаметрами втулки примерно 0,7 наиболее подходящими являются законы постоянства степени реактивности и комбинированный закон. Для группы первых ступеней компрессора наиболее предпочтительным является комбинированный закон закрутки:

C1u=Ar; C2u=Ar+D/r.

Очевидно, что при этом в сечении перед рабочим колесом имеет место закон Сu/r=const, а теоретический напор в ступени постоянен по радиусу HT=HTcp. Соответственно

,

.

Коэффициенты, А и D можно найти по параметрам на среднем радиусе. Тогда соотношения для осевых составляющих скорости имеют вид:

,

.

На основании предварительного расчетного анализа принимаем расчет кинематики потока по закону постоянства степени реактивности на входе в рабочее колесо.

Специальные расчеты показали, что допустимо не учитывать отличие от при изменении в ступени на 2…5 м/с, т. е. считаем =.

4.2 Исходные данные

Расчет производим для первой ступени КВД. В таблице 4.1 представлены основные исходные данные к расчетам; таблица 4.1 — расчет Са и Сu при использовании закона закрутки: с=const; HT=const; в таблице 4.2 — расчет некоторых параметров планов скоростей (скоростей С и W, углов б, в, Дв) и чисел М.

Таблица 4. 1- Исходные данные параметров планов скоростей

Параметры

Размер-

ность

Сечение

втулочное (вт)

среднее (ср)

периферийное (к)

D

м

0. 4819

0. 5268

0. 5681

-

0. 848

0. 927

1. 0

Ucp

м/с

-

352. 2

-

U=Ucpr/rcp

м/с

322. 2

352. 2

380

C1acp=Cacp

м/с

-

190

-

C2acp

м/с

-

185

-

C1ucp

м/с

-

117

-

C2ucp

м/с

-

234. 2

-

сKcp

-

-

0. 5

-

-

-

38 147. 7

-

T1*=T1*cp

К

474. 8

474,8

474,8

T2*=T2*cp

К

511,1

511,1

511. 1

Таблица 4. 2-Результаты расчета осевых и окружных проекции скорости потока

Параметры

Размер-

ность

Сечение

втулочное (вт)

Среднее (ср)

периферийное (к)

м/с

200. 78

173. 77

141. 74

-

0. 5

0. 5

0. 5

Дж/кг

38 147. 77

38 147. 77

38 147. 77

C1u =U (1-сk) -HT/2U

м/с

101. 87

121. 924

139. 67

C2u= U (1-сk)+HT/2U

м/с

220. 28

230. 25

240. 11

м/с

220. 28

230. 25

240. 11

м/с

101. 87

121. 92

139. 67

Таблица 4. 3-Результаты расчета кинематических параметров потока

Параметры

Размер-

ность

Сечение

втулочное

(вт)

среднее

(ср)

периферийное

(к)

м/с

225. 15

212. 27

198. 99

м/с

298. 06

288. 46

278. 83

м/с

425. 01

426. 33

427. 61

-

0. 701

0. 677

0. 652

м/с

298. 06

288. 46

278. 83

м/с

225. 15

212. 27

198. 99

м/с

433. 11

434. 41

435. 66

-

0. 688

0. 664

0. 64

град

63. 13

54. 97

45. 45

град

42. 37

37. 06

30. 57

град

42. 37

37. 06

30. 57

град

63. 13

54. 97

45. 45

град

20. 76

17. 91

14. 88

град

20. 76

17. 91

14. 88

При расчете считалось, что k=1,4; R=287 Дж/кг. К; б3? б1.

Полученные выше кинематические параметры являются исходными для расчета профилей лопаток и решеток РК дозвукового осевого компрессора.

4.3 Предварительный выбор удлинения лопатки

Удлинение лопатки (относительная высота пера лопатки по хорде) на среднем радиусе:

,

где м — высота пера лопатки во входном сечении;

Выберем =1. 43, тогда м.

4.4 Расчет густоты решеток профилей

Густота решетки b/t (b — хорда пера лопатки; t — шаг решетки) является параметром, в значительной степени определяющим аэродинамическую нагруженность лопаточного венца. Уменьшение значений густоты решетки в сравнении с оптимальными означает недогрузку ступени, а увеличение густоты отрицательно сказывается на КПД ступени.

Определение густоты решетки РК производится на так называемом номинальном режиме, который характеризуется бессрывным обтеканием решетки при отсутствии резкого роста потерь.

Отношение рассчитанного угла поворота потока к углу на номинальном режиме * определяет запас по срыву компрессорной решетки и выбирается в зависимости от положения ступени в компрессоре. Величину /* для первой ступени КВД принимаем равной 0,8.

По графику рисунок 4.1 находим в зависимости от угла выхода потока из решетки. При угле =54,97 получим =17град.

Рисунок 4. 1-Зависимость угла поворота потока (при) от угла выхода из решетки

Требуемая густота решетки определяется по графику рисунок 4.2 в зависимости от параметра:

Рисунок 4. 2-Зависимость параметр Е от густоты решетки

Из графика (рисунок 4. 2) находим, что при Е=1. 32, (b/t)cp=1. 835.

4.5 Расчет и уточнение числа лопаток в венце хорды и удлинения лопатки

При выбранной густоте решеток на среднем радиусе предварительное значение шага решетки:

м

Тогда предварительно число лопаток будет равно:

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа лопаток z=101. По полученному значению z уточняем величины шага решетки и хорды профиля лопаток на среднем радиусе, а также удлинения лопаток:

,

,

.

Полученные значения параметров на среднем радиусе сводим в таблице 4. 4

Таблица 4. 4-Парамерты решетки профилей на среднем радиусе

Параметры

Размерность

Величина

Dk

м

0,5681

Dcp

м

0,5268

Dвт

м

0,4816

h

м

0,0431

-

1. 43

bcp/

М

0. 0301

(/*)cp

-

0. 8

Град

17

Ecp

-

1. 32

(b/t)cp

-

1. 835

tcp/

М

0. 016

z/

шт.

100,71

z

шт.

101

tcp

М

0. 016

bcp

М

0. 0301

-

1,43

4.6 Выбор углов атаки лопаточного венца на номинальном режиме

Расчетные углы атаки i по радиусу лопатки выбирают на номинальном режиме. Отклонение от номинальных углов атаки может привести к существенному снижению КПД и сокращению диапазона устойчивой работы компрессора. В современной практике углы атаки рассчитывают по эмпирическим формулам, учитывающим накопленный статический материал.

В первом приближении допустимо принимать углы атаки i=0 по всей высоте лопатки.

4.7 Расчет углов изгиба профиля пера

Из геометрических соображений угол изгиба профиля пера лопатки равен:

,

где — угол отставания потока в лопаточном венце.

,

— относительный прогиб средней линии профиля. При дуге окружности =0.5.

Исходя из полуэмпирической зависимости для угла отставания потока на номинальном режиме можно определить:

.

4.8 Выбор дуги средней линии профиля

Исходя из условия минимума потерь в решетке среднюю линию профиля пера лопатки при повышенных скоростях набегающего потока изгибают по дуге окружности или по двум сопряженным дугам окружностей.

Принимаем форму средней линии профиля пера лопатки — дуга окружности. Тогда для средней линии по дуге окружности целесообразно использовать соотношение для радиуса дуги:

.

4.9 Расчет углов средней линии профиля, углов наклона

кромок пера и угла установки профиля в решетке

Углы средней линии профиля лопатки на входе и на выходе:

Углы наклона входной и выходной кромок пера лопатки:

где k=0,5 при средней линии по дуге окружности.

Углы установки (выноса) профиля в решетке:

4. 10 Расчет осевого размера лопаточного венца

Осевой размер лопаточного венца на соответствующем радиусе:

.

4. 11 Выбор относительной толщины профиля

При выборе относительной максимальной толщины профиля пера по хорде стремятся получить достаточно тонкие профили, необходимые для обеспечения высокого КПД решетки (М< Mкр), но при этом учитывают прочностные характеристики лопатки, особенно в призамковых областях рабочих лопаток.

Для коротких рабочих лопаток () можно применять по всей высоте лопатки (порядка 0,05…0,06). Принимаем.

Производим расчет по приведенным выше соотношениям и результаты сводим в таблице 4.5.

Таблица 4. 5-Параметры решетки профилей

Параметры

Размер-

ность

Сечение

втулочное

(вт)

среднее

(ср)

периферийное

(к)

b=bcp=const

м

0. 03

0. 03

0. 03

D

м

0. 4819

0. 5268

0. 5681

м

0. 015

0. 016

0. 018

b/t

-

2,006

1,835

1,702

i

град

0

0

0

в2

град

63. 13

54. 97

45. 45

-

0. 5

0. 5

0. 5

-

0. 284

0. 3

0. 319

Дв

град

20. 761

17. 91

14. 88

/*

-

0. 8

0. 8

0. 8

град

25. 951

22. 39

18. 595

град

25. 961

23. 008

19. 694

град

5. 201

5. 096

4. 818

в1

град

42. 37

37. 06

30. 57

град

42. 37

37. 06

30. 57

град

68. 332

60. 068

50. 263

k

-

0. 5

0. 5

0. 5

град

12. 981

11. 504

9. 847

град

12. 981

11. 504

9. 847

D=bctgч1

м

0. 1301

0. 1474

0. 1728

Rср. л=b/2sinи/2

м

0. 0711

0. 0834

0. 1051

lcp. л?0. 01745Rcp. ли

м

0. 30 217

0. 30 192

0. 3 014

град

55. 351

48. 564

40. 417

м

0. 0247

0. 0224

0. 0194

-

0. 075

0. 055

0. 045

м

0. 225

0. 165

0. 135

Aг

м

0. 0912

0. 0977

0. 951

А1=t*sinв1

М

0. 10 108

0. 0964

0. 9 154

Aг1

-

0. 9022

1,01

1. 039

M1кр

-

0. 61

0. 751

0. 755

М1max

-

0. 685

0. 862

0. 87

M1*?(M1кр+ М1max)/2

-

0. 6475

0. 8065

0. 8125

Mw1

-

0. 701

0. 677

0. 652

Рисунок 4. 3-Зависимость чисел Маха от параметра Аг/А1

В таблице 4.5 внесены значения диаметра «горла» Аг, получаемые в дальнейшем при графическом построении решетки, а также посчитанные значения А1. Полученные по графику (рисунок 4. 3) в зависимости от величины Аг/А1 числа М1кр, М1max, М1* сравниваем с определенными числами Мw1.

При этом числа Мw1 находятся на допустимом диапазоне.

4. 12 Построение профилей лопаток и решеток профилей

Построение профилей лопаток состоит из этапов построения средней линии и самого аэродинамического профиля. Из одинаковых профилей, расположенных с заданной густотой b/t под углами установки г к фронту решетки, составляют решетки профилей.

Существуют аналитические и графоаналитические методы построения профилей лопаток и решеток профилей. Аналитические методы являются более точными и широко применяются в практике современного турбомашиностроения. Графоаналитические методы целесообразнее для учебных целей в связи с наглядностью и меньшей трудоемкостью вычислений.

В данном курсовом проекте будем использовать графоаналитический метод построения профилей лопаток.

4. 13 Построение средней линии профиля

При выбранной дуге средней линии пера профиля в виде дуги окружности разбиваем хорду на равное число участков (через 10% всей длины хорды, совпадающей с осью абсцисс). Ординаты средней линии вычисляют по приближенной зависимости:

.

Рассчитанные координаты точек средней линии представлены в таблице 4.6.

Таблица 4. 6-Координаты точек средней линии профиля

Xcp.л % b

Xcp. л, mm

Ycp.л. вт, mm

Ycp.л. ср, mm

Ycp.л. к, mm

0

0

0

0

0

10

3. 005

0. 7892

0. 4994

0. 2386

20

6. 011

1. 403

0. 8878

0. 4242

30

9. 016

1. 8414

1. 1653

0. 5567

40

12,021

2. 1045

1. 3317

0. 6362

50

15. 027

2. 1922

1. 3872

0. 6627

60

18. 032

2. 1045

1. 3317

0. 6362

70

21. 037

1. 8414

1. 1653

0. 5567

80

24. 043

1. 403

0. 8878

0. 4242

90

27. 048

0. 7892

0. 4994

0. 2386

100

32,2

0

0

0

4. 14 Построение аэродинамического профиля и решетки профилей

В качестве исходного аэродинамического профиля в проекте используем симметричный (yB=yH) профиль А-40 с расположением относительной максимальной толщины профиля равной =0,1, на расстоянии 40% длины хорды от входной кромки профиля ().

Координаты исходного аэродинамического профиля А-40 (в процентах от длины хорды b, — в процентах от величины максимальной толщины профиля Сbmax) представлены в таблице 4. 7; абсциссы х и ординаты симметричного профиля y (yB = yH=) представлены в таблице 4.8.

Таблица 4. 7-Координаты точек профиля

= x % b

= y % Cbmax

0

0

1

11,4

1,5

14,3

2,5

18,5

5

25,5

7,5

30,9

10

35,25

15

41,6

20

45,5

25

47,88

30

49,27

35

49,86

40

50

50

48,58

60

44,42

70

37,83

80

28,5

90

17,22

95

10,03

100

0

Таблица 4. 8-Координаты точек профиля (в мм)

X, мм

Сечение

Вт.

Ср.

К.

YB=YH, мм

0

0

0

0

0. 301

0. 257

0. 188

0. 154

0. 451

0. 322

0. 236

0. 193

0. 751

0. 417

0. 306

0. 25

1. 503

0. 575

0. 421

0. 345

2. 254

0. 696

0. 511

0. 418

3. 005

0. 795

0. 583

0. 477

4. 508

0. 938

0. 688

0. 563

6. 011

1. 026

0. 752

0. 615

7. 513

1. 079

0. 791

0. 648

9. 016

1. 111

0. 814

0. 666

10. 519

1. 124

0. 824

0. 674

12. 021

1. 127

0. 826

0. 676

15. 027

1. 095

0. 803

0. 657

18. 032

1. 001

0. 734

0. 601

21. 037

0. 853

0. 625

0. 512

24. 043

0. 642

0. 471

0. 385

27. 048

0. 388

0. 285

0. 233

28. 55

0. 226

0. 166

0. 136

30. 053

0

0

0

Используя полученные в результате расчетов данные строим аэродинамические решетки профилей, изображенные на рисунок 4.4.

Рисунок 4. 4- Решетки профилей на а) втулочном б) среднем в) периферийном сечения

Рассчитанная и построенная решетка профилей первой ступени осевого компрессора высокого давления удовлетворяет требованиям и сможет обеспечить требуемые параметры. Исходные данные взяты из газодинамического расчета осевого компрессора высокого давления. Полученные профили решетки профилей изображены на рисунке 4.4.

Полученные числа Мw1 потока во всех сечениях находятся на допустимом уровня, т. е. Mw1< M1*.

Значение густоты решетки на среднем радиусе (b/t)ср=1. 835.

5. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ

Широкое применение осевых газовых турбин в газотурбинных двигателях обусловлено, прежде всего, их высокой энергоёмкостью и экономичностью. Именно эти преимущества газовых турбин наряду со сравнительной простотой и надежностью и определили доминирующее положение газотурбинных двигателей в качестве приводных для ГПА, электростанций.

Современное состояние теории и практики проектирования осевых газовых турбин обеспечивает возможность надежного определения параметров турбины на расчетном режиме с достоверным учётом всех видов потерь механической энергии в её проточной части. При этом газодинамический расчет турбины усложняется, что приводит к значительному увеличению объёма вычислений. Поэтому мы выполним газодинамический расчет газовой турбины на ЭВМ по методике [5].

Обычно газодинамический расчет многоступенчатых турбин выполняют при заданной форме проточной части. Поскольку основные исходные данные для расчёта турбины получают в результате термогазодинамического расчёта двигателя, согласования параметров его лопаточных машин, то к началу расчета основные размеры проточной части его турбины уже известны. Детальная прорисовка проточной части газовой турбины выполняется на базе геометрического подобия ее с проточной частью газовой турбины прототипа, которая дает возможность получить размеры, сведенные в таблице 5.1. Исходными данными для газодинамического расчета турбины на среднем радиусе при заданной форме её проточной части являются величины, получаемые как в результате предшествующих расчетов, так и оцениваемые по опыту проектирования турбин ГТД. В данном расчете расход продуктов сгорания через турбину с учетом отбора воздуха на охлаждение

.

Охлаждение турбины принимаем близким к прототипу. Применяем конвективно-пленочное охлаждение первой ступени турбины. Этот способ охлаждения позволяет при сохранении одной и той-же температуры рабочих лопаток уменьшить расход охлаждающего воздуха. При этом несколько повышаются КПД охлаждаемых ступеней и возрастает заторможенное давление на выходе из турбины.

Эти величины получены в результате выполнения термогазодинамического расчета и при согласовании параметров компрессоров и турбин в двигателе.

Таблица 5. 1

Nст

D1cp, м

D2cp, м

h1, м

h2, м

1

0. 640

0. 652

0. 0378

0. 0470

2

0. 720

0. 731

0. 064

0. 0760

3

0. 973

0. 974

0. 070

0. 078

4

0. 974

0. 975

0. 0940

0. 105

5

0. 978

0. 979

0. 1225

0. 138

Мощность турбинных ступеней вычисляется по формуле:

/

, где Lki работа соответствующего каскада компрессора,

Gв расход воздуха через двигатель, m механический КПД.

Мощность турбины компрессора Nтк определяется мощностью осевого компрессора, а мощность свободной турбины определяется мощностью, потребляемой нагнетателем.

Следовательно,

,

,

Мощность свободной турбины распределяем по ступеням таким образом:

,

,

.

Для определения других геометрических параметров неохлаждаемых и охлаждаемых лопаточных венцов турбин воспользуемся рекомендуемыми из диапазонов [5]:

=0…0,01 — относительный радиальный зазор в горячем состоянии, принимаем =0,003;

— отношение скорости воздуха на выходе из отверстий к средней скорости газа в этом же сечении, принимаем =0,6;

=0,75…0,85 — отношение средней скорости газа в сечении выпуска охлаждающего воздуха к скорости газа за решеткой, принимаем =0,85;

=0,5…0,85 — относительная высота щели выпуска охлаждающего воздуха, принимаем =0,82;

=0,04…0,10 — относительная толщина выходной кромки неохлаждаемой лопатки, принимаем = 0,05;

=0,10…0,15 — относительная толщина выходной кромки охлаждаемой лопатки, принимаем =0,1.

5.1 Расчет первой ступени турбины на инженерном калькуляторе

В целях более обоснованного выбора дополнительных данных расчета на ЭВМ и проверки принятой проточной части турбины выполняем предварительный расчет 1 ступени с помощью инженерного калькулятора по методике, изложенной в [5].

В данном расчете в первом приближении можно принимать кг=1,33; Rг=288 Дж/кгК; срг=1160 Дж/кгК; mг=0,0396(Дж/кгК)-0,5.

Параметры газа:

=1372 К.

1) Определение работы турбинной ступени и проверка величины коэффициента нагрузки:

/кг,

,

Полученное значение определяет среднюю нагрузку турбинной ступени.

2) Принимая =0,92, определим параметры потока на выходе из ступени и изоэнтропическую работу ступени:

,

,

,

,

,

где -находим в таблице [5] по величине ,

.

3) Выбираем ст=0,3 и ц=0,97. Определим параметры потока на выходе из соплового аппарата:

,

,

так как и

,

,

,

,

.

,

Следовательно

,

,

,

Следовательно =42. 724град

,

,

/

.

Полученные значения б1, л1 и сТвт удовлетворяют рекомендациям, изложенных в методическом пособии [5].

4) Принимая коэффициент уменьшения теоретической работы ступени дрк=0. 975, определим параметры потока на выходе из рабочего колеса:

,

В первом приближении:

,

,

/

/

,

/

.

Так как в этом случае (), то найденные значения T2, p2 и с2 можно не уточнять.

Далее определяем

/

,

Следовательно.

,

Следовательно.

/

,

,

/

.

Очень малое различие между T2w* и T2w*/, определяемое, свидетельствует об отсутствии ошибок в расчете.

Подсчитаем обороты турбины высокого давления по формуле:

/

Полученные результаты газодинамического расчета турбинной ступени сводим в таблице 5.2.

Таблица 5. 2-Результаты расчета на инженерном калькуляторе

Величины

Размерности

1 ступень

Примечания

Исходные данные

N

кВт

11 575. 7

m=0. 985

To*

К

1372

To*=Tг*

po*

Па

1 971 100

po*=pг*

n

Об/мин

12 780

Результаты расчета

Lст

Дж/кг

U2

м/с

436. 087

D1cp=0. 640 м

U1

м/с

428. 061

D2cp=0. 652 м

мт

--

1. 587

T2*

К

1112

Cpг=1160Дж/кгК

зcт*

--

0. 91

Задаем

рст*

--

2. 5565

кг=1,33; mг=0,0396(Дж/кгК)-0,5

p2*

Па

768 464

q (л2)

--

0. 443

p2

Па

732 269

p (л2)=0. 9529

Ls

Дж/кг

346 687

ст

--

0. 3

Задаем

Ц

--

0. 97

Задаем

С1

м/с

675. 77

л1

--

1. 006

T1*=T0*

T1

К

1175

p1

Па

1 011 867

p1*

Па

1 888 840

б1

Град

14. 463

C1a

м/с

168. 74

C1u

м/с

654. 35

в1

Град

42. 72

W1

м/с

248. 73

/

сТвт

--

0. 201

С2u

м/с

-67. 59

дрк=0. 975

C2a

м/с

172. 5

уточненное значение

C2

м/с

185. 26

T2

К

1097

б2

град

68. 52

в2

град

19. 54

W2

м/с

513. 67

/

5.2 Расчет турбины на ЭВМ

Результаты расчетов турбины на ЭВМ представлены в таблице 5.3.

Таблица 5. 3-Результаты расчета турбины на среднем радиусе

Рисунок 5. 1-Cхема проточной части турбины

На рисунке 5.2 показано изменение параметров по ступеням турбины

Рисунок 5. 2-Изменение параметров по ступеням

На рисунке 5.3 показаны планы скоростей ступеней турбины.

Рисунок 5. 3- Планы скоростей

В результате расчёта турбины на ЭВМ были получены геометрические параметры лопаточных венцов ее проточной части, изменения Р, Р*, Т, Т*, по среднему радиусу каждой ступени, а также работа и степень понижения давления каждой ступени. Определились окончательные размеры проточной части. Алгоритм расчета показан на примере ручного счета первой ступени турбины.

В результате анализов полученных результатов газодинамического расчета осевой газовой турбины было установлено что:

1) степень реактивности в области втулки свт на всех ступенях больше нуля;

2) величина приведенной скорости л1 на всех ступенях меньше 1,0…1,05, что снижает уровень волновых потерь;

3) величина угла потока в абсолютном движении на выходе из СА б1> 14…16о;

4) величина угла выхода из последней ступени турбины газогенератора, а также последней ступени свободной турбины б2 лежит в рекомендуемом интервале (80…90о).

5) напряжение в рабочих лопатках не превышают допустимые.

ВЫВОДЫ

В данном курсовом проекте был разработан газотурбинный двигатель мощностью 10.5 МВт для привода газоперекачивающего агрегата на основе существующего прототипа — АИ-336−1-10. Основные параметры цикла двигателя: Т*г =1372 К и р*к =21,33. При этих расчетных Тг* и Пк* получены удельная мощность Neуд=256. 1кВт*с/кг, удельной расход топлива Се =0,2000 кг/кВт*ч, значения которых соответствуют уровню значений современных ГТД.

По результатам согласования параметров компрессора и турбины, сформирован облик ГТД, получены параметры каскадов осевого компрессора: степень повышения давления в КНД р*кнд = 5. 037, частота вращения ротора nкнд=9555 об/мин; степень повышения давления в КВД р*квд = 4. 235, частота вращения ротора nквд=12 774 об/мин.

Реализована схема ГТД с двухвальным газогенератором и свободной турбиной, конструктивно сложная, но обеспечивающая (по сравнению с одновальной схемой) лучшие параметры на нерасчетных режимах, меньшие потребные мощности запуска, лучшее согласование с нагрузкой (нагнетателем ГПА). Получены: семиступенчатый средненагруженный () КНД, высоконагруженный семиступенчатый КВД (), высоконагруженная одноступенчатая ТВД (), средненагруженная одноступенчатая ТНД (), средненагруженная трехступенчатая свободная турбина ().

В результате газодинамического расчета МОК были определены геометрические размеры и изменение параметров потока по каждой из его ступеней. Угол входа потока в РК, что обеспечивает течение без дополнительных потерь. Числа Маха полученные в результате расчета () свидетельствуют об отсутствии волновых потерь. Коэффициент расхода воздуха также лежит в допустимых пределах.

В результате расчета и анализа результатов газодинамического расчета турбины было установлено, что параметры рабочего тела лежат в пределах допустимых норм: степень реактивности в области втулки свт на всех ступенях больше нуля; величина приведенной скорости л1 на всех ступенях меньше 1,0…1,05, что снижает уровень волновых потерь; величина угла потока в абсолютном движении на выходе из СА б1> 14…16град, а также из последней ступени свободной турбины б2 > 80град.

Была рассчитана и спрофилирована первая ступень КВД. При профилировании лопатки были определены геометрические размеры решетки профилей первой ступени компрессора высокого давления, которые обеспечивают получение заданной нагрузки и планов скоростей на различных радиусах с минимальными потерями.

Полученные числа Мw1 потока во всех сечениях находятся на допустимом уровня, т. е. Mw1< M1*. Значения густоты решетки на среднем радиусе (b/t)ср=1. 835.

В целом параметры двигателя соответствуют параметрам современных двигателей.

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

компрессор турбина лопатка термогазодинамический

1) Павленко Г. В. Термогазодинамический расчет газотурбинных двигателей и установок: Учебное пособие. Харьков. ХАИ, 2007.

2) Анютин А. Н. Согласование компрессоров и турбины авиационного газотурбинного двигателя: Учебное пособие. Харьков. ХАИ, 1985.

3) Буслик Л. Н., Ковалев В. И. Согласование параметров и определение основных размеров турбин и компрессоров ГТД: Учебное пособие. Харьков. ХАИ, 1996.

4) Павленко Г. В. Формирование облика газотурбинных двигателей и установок: Харьков: ХАИ, 2003.

5) Павленко Г. В. Газодинамический расчет осевого компрессора ГТД. — Харьков. ХАИ, 1985.

6) Павленко Г. В., Волов А. Г. Газодинамический расчет осевой газовой турбины: Харьков. ХАИ, 2007.

7) Незым В. Ю. Расчет и построение решеток профилей дозвукового осевого компрессора: Харьков. ХАИ, 1988.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой