Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Міністерство освіти і науки України

Національний авіаційний університет

Механіко-енергетичний факультет

Кафедра авіаційних двигунів

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з навчальної дисципліни «Конструкція, міцність та надійність газотурбінних установок і компресорів»

на тему: «Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату»

Виконав:

студент МЕФ-401

Томашен М.К.

Прийняв: Мітрахович М. М.

Київ 2009

ЗМІСТ

ЗАВДАННЯ НА ВИКОНАННЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ

ПЕРЕЛІК УМОВНИХ ПОЗНАЧЕНЬ ТА СКОРОЧЕНЬ

РОЗДІЛ 1. ПРОЕКТУВАННЯ ГТУ

1.1 Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу

1.2 Термодинамічний та газодинамічний розрахунок ГТУ

1.2.1 Завдання на курсовий проект з дисципліни «Теорія компресорів і газотурбінних установок»

1.2.2 Термодинамічний розрахунок ГТУ

1.2.3 Газодинамічний розрахунок ГТУ

1.2.4 Газодинамічний розрахунок першого ступеня осьової турбіни

1.2.5 Розрахунок дросельної характеристики ГТУ

1.2.6 Розрахунок кліматичної характеристики ГТУ

РОЗДІЛ 2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ЕЛЕМЕНТІВ ГТУ

2.1 Розрахунок на міцність лопатки турбіни ГТД

2.2 Розрахунок на міцність диску турбіни ГТД

2.3 Розрахунок на міцність валу турбіни ГТД

2.4 Розрахунок на довговічність підшипника опори ГТД

РОЗДІЛ 3. ОПИС СИСТЕМИ ГТУ, ЩО ПРОЕКТУЄТЬСЯ

3.1 Система змащування

3.2 Паливна система

3.3 Система автоматичного керування і регулювання ГТУ

3.4 Система запуску

3.5 Вибір матеріалів основних деталей двигуна, що проектується

3.6 Вибір осьових та радіальних зазорів ГТД

РОЗДІЛ 4. ОБГРУНТУВАННЯ НАПРЯМУ ПІДВИЩЕННЯ ПАЛИВНОЇ ЕКОНОМІЧНОСТІ ГТУ

ВИСНОВКИ

ПЕРЕЛІК УМОВНИХ СКОРОЧЕНЬ І ПОЗНАЧЕНЬ

ГТУ

газотурбінна установка;

КВТ

компресор високого тиску;

КНТ

компресор низького тиску;

ТВТ

турбіна високого тиску;

ТНТ

турбіна низького тиску;

ККД

коефіцієнт корисної дії;

НА

напрямляючий апарат;

РК

робоче колесо;

ОК

осьовий компресор;

РЛ

робоча лопатка;

ТК

турбіна компресора;

ВНА

вхідний напрямляючий апарат.

ПЕРЕЛІК УМОВНИХ ПОЗНАЧЕНЬ

вх,

коефіцієнт, що враховує втрати повного тиску

ККД ступеня компресора;

Тк*

К

температура на виході з компрессора

Рк*

Па

тиск повітря на виході з компрессора

q1

питоме підведене тепло в камері згоряння

Тв*,

К

Температура повітря в перетині в

Рв*

тиск повітря в перетині в

Ск. з

Дж/кг•К

середня теплоємність газів

gпал

відносна витрата палива

Нu

теплота згоряння

коефіцієнт, що враховує неповноту згоряння палива і втрати тепла

Рг*

Па

тиск на виході з камери згоряння

goх

величина відносної витрати повітря

механічний ККД турбокомпресора

L0

кількість повітря необхідна для згоряння 1 кг палива

б

загальний коефіцієнт надлишку повітря

відносна витрата повітря

Па

тиск на виході з турбіни приводу компрессора

коефіцієнт втрат тиску між турбінами

ККД турбіни

К

температура на виході з турбіни приводу компрессора

ККД циклу

К

температура газу на виході з турбіни

К

статична температура

ККД силової турбіни

К

температура газу на виході з турбіни

швидкість газу на виході з турбіни

зведена швидкість

Па

тиск газу

Дж/кг

робота розширення газу в силовій турбіні

Вт/(кг?с)

питома потужність

м/с

осьова складова швидкості повітря

м/с

зведена швидкість потоку

механічний ККД силової турбіни

м

відносний діаметр втулки

коефіцієнт корисної роботи

питома витрата палива

кг/с

витрата повітря через компрессор

кг/м2

густина

м

середній діаметр РК на вході в компрессор

м

висота лопатки

м

зовнішній діаметр на вході в компрессор

м

площа проточної частини

м

діаметр втулки

м/с

зведена швидкість

функція щільності потоку

м

довжина лопатки першого ступеня компресора на вході

кількість ступенів компрессора

м

площа проточної частини на виході з компрессора

м/с

колова швидкість біля втулки

м/с

колова швидкість на зовнішньому діаметрі

густота граток

м/с

закрутка потоку повітря

м/с

робота біля втулки РК останнього ступеня компрессора

Дж/кг

середнє значення роботи одного ступеня компрессора

абсолютна максимальна товщина

Дж/кг

робота, яку передають повітрю лопатки

м2

площа поперечного перерізу проточної частини

кг/с

витрата газу в турбіні

goх

величина відносної витрати повітря

відносна витрата повітря, що відбирається для потреб

к. з

коефіцієнт, що характеризує втрати повного тиску

с. а

коефіцієнт втрат повного тиску

q

функція щільності потоку

м

середній діаметром турбіни

м

довжина лопатки

м

зовнішній діаметр

м

діаметр втулки

м/с

колова швидкість на середньому діаметрі турбіни компрессора

коефіцієнт навантаження

кількість ступенів турбіни

ККД турбіни приводу компресора

м2

площа поперечного перетину на вході в силову турбіну

п

коефіцієнт, що характеризує втрати тиску між турбінами

кг/с

витрата газу через силову турбіну

Dвт

м

постійний внутрішній діаметр

м

діаметральний розмір на виході із турбіни компресора

площа поперечного перерізу на виході з силової турбіни

м

діаметральні розміри на виході з силової турбіни

м/с

колова швидкість на середньому діаметрі на вході в силову турбіну

кількость силової турбіни

Вт

потужність витрачена на обертання компрессора

Вт

потужність, яка виробляється турбіною компресора

Вт

потужність, яка виробляється турбіною компрессора високого тиску

потужність, компресора високого тиску

Вт

потужність, компресора низького тиску

Вт

потужність, яка виробляється турбіною компрессора низького тиску

об/хв

частота обертання ротора компресора

об/хв

частота обертання силової турбіни

Па

тиск загальмованого потоку на вході в компрессор

К

температура загальмованого потоку на вході в компрессор

кг/с

масова витрата повітря через компрессор

м/с

осьова складова швидкості повітря на вході в компрессор

м/с

колова швидкість лопаток

Дж/кг

робота, що передається повітрю

м/с

колова швидкість лопаток біля втулки

м/с

закрутка повітря в лопатках на периферії

м/с

закрутка повітря в лопатках втулки

м

діаметр РК на периферії

м

діаметр РК біля втулки

густота гратки лопаток біля втулки

м

середній діаметр ступеня на вході в робоче колесо

К

температура загальмованого потоку

Па

тиск за ступенем

ККД ступеня

м/с

осьова складова швидкості повітря на виході з НА

зведена швидкість

відносна густина потоку

м2

площа перерізу на виході з НА

м

діаметр втулочного перерізу

кут повороту потоку

степінь реактивності ступеня

м2

площа перерізу проточної частини

м

діаметр середнього перерізу на виході з РК

висота лопатки на виході з РК

м/с

окружна швидкість біля втулки

м/с

відносна швидкість

К

температура загальмованого потоку в відносному русі

м/с

критична швидкість

зведена швидкість

РОЗДІЛ 1. ПРОЕКТУВАННЯ ГТУ

1.1. Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу

Технічні дані Д 336

У курсовому проекті в якості прототипу обираємо двигун Д-336.

Такий двигун використовується як привід нагнітача ГПА потужністю 6.3 або 10 МВт.

Основними перевагами цього двигуна є:

— висока економічність;

— стабільність параметрів;

— низька вартість обслуговування;

— ремонтопридатність без знімання з установки;

— надійність і безвідмовність;

— допустимий рівень акустичних характеристик;

— великий ресурс;

Двигун виконаний по трьохвальній схемі з осьовим тринадцяти ступінчастим компресором, проміжним корпусом, кільцевою камерою згорання, двома ступенями турбіни, двохступінчастою вільною турбіною і вихлопним пристроєм. Схема укладки роторів — шестиопорна. Високі параметри газодинамічного циклу двигуна забезпечили його високу економічність. Д-336 має модульну конструкцію і дуже добре показує себе в різних температурних умовах. Конструкція двигуна забезпечує принцип модульної зборки

Основні технічні характеристики:

Потужність двигуна на валу вільної турбіни, що відповідає номінальному режиму при частоті обертання вільної турбіни nст=8200 об/хв без включення

відбору повітря, кВт… 6300

при умовах:

температура повітря на вході в двигун ,°С… 15

атмосферний тиск, Па … 1,01Ч105

гідравлічні втрати повного тиску, Па (мм вод. ст.)

— в повітрозабираючий пристрої…981(100)

— в вихлопному пристрої… 1471(150)

Максимальна потужність на валу вільної турбіни (при від'ємній температурі на вході), кВТ…7560

Ефективний ККД двигуна (при tн=15 °С, В0=1,01Ч105 Па),%

— без врахування втрат в повітрозабираючому і вихлопному пристроях… 31

— з урахуванням втрат… …30

Робочий діапазон частот обертання вільної турбіни (об/хв):

— максимальна. … 8610

— номінальна… 8200

— мінімальна…5740

Максимальна частота обертання ротора високого тиску на режимі номінальної потужності, (об/хв)…13 400

Гранична частота обертання ротора вільної турбіни, при якому автоматично видається команда на зупинку двигуна, об/хв.

— системою автоматичного керування (САУ). … 9200±60

— обмежувач частоти обертання … … 9400±150

Максимальна температура газів за турбіною низького тиску, К (°С)

— на режимі номінальної потужності… 953(680)

— при запуску…873 (600)

Гранична температура газів за турбіною низького тиску, при якій сад автоматично видає команду на зупинку двигуна, К (°С)… 993(720)

Рівень віброшвидкості (по кожному з трьох датчиків), мм/с:

— підвищений … 45

— небезпечний… 60

Порівняння технічних характеристик двигуна, що проектується і прототипу

Основні технічні дані двигуна, що проектується і прототипу для порівняння наведемо у вигляді таблиці 1. 1

Порівняння технічних даних

Таблиця 1. 1

Параметр

Прототип

Двигун, що проектується

з, %

31

32. 4

рк

16

16

Nе, МВт

10

10. 8

Се, м3/кВт*год

0. 321

0. 32

Тг, К

1280

1300

У зв’язку з тим, що певні параметри двигуна, що проектується і двигуна — прототипу мають приблизно однакові значення, а саме ККД, степінь підвищення тиску і потужність, саме двигун Д-336 обраний прототипом для даної курсової роботи.

1. 2Термодинамічний та газодинамічний розрахунок ГТУ

Метою газодинамічного розрахунку є визначення параметрів робочого тіла в характерних перерізах проточної частини установки, питомої потужності, питомої витрати палива, основних ККД ГТУ. По заданій потужності і знайденій питомій потужності визначається витрата повітря в установці. Результати термодинамічного розрахунку використовуються в наступному газодинамічному розрахунку для визначення геометричних параметрів елементів і ГТУ в цілому. Вибір конструктивної схеми і основних параметрів робочого процесу установки Т*г і р*к ґрунтується на результатах аналізу параметрів виконаних установок і тенденції їхнього розвитку.

1.2.1 Завдання на курсову роботу з дисципліни «Теорія компресорів і газотурбінних установок»

Необхідні дані для розрахунку:

= 1300, К

= 10,8, МВт

= 16

= 101 325, Па

= 288,

Прототип: Д 336

Додаткові дані:

для повітря:

= 1,4 — показник адіабати; = 287,2, Дж/(кг*К) — газова стала;

для газу:

= 1,33 — показник адіабати; = 288, Дж/(кг*К) — газова стала;

Зміст роботи:

Зміст роботи:

1. Термодинамічний розрахунок дійсного циклу ГТУ. Виконуємо згідно методики викладеної в (1) на сторінці 37−41.

2. Газодинамічний розрахунок ГТУ виконується згідно методики викладеної в (1) на сторінці 41−51.

3. Газодинамічний розрахунок першого ступеня компресора (виконується згідно методики викладеної в (2) на сторінці 5−28) або першого ступеня турбіни високого тиску (виконується згідно методики викладеної в (2) на сторінці 46−68).

4. Розрахунок дросельної та кліматичної характеристик ГТУ. Виконується згідно методики викладеної (1) на сторінці 51−53.

5. Оформлення роботи здійснюється на аркушах формату А4 і повинно відповідати вимогам діючих стандартів. Зміст графічної частини роботи вказаної у відповідних розділах методичних вказівок.

6. Оформлення роботи здійснюється на аркушах формату А4 і повинно відповідати вимогам діючих стандартів. Зміст графічної частини роботи вказаної у відповідних розділах методичних вказівок.

Параметри лопатних машин газотурбінної установки

Таблиця 1

Лопатна

машина

z

(,)

n,

об/хв

Ne,

кВт

Gв,

кг/с

КНТ

9

4. 2

8617

5000

29. 9

КВТ

10

3. 8

10 340

7300

29. 9

ТВТ

2

2. 1

10 340

7500

28. 6

ТНТ

2

1. 9

7005

5100

28. 6

СТ

3

3. 7

7005

10 800

36. 17

Геометричні і термодинамічні параметри газотурбінної установки

Таблиця 2

Параметри ГТУ

В

КН

К

Г

ГН

ГС

Т

Dк, м

0. 6

0. 6

0. 6

0. 66

0. 69

0. 746

0. 789

Dвт, м

0. 36

0. 52

0. 56

0. 6

0. 57

0. 514

0. 471

n, м

0. 12

0. 04

0. 02

0. 03

0. 06

0. 116

0. 159

Р*, Па

99 000

420 000

1 600 000

1 570 000

750 000

390 000

104 000

Т*, К

288

464

701. 4

1300

1144

989

733

с, м/с

160

140

120

654

613

570

294. 5

1.2. 2Термодинамічний розрахунок ГТУ

Розрахунок параметрів робочого тіла

Визначення параметрів повітря в перетині «в»

Тв*=Тн , Рв*=увхЧРн =101 325Ч0. 98=99 298. 5, Па;

увх=0,98;

Визначення параметрів повітря в перетині «к»

Р*к=Р*вЧр*к=99 298. 5Ч16=1 588 776, Па;

;;; ;

Визначення параметрів в перерізі «г»

;

;

кількість повітря, яка потрібна для спалювання 1 кг палива;

коефіцієнт надлишку повітря;

;

Визначення параметрів в перерізі «гс»

;

Визначення параметрів в перерізі «т»

Задавши величину зведеної швидкості визначаємо швидкість газу на виході з турбіни, статичну температуру і тиск газу

Розрахунок основних параметрів ГТУ

Питома потужність ГТУ

Де — механічний ККД силової турбіни

ККД циклу ГТУ

Коефіцієнт корисної роботи

Питома витрата палива

Витрати повітря

Годинна витрата палива

1.2.3 Газодинамічний розрахунок газотурбінної установки

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

Як вихідні дані використовуємо результати термодинамічного розрахунку дійсного циклу установки

Визначення діаметральних розмірів на вході в компресор

Для сучасних ГТУ з силовою турбіною; вибираємо

Обчислюємо зведену швидкість і функцію щільності потоку

Знаходимо площу проточної частини на вході в компресор

Вибираємо відносний діаметр втулки робочого колеса

Зовнішній діаметр РК на вході в компресор

Обчислюємо діаметр втулки та середній діаметр

Визначення діаметральних розмірів на виході з компресора

Задаємо осьову складову швидкості повітря на виході з компресора

Обчислюємо зведену швидкість, функцію щільності потоку і площу проточної частини на виході з компресора

При ,

Визначення кількості ступенів і розподіл роботи стиснення повітря в двокаскадному компресорі

Оскільки то компресор виконуємо двокаскадним, що складається з КНТ і КВТ.

Визначаємо роботи КНТ і КВТ і знаходимо степінь підвищення тиску

;

Знаходимо тиск і температуру за КНТ

Обчислюємо величину критичної, зведеної швидкостей, функцію щільності потоку і площу проточної частини за КНТ.

;

Величини діаметрів за КНТ зовнішнього Dкн. к і втулки Dкн. вт знаходимо за тими ж формулами, що і за компресором, і відповідно до прийнятої у підрозділі 1.3.2. форми проточної частини компресора

У КНТ

У КВТ

;

Далі обчислюємо розподіл роботи між ступенями КНТ і КВТ і дані представляємо у вигляді таблиць 2.1 і 2. 2

Розподіл робіт між ступенями КНТ

Таблиця 2. 1

№ ступеня

Lск, кДж/кг

Са, м/с

1

21

140

2

15

139

3

22

135

4

24

133

5

35

132

6

34

129

7

28

127

8

20

125

9

26

122

10

27

120

Розподіл робіт між ступенями КВТ

Таблиця 2. 2

№ ступеня

Lск, кДж/кг

Са, м/с

1

21

160

2

15

158

3

30

157

4

29

156

5

20

154

6

26

152

7

27

140

Визначення діаметральних розмірів на вході в турбіну компресора та кількості її ступенів

Знаходимо площу перерізу проточної частини на виході з першого соплового апарата

де — витрата газу в турбіні;

укз=0,99; ус. а=0,995-коефіцієнт втрат повного тиску в сопловому апараті;

mг=0,0396; q (лг)=1-функція щільності потоку; б1=20є;

Задаємось середнім діаметром турбіни, визначаємо довжину лопатки і середній діаметр

Визначення діаметральних розмірів та кількості ступенів високого і низького тисків

У ГТУ з двокаскадним компресором КНТ обертається за допомогою турбіни низького тиску, а КВТ- за допомогою турбіни високого тиску. Для визначення геометричних розмірів між ТВТ і ТНТ спочатку обчислюємо їх роботи, температуру і тиск

Знаходимо площу поперечного перерізу соплового апарата на вході в ТНТ

Визначаємо кількість ступенів ТВТ і ТНТ

;

Визначення діаметральних розмірів на вході в силову турбіну та на виході з неї і кількості ступенів силової турбіни

Знаходимо площу поперечного перетину на вході в силову турбіну

mг=0. 0309; б1=20є; уп=0,98;

Визначаємо форму проточної частини турбіни компресора. Діаметральні розміри на виході з турбіни компресора дорівнюють відповідним розмірам на вході в силову турбіну

Dгс. к=Dг. к;

;

1.2.4 Газодинамічний розрахунок ступеня осьового компресора

Метою газодинамічного розрахунку ступені компресора є визначення геометричних розмірів ступенів, кінематичних параметрів потоку, побудова планів швидкостей і профілю лопаток в заданих перерізах по висоті лопатки. Ми проводимо визначення кінематичних параметрів в трьох перерізах: у втулки, в середньому і перефирійному перерізах.

Вихідні дані:

= 1300, К

= 1 654 313,9, Па

=28,6, кг/с

=283, м/с

=== 672, м/с

=1

=

=0,985

=0,69, м

=0,6, м

=0,63, м

Визначення геометричних розмірів СТ

=0,9

=50, м/с;

Площа на виході із РК:

=0,45

Розрахунок ступеня турбіни на середньому радіусі.

== 283,5, м/с

Коефіцієнт навантаження:

-(задовольняє умову м?2,2;

Абсолютна швидкість із СА:

м/с;

Зведена швидкість:

Осьові складові абсолютної швидкості на вході та виході з РК, а також ==:

, м/с;

, м/с;

, м/с;

;

;

м/с;

Колова складова відносної швидкості перед РК:

м/с;

, м/с;

Кут входу потоку:

м/с;

м/с;

м/с;

Зведена швидкість на виході з РК:

Кут виходу потоку з РК:

Відносна швидкість на виході з РК:

м/с;

м/с;

м/с;

Зведена швидкість на виході та вході з РК:

Кінематична степінь реактивності:

Закрутка в РК:

м/с;

Розрахунок кінематичних параметрів на різних радіусах ступеня турбіни:

Закон профілювання: — закон постійності циркуляції, який забезпечує високі значення ККД ступеня.

За результатами розрахунків креслимо проточну частину ступеня ТВТ та будуємо плани швидкості в трьох перерізах на висоті лопатки.

Розрахунок кінематичних параметрів ступеня осьового компресора заносимо до таблиці 2. 4

Результати розрахунку кінематичних параметрів ступені компресора

Таблиця 2. 4

Величина і розрахункова

формула

Переріз

втулочний

середній

периферійний

Lст,

171,8

174

172

D, м

0. 6

0. 63

0. 69

269

283

309

640,5

610

554

371,5

327

248

С1а,

230

230

230

,

436

400

338

1191

1191

1221

0. 69

0. 64

0. 53

680

652

602,6

31,7

35

42,8

19,7

20

22,4

0

0

0

267

287

308

250

250

250

366

381

397

250

250

250

43

41

39

0,4

0,4

0,4

0,69

0,64

0,53

0,58

0,61

0,62

0,13

0,1

0,099

0,996

0,99

0,996

Побудова профілю лопатки турбіни:

Подовження лопатки СА:

Хорда профілю на середньому діаметрі:

Крок гратки СА:

Уточнюємо значення:

мм;

мм;

Відносний крок гратки РК:

Хорда профілю гратки РК:

мм;

Крок гратки РК:

Уточнюємо:

— кут відставання потоку

Кут вигину вихідної кромки:

;

Кут атаки: і = -2?;

Кут вигину вхідної кромки:

;

Кут вигину прфілю:

;

Для побудови осьової лінії рахуємо:

;

;

Кут встановлення профіля:

;

Проекція хорди на осьовий напрям: (ширина лопатки)

оскільки:

Геометричні хар-ки профілю лопатки турбини

Таблиця 2.4. 4

0

1,25

2,5

7,5

10

15

20

30

0

0,1

0,2

0,62

0,83

1,24

1,66

2,5

0

11,7

15,4

19,9

27,4

34

39,5

47,2

0

0,15

0,19

0,25

0,34

0,42

0,49

0,59

40

50

60

70

80

90

95

100

3,32

4,15

4,98

5,81

6,64

7,47

7,89

8,3

50

47,6

37

25,1

14,2

8,5

7,2

0

0,62

0,59

0,46

0,31

0,18

0,106

0,09

0

1.2.5 Розрахунок і побудова дросельної і кліматичної характеристик ГТУ

Робота ГТУ в процесі експлуатації оцінюється дросельною і кліматичною характеристиками. Дросельною характеристикою називається залежність ефективної потужності Nе та питомої витрати палива Cе від частоти обертання ротора nк турбокомпресора при незмінних параметрах повітря.

Кліматичною характеристикою називається залежність Nе і Cе від температури повітря на вході в ГТУ Тн при незмінних фізичних частотах обертання ротора турбокомпресора і силової турбіни та тиску повітря на вході в ГТУ. Після визначення вихідних параметрів вибираємо 3 значення змінних параметрів: для дросельної характеристики — фізичну частоту обертання в межах 0. 75- 1. 00; для кліматичної - температуру повітря в межах −30…+30 С. Розрахунки ведемо у вигляді таблиць. З метою контролю процесу розрахунку в таблиці заносимо результати термодинамічного розрахунку на розрахунковому режимі. Розрахунки дросельної і кліматичної характеристик наводимо в таблицях 2.5 і

Розрахунок дросельних характеристик ГТУ

Таблиця 2. 5

Параметр і розрахункова ф-ла

Розрахунковий режим

Дросельні

характеристики

1. 00

0. 95

0. 90

0. 85

288

288

288

288

Pн, МПа

0. 101

0. 101

0. 101

0. 101

1. 00

0. 95

0. 90

0. 85

1. 000

0. 910

0. 830

0. 750

16

15. 47

14. 17

12. 75

1. 00

0. 996

0. 987

0. 972

0. 86

0. 856

0. 848

0. 835

415 600

382 553

368 484,3

354 672,3

, К

701,4

618,7

622

594,6

1 568 431,3

1 504 797,8

1 372 507,9

1 240 218

1300

1247

1201

1157

430 309,1

398 482,9

392 429

376 110,6

989

896

863

833

397 000

321 000

293 000

265 000

297 000

278 000

228 000

200 000

,

300

285

229

201

36

28,5

26,5

24,4

0,22

0. 29

0. 24

0,26

10 800

7881

6089

4826

1

1,04

1,09

1,18

1,01

0,87

0,68

0,55

Розрахунок кліматичних характеристик ГТУ

Таблиця 2. 6

Параметр

Кліматичні характеристики

1. 00

1. 00

1. 00

270

300

310

0. 101

0. 101

0101

1. 03

0. 98

0. 96

1. 05

0. 96

0. 92

17,85

16,32

15,81

0. 998

0. 999

0. 997

0. 858

0. 859

0. 857

384 745,3

403 968,7

415 913,1

601,9

649

669,5

1 736 305,2

1 587 479

1 537 870,3

1252

1317

1356

1198

2216

1227

0. 017

0. 018

0. 0186

406 365

456 577,2

439 190,2

902

949

977

371

359

282

284

293

282

287

296

285

32. 9

29. 3

27. 8

0. 24

0. 12

0. 23

9449

8676

7947

0. 95

1

1. 04

1. 05

0. 96

0. 88

Аналіз реальних характеристик вузлів ГТУ показує, що параметри компресора: степінь підвищення тиску і ККД при зміненні n і Тн змінюється в значно більшій мірі, ніж параметри камери згорання і турбіни і тому, з метою спрощення розрахунків у даній методиці враховується лише залежність величин і від n і Тн, а параметри камери згорання та турбіни вважаються незмінними. Характеристики, розраховані за даною методикою, якісно відображаються дійсний характер їх змінення.

РОЗДІЛ 2

РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ОСНОВНИХ ЕЛЕМЕНТІВ ГТУ

2. 1Розрахунок на міцність лопатки ТВТ

На робочу лопатку турбіни при роботі двигуна діють статичні, динамічні і температурні навантаження. До статичних навантажень, що діють на лопатку відносять відцентрові сили мас лопаток. Динамічні і температурні навантаження визначають на основі статичних даних.

Побудова профілю лопатки і визначення його характеристик

Розрахунок на міцність лопатки турбіни ГТД проводиться в найбільш навантаженому перерізі - кореневому при статичному навантаженні від відцентрових сил мас пера лопатки і бандажної полки і газовими силами. Інші види навантажень не враховуються через їх малі значення. найбільш вагомим, а напруження згину складає більше 20−30%. Для спрощення розрахунків не враховуємо пористість лопатки, що охолоджується. Вихідні дані занесемо в таблицю 2. 1

Вхідні та вихідні дані для розрахунку лопатки на міцність

Таблиця 2. 1

Назва параметру, розмірність

Позначення параметру

Розмірність

Величина

Відносна швидкість газу на вході в робоче колесо (РК)

м/с

436

Кут відносної швидкості газу на вході в РК

град

32

Відносна швидкість газу на виході з РК

м/с

366

Кут відносної швидкості газу на виході з РК

град

43

Радіус кореневого перерізу

РЛ турбіни

rвт

м

0. 3

Радіус кінцевого перерізу РЛ турбіни

r0

м

0. 345

Осьова довжина профілю РЛ турбіни

l

м

0. 071

Частота обертання ротора турбіни

nвт

об/хв

10 340

Кутова швидкість обертання ротора турбіни

1/с

1082

Витрати газу через турбіну

кг/с

28,6

Кількість робочих лопаток в РК турбіні

z

од.

37

Статичний тиск газу перед РК турбіни

P1r

МПа

15,7

Статичний тиск газу на виході з РК

P2r

МПа

9,1

Температура кореневого перерізу РЛ турбіни

Тл

єС

1027

Початком розрахунку лопатки на міцність є побудова її профілю.

Після побудови профілю лопатки визначаємо її основні характеристики та координати її характерних точок. Результати заносимо до таблиці 2. 2

Характеристики профілю лопатки

Таблиця 2. 2

Назва параметрів, розмірність

Позначення параметра

Розмірність

Величина

Максимальна товщина профілю лопатки

Сmax

м

0. 0086

Хорда профілю лопатки

b

м

0. 083

Максимальний прогин середньої лінії профілю

f

м

0. 0093

Момент інерції кореневого перерізу РЛ відносно осі о

Н м

0. 4

Момент інерції кореневого перерізу РЛ відносно осі з

Н м

0. 18

Кут між осями Ю і x

в

град

60

Координата точки, А відносно осі о

оA

м

-0. 0311

Координата точки В відносно осі о

оВ

м

-0. 0131

Координата точки С відносно осі о

оС

м

0. 05

Координата точки, А відносно осі з

зА

м

-0. 635

Координата точки В відносно осі з

зВ

м

0. 0071

Координата точки С відносно осі з

зС

м

-0. 007

Визначення напруження розтягу від відцентрових сил. Якщо врахувати, що в сучасних робочих лопатках ГТУ відношення площі; тоді

Приймаючи лінійний закон зміни площі лопатки по висоті, визначаємо площу перерізу лопатки за формулою:

Далі розбиваємо висоту лопатки на 10 перерізів.

Дані по радіусам і площам в кожному перерізі заносимо до таблиці 2.3 і будуємо графіки залежностей.

Параметри перерізів лопатки

Таблиця 2. 3

Параметр і розрахункова формула

Переріз

1

2

3

4

5

, м

0. 345

0. 34

0. 335

0. 33

0. 325

, м

0. 045

0. 04

0. 035

0. 03

0. 025

0. 1413

0. 1884

0. 2355

0. 2826

0. 3297

0

0. 82

0. 106

0. 0013

0. 153

0

6. 9

8. 8

10. 8

12. 8

0

0. 005

0. 005

0. 005

0. 005

0

0. 685

0. 675

0. 665

0. 655

0

0. 33

0. 42

0. 52

0. 61

0

2 740 831

3 472 103

4 180 343

4 865 550

0

14. 4

26. 5

37

46. 6

, м

0. 32

0. 315

0. 31

0. 305

0. 3

, м

0. 02

0. 015

0,01

0. 005

0

0. 3768

0. 4239

0. 471

0. 5181

0. 5652

0. 176

0. 002

0. 0022

0. 247

0. 0027

14. 7

16. 7

18. 7

20. 6

22. 6

0. 005

0. 005

0. 005

0. 005

0. 005

0. 645

0. 635

0. 625

0. 615

0. 605

0. 7

0. 8

0. 9

0. 99

1. 08

5 527 726

6 166 869

6 782 980

7 376 059

7 946 101

55. 5

64

72. 2

80

87. 5

Після розрахунків будуємо графік залежності напруження розтягу від висоти лопатки.

Визначення необхідних для розрахунку газових сил, діючих на лопатку

При обтіканні потоком профілю лопатки виникають аеродинамічні сили. Величину цих сил характеризують інтенсивності навантажень. При визначенні значень і напружень інтенсивності газових навантажень і моментів від них використовують правило знаків. Інтенсивність в круговому і осьовому напрямах від газових сил на кожну лопатку визначаємо за допомогою швидкостей і густини потоку, тобто по кінематичним параметрам потоку. Результати розрахунків заносимо до таблиці 2. 4

Визначення газових сил

Таблиця 2. 4

1

0. 345

0

0

0

0

2

0. 34

0. 003

4. 2

2. 1

-3. 6

3

0. 335

0. 014

16. 79

8. 4

-14. 53

4

0. 33

0. 032

37. 77

18. 9

-32. 69

5

0. 325

0. 057

67. 15

33. 63

-58. 13

6

0. 32

0. 089

104. 93

52. 54

-90. 82

7

0. 315

0. 129

151. 1

75. 66

-130. 78

8

0. 31

0. 176

205. 66

102. 98

-178

9

0. 305

0. 229

268. 62

134. 5

-232. 51

10

0. 3

0. 29

339. 97

170. 24

-294. 27

Визначення напружень згину від газових сил в характерних точках кореневого перерізу профілю лопатки.

По кресленню профілю лопатки визначаємо координати характерних точок А, В і С.

Ао=-0. 0311, м; Аз=-0. 635, м;

Во=-0. 0131, м; Вз=0. 0071, м;

Со=0. 05, м; Сз=-0. 007, м;

Далі визначаємо напруження згину цих точок, дані заносимо до таблиці 2. 5

Напруження характерних точок

Таблиця 2. 5

№ перерізу

1

0

0

0

2

3. 97

-3. 5

2. 7

3

15. 9

-14

10. 9

4

35. 8

-31. 57

24. 6

5

63. 62

-56. 12

43. 7

6

99. 4

-87. 7

68. 3

7

143. 15

-126. 3

98. 3

8

194. 84

-171. 9

133. 8

9

254. 5

-224. 5

174. 8

10

322. 1

-284

222. 3

Сумарних напруження в точках профілю лопатки.

Таблиця 2. 6

№ пер.

ri, м

1

0. 345

0

0

0

880

300

0

2

0. 34

18. 6

11. 14

17. 38

920

250

13. 4

3

0. 335

42. 5

12. 55

37. 5

965

200

4. 7

4

0. 33

72. 84

5. 48

61. 63

998

150

2. 06

5

0. 325

110. 25

-9. 5

90. 3

1027

120

1. 09

6

0. 32

155

-32. 1

123. 87

1005

140

0. 9

7

0. 315

207. 22

-62. 2

162. 41

960

210

1. 01

8

0. 31

267. 02

-99. 7

206. 03

915

300

1. 12

9

0. 305

334. 46

-141. 53

254. 8

860

390

1. 16

10

0. 3

409. 57

-196. 66

308. 75

820

500

1. 22

На рис. 2.2 показано залежність напруження згину по висоті лопатки у характерних точках А, В, С

На рис 2.3 показана залежність напруження розтягу від радіусу лопатки

На рис. 2.7 показано залежність розподілу коефіцієнта статичного запасу міцності по радіусу лопатки

Після всіх розрахунків робимо висновок про міцність лопатки. Із аналізів розрахунків міцності лопатки від відцентрових і газових сил отримуємо залежність зміни запасу статичної міцності із якої робимо висновок: на радіусі rвт =0. 3, м коефіцієнт запасу подовженої міцності мінімальний

Кm=1. 22, який ми порівнюємо з допустимим Кm доп=1. 2…1. 5, Кm> Km доп, отож можна зробити висновок, що лопатка забезпечена достатнім коефіцієнтом міцності.

2.2 Розрахунок на міцність диску ГТД

Диски турботурбіни відносяться до найбільш відповідальних елементів, визначаючих надійність ГТД. Диски газових турбін навантажені наступним силами і моментами:

— відцентрові сили власних мас і мас РЛ;

— газодинамічні навантаження від лопаток;

— силами тиску газу на бокові поверхні;

— гіроскопічними моментами, виникаючими внаслідок деформації валу.

Диски відчувають нерівномірне нагрівання товщині. Розтяг і стиск диску відбувається також при напресуванні його на вал. Крім зазначених напружень в диску виникають напруження кручення і згину.

Розбиваємо диск в радіальному напрямку на перерізи від 0 перерізу — вісь обертання, до к-того ободу кріплення лопаток. В даному випадку розбиваємо на 6 перерізи. Для забезпечення умови сходимості рішення, розбивання диску на перерізи необхідно здійснювати з врахуванням щоб:

;

Вибираємо матеріал диску і по довіднику визначаємо його густину:

Беремо матеріал ЭИ437Б, густина цього матеріалу 8200 кг/м3.

Визначаємо кутову швидкість обертання диску:

Визначаємо значення ширини диска в кожному радіусі перерізу

Визначаємо в залежності від температури диску значення модуля пружності, коефіцієнт Пуассона і коефіцієнт лінійного розширення:

. Для кожного перерізу визначаємо допоміжні величини — що залежать від геометричних розмірів диску, його матеріалу і кутової швидкості обертання.

Послідовним розрахунком визначаємо в кожному перерізі величини коефіцієнтів А, В, С і D.

По відомій величині напруження від лопаточних вінців визначаємо значення.

Далі визначаємо напруження в кожному перерізі і.

В залежності від температури диску визначаємо межу довготривалої міцності

Визначаємо еквівалентне напруження в кожному перерізі диску.

Визначаємо значення коефіцієнта запасу місцевої міцності диску в кожному перерізі.

Дані по розрахункам кожного пункту заносимо до таблиці 2. 7

Розрахунок напружень в диску

Таблиця 2. 7

n

r, м

b, м

Т,?С

Е,

л,

м

, Мпа

0

0. 03

-

0. 0285

-

645

1. 56

25,3

0. 3

250

1

0. 047

1. 57

0. 0271

0. 95

675

1. 53

25,8

0. 3

200

2

0. 068

1. 45

0. 0255

0. 94

700

1. 5

26

0. 3

170

3

0. 095

1. 4

0. 0233

0. 91

750

1. 39

26,8

0. 3

150

4

0. 14

1. 47

0. 0198

0. 85

780

1. 3

27

0. 3

120

5

0. 2

1. 43

0. 0152

0. 81

805

1. 27

27,3

0. 3

100

6

0. 3

1. 5

0. 078

0. 94

825

1. 18

27,8

0. 3

80

n

0

-

-

-

-

-

1

0,566 667

0,482 456

20 301 115,1

0,38

0,59

66 256 650,00

2

0,446 809

0,612 232

42 495 408

0,49

0,47

58 012 500,00

3

0,397 059

0,689 216

82 941 405,2

0,52

0,44

107 725 000,00

4

0,473 684

0,67 653

180 127 595

0,38

0,54

69 654 000,00

5

0,428 571

0,763 348

367 607 336

0,38

0,49

83 648 550,00

6

0,5

0,5625

827 116 506

0,44

0,54

41 010 900,00

n

0

0

0

1

0

1

1,49 123

-9 794 397,651

0,97

-69 194 969,3

2

1,59 041

-26 017 052,05

0,96

-65 817 615,6

3

1,86 275

-57 164 517,5

0,96

-124 874 355

4

1,150 215

-121 861 790,4

0,91

-106 212 537

5

1,191 919

-280 612 237,7

0,87

-167 832 221

6

1,0625

-465 253 034,6

0,98

-180 586 810

0

0

57,15

57,15

4,374 681

1

58,97

48,59

93,30

2,68

2

57,92

48,54

92,32

2,17

3

56,36

42,47

85,87

1,98

4

53,55

41,63

82,64

1,82

5

40,05

33,08

63,43

1,89

6

14,19

37,80

46,55

2,15

minKm=1,81

По знайденим параметрам будуємо графіки залежностей

Після порівняння мінімального значення коефіцієнта статичної міцності з допустимим, що визначається нормами міцності в межах 1. 3…1.5 робимо висновок, що диск забезпечений достатнім запасом статичної міцності.

2.3 Розрахунок на міцність вала турбіни ГТД

При розрахунку на міцність вала ГТД враховуються такі його деформації які діють від статичних і динамічних сил і моментів:

1) кручення вала по діям крутного моменту, які передаються від турбіни до компресора;

2) згин валу від власної маси дисків компресорів і турбін, а також відцентрових сил неврівноважених масс цих роторів;

3) розтяг чи стиснення осьовими силами які виникають із за перепаду тисків на торці коліс роторів.

Величини навантажень в перерізах вала, які розраховуємо, і його напружений стан істотно залежать від вибору розрахункової схеми. Розрахункову схему складають у відношенні з типом конструктивних роторів турбіни і компрессора, числом дисків і їхнім розміщенням відносно опор. Найбільш технологічними розрахунковими схемами являються схеми: однокаскадні консольні, двохкаскадові двохопорні.

При побудові розрахункової схеми однокаскадного ротора його масу рахують зосереджену в центрі диска чи ротора. Для багатоступінчатого ротора дискового типу маси зосереджені в центрі мас кожного диску, вони приймаються не високі.

Всі види навантаженнь які діють на вал можна звести по направленню їх дії.

Крутний момент створює окружні газодинамічні сили які передаються валом від РЛ лопатки турбіни

Крутний момент

З виразу крутного моменту видно, що в якості розрахункового режиму, необхідно прийняти режим максимальної витрати газу через турбіну.

Осьова сила

Сила ваги ротора буле дорівнювати

Поперечна сила яка виникає в опорах дорівнює сумі сил від маси ротора і інерційної сили

Під дією поперечних сил в опорах виникають реакції опор т. А, їх визначаємо за допомогою

Визначаємо напруження в валі

При визначенні напруження вибираємо розрахунок на перетини в яких максимальнo напруження.

Напруження кручення в валі визначаємо по значенню крутного моменту и моменту сполечення кручення

Напруження розтягу знаходимо по значенню осьової сили і площі поперечного перетину валу в розрахунковому перетині

Сумарні напруження які діють на вал визначаються сумарними напруженнями які виникають від осьових і відцентрових згинаючих

Оцінка міцності вала здійснюється по еквівалентному напруженню по наступній формулі

Статичну міцність валу оцінюють по величині коефіцієнта статичної міцності вала

Для проектування вала вибираємо сплав 40ХНМА.

Дані по розрахункам заносимо до табл. 2. 8

Розрахунок статичної міцності валу

Таблиця 2. 8

Крутний момент Мкр

6930

Довжина вала l

0. 629

Маса ротора, М

882

Осьові навантаження Ра

972 702,4

Сила ваги ротора Рm

8652,42

Поперечна сила Рпс

8652,42

Реакція, Rа

7471,296

Реакція, Rв

9538,5

Момент згину, Мзг

735,45

Момент крутного опору, Wкр

0. 157

Напруження розтягу, фкр

441 529 081,5

Момент опору згину, Wзг

0. 76

Напруження згину, узг

17 790 543,15

Площа, F

0,8 635

Напруження розтягу, ур

1 126 464 852

Напруження розтягу від центробіжних сил, уцбс

6 882 469,107

Сумарне напруження, уУ

1 151 137 865

Еквівалентне напрудення, уекв

1 163 279 811

Коефіцієнт статичної міцності, Кm

1,59

Отже, можна зробити висновок про те що вал забезпечений достатньою статичною міцністю. Епюра крутних моментів і навантажень, які діють на вал, зображена у додатку З.

2.4 Розрахунок на міцність підшипника опори ротора ГТД

Основним елементом опори ГТД є вузол підшипника. Основною функцією підшипників є зниження тертя для зменшення зносу пар тертя.

Вихідні дані:

n=10 340,об/хв. ;

Вважаємо, що опора розташована віддалення від вузлів підвіски, тому приймаємо:

Кб=1. 15;

Враховуючи температурний режим роботи опори, приймаємо що температура навколишнього середовища опори 250 С, тому приймаємо:

Кт=1. 4;

Витрати повітря через двигун приймаємо відповідності з завданням в термодинамічному розрахунку:

Gв=28. 6, кг/с;

Степінь підвищення тиску в турбіні:

рк=2. 1;

Із газодинамічного і термодинамічного розрахунку використовуємо

Значення осьової швидкості на вході, виході, тиск на вході і виході із турбіни, площу на вході і виході:

СГА=654,м/c;

СГНА=613,м/с;

РГ=1 568 000,Па;

РГН=910 000,Па;

FГ=0. 049, м2;

FГН=0. 1, м2;

1)Приймаємо масу ротора: Мр=0,6 Мд

Мр=

По масі ротора визначаємо реакцію опори

Н;

Використовуючи результати термодинамічного і газодинамічного розрахунків,

Розраховуємо осьову складову від дії газових сил і статичного тиску

т.я., то задню розвантажуючи порожнину не розраховуємо.

2)Використовуючи довідник Ануфрієва том 2 на ст. 132−133, з табл. 106, по частоті обертання вибираємо підшипник легкої серії типа 46 207. Для цього підшипника кут контакту в=26°

Розраховуємо коефіцієнт приведення

Приймаємо коефіцієнт, який враховує якість підшипника

Кк=1. 25;

Визначаємо коефіцієнт дієздатності підшипника

З табл. 106:

Z=12; d0=11,11;

По осьовому і радіальному навантаженнях, визначаємо еквівалентне навантаження

, Н;

Визначаємо довговічність радіально-упорного підшипника

Отже, враховуючи, що розрахована довговічність повинна бути не менше 10% ресурсу двигуна, так як сумарне напрацювання двигуна на максимальному режимі складає зазвичай 5%, а інтенсивність вичерпування несучої здатності підшипника на понижених режимах значно нижча, ніж на максимальних. При умові призначеного ресурсу 100 тис годин, розрахована довговічність достатня для роботи опори при даному ресурсі.

РОЗДІЛ 3.

ОПИС СИСТЕМ ДВИГУНА, ЩО ПРОЕКТУЮТЬСЯ

3.1 Система змащування

Система змащення двигуна — циркуляційна, під тиском, забезпечує постійну подачу масла до поверхонь, що труться, підшипників опор роторів, ущільнення підшипників роторів, крутящимся деталям центрального приводу, верхньої коробки приводів і обмежувачу частоти обертання СТ і його привода для їх змащування і охолодження. Система змащення складається із трьох підсистем: нагнітання, відкачування і суфлювання. В системі змащення двигуна контролюються температура і тиск масла на вході в двигун. В двигуні застосовані сигналізатори раннього виявлення несправностей системи змащення, деталей і вузлів, що омиваються маслом.

Сигналізатори видають параметри в САК при досягненні наступних граничних параметрів;

— мінімальний тиск масла на вході в двигун;

— засмічення фільтра тонкої очистки масла;

— поява феромагнітної стружки чи перевищення допустимої температури в магістралях відкачки масла із порожнин:

— підшипників КНТ;

— підшипників турбін ВТ і НТ;

— підшипників вільної турбіни;

— поява феромагнітної стружки в магістралях відкачки масла з верхньої коробки, центрального привода, опори КВТ.

В систему змащування двигуна входять наступні основні вузли:

— маслобак, встановлений на ГПА;

— блок маслоохолоджувачів;

— маслоагрегат, що складається з нагнітаючого насосу, чотирьох відкачуючи насосів, зворотного і редукційного клапанів, фільтра тонкої очистки масла з перепускним клапаном і сигналізатора перепаду тисків, клапану випуску повітря;

— повітровідділювач з фільтром грубої очистки масла;

— стружкосигналізатор;

— термостружкосигналізатор наявності феромагнітних частинок і перегріву масла в магістралях відкачки газу з опор роторів;

— запобіжні фільтри масляних форсунок;

— запобіжні фільтри насосів відкачки;

— трубопроводи, канали і форсунки, кран зливу масла.

Масло із маслобаку 1 поступає самопливом в нагнітаючий насос масло агрегату, звідки під тиском подається в фільтр 32 тонкої очистки. Тиск масла на вході в двигун підтримується в заданих межах редукційним клапаном33.

Масло, пройшовши фільтр тонкої очистки, по зовнішнім трубопроводам підводиться до опори КНТ, опорам турбін і пристроям контролю тиску масла, а до опори КВТ, центральному приводу і верхній коробці приводів — по каналам, виконаним в проміжному радіусі. Інші деталі і вузли змащуються барботажем.

Масло із порожнини підшипника КНТ відкачується насосом 37, із порожнини підшипників ТВТ і ТНТ — насосом 28, а з порожнини підшипників вільної турбіни — насосом 27. На шляху у відкачуючи насоси масло змиває термостружкорегулятори 24 і фільтрується запобіжними фільтрами 25 насосів.

Масло, що відкачується із вище перерахованих порожнин зливається в піддон нижньої коробки приводів. Сюди ж самопливом зливається масло із порожнин В систему суфлювання двигуна ви верхньої коробки приводів, підшипника КВТ і центрального приводу по внутрішнім порожнинам ребер проміжного корпусу.

Із піддону нижньої коробки приводів все масло, пройшовши через стружкосигналізатор 38 і запобіжний фільтр 36, відкачується основним відкачуючим насосом 35 і по каналу в нижній коробці приводів направляється в центральний повітровідділювач 39. Окреме в повітровідділювачі від повітря масло поступає для охолодження в блок маслоохолоджувачей 7. Охолоджене масло після охолодження поступає в маслобак.

Тиск масла на вході в двигун вимірюється перетворювачем тиску 15, а мінімальний тиск фіксується з допомогою сигналізатора16.

Для контролю температури масла на вході в двигун встановлений приймач температури 26.

Встановлення в магістралях відкачки масла, термостружкисигналізатора 24 подають сигнали в САК при появі в маслі феромагнітних частинок або перевищенні допустимої температури відкачую чого масла.

3.2 Паливна система

Паливна система двигуна призначена для автоматичної подачі газоподібного палива до пускових і робочих форсунок в кількостях і з відповідною частотою, тиском, температурою, що забезпечують роботу двигуна на всіх режимах і на всіх рівнях експлуатації.

До складу паливної системи входять:

— стопорний клапан;

— дозатор газу (ДГ);

— паливний колектор;

— паливні форсунки;

— клапан електромагнітний пускового палива МКПТ-9ФБ;

— пускові форсунки;

— сигналізатор тиску ССК;

— перетворювач тиску повітря перед робочими форсунками;

— датчик температури палива перед робочими форсунками;

— перетворювач тиску повітря за КВД.

Робоче паливо з системи підготовки газоподібного палива ГПА під тиском 2.4 МПа, чистої фільтрації 40 мкм і температурою від 15 до 50 С підводиться до стопорного клапану СК і далі до дозатора газоподібного палива ДГ, а якому воно дозується в кількості, що визначається командами системи автоматичного керування. Дозоване паливо від ДГ підводиться до паливного колектора і робочих форсунок.

Паливо із систем підготовки газоподібного палива ГПА підводиться до електромагнітного клапану пускового палива МКПТ-9ФБ, який відкриває (закриває) доступ палива через дроселі до пускових форсунок по електричному сигналу від САК під тиском 0. 25 МПа.

Вся система живлення палива з датчиками, клапанами і агрегатами, що

входять до неї, знаходяться під автоматичним контролем САУ, яка при знаходженні відхилень від норми в системі подає повідомлення про несправність на пульт оператора.

3.3 Системи автоматичного керування і регулювання ГТУ

Система автоматичного керування призначена для автоматичної подачі паливного газу форсункам камери згорання двигуна і для управління режимом його роботи.

Керування двигуном зводиться до дії здійснення впливу на параметри його робочого процесу і дозволяє встановити такий режим роботи двигуна, який найкращим чином задовольняє експлуатаційні вимоги в даних умовах.

Система керування виконує функції захисту двигуна від теплових і механічних перевантажень.

В склад системи регулювання входять:

— програмно-апаратний модуль керування роботою двигуна;

— дозатор газу;

— обмежувач частоти вільної турбіни.

Основним регульованим параметром двигуна являється частота обертання ротора вільної турбіни, яка задається САК в діапазоні в відповідності з вимогами технологічного процесу ГПА.

Запуск двигуна відбувається по програмі залежності витрати палива від часу з корекцією по температурі навколишнього середовища. Режим прогріву і охолодження двигуна (малий газ) реалізується по закону підтримання заданої частоти обертання ротора високого тиску.

Для забезпечення надійної роботи двигуна по вищевказаним законам, а також реалізації вимог по захисту і контролю, виконуються наступні функції:

— формування сигналів керування запуском двигуна;

— дозування газоподібного палива на режимах розпалювання камери згорання, запуску, розгону і скидання.

— підтримка режимів, що встановилися;

— обмеження максимальних режимів робот двигуна;

— захист двигуна при перевищенні граничнодопустимих значень параметрів двигуна за рахунок формування і видачі команд на виконання технологічної або аварійної зупинки ГПА;

— контроль діє придатності електронного регулятора;

— контроль витікання газу;

— захист стартера СВ-36Г;

— фіксація дозування витрати палива при відмові САК;

— обмеження мінімальної витрати палива;

— розрахунок часу розбігу ротора ВТ;

— подача палива до пускових форсунок;

— захист від перевантаження.

Дозатор газу входить в систему автоматичного керування двигуном і призначений виконання наступних функцій:

— дозування газоподібного палива по командам від електронного контролера, що подаються на поворотний паливний клапан;

— видачі в САК інформації про поточне положення дозуючого елемента;

— «заморожування «стану клапану у випадку досягнення заданої величини управляючого сигналу або несправності джерела постійного струму;

— забезпечення лінійної зміни ефективної площі дозування від кута повороту дозуючого елементу.

Дозатор газу складається з наступних основних вузлів:

— поворотний паливний клапан;

— електронний контролер.

Поворотний паливний клапан розташований в блоці газо регулюючої апаратури. Електронний контролер розташовується у відсіку автоматики ГПА.

3.4 Системи запуску

Запуском двигуна називається процес виводу його на режим малого газу. Запуск двигуна відбувається в процесі пуску ГПА. Система запуску двигуна забезпечує: автоматичний запуск; холодну прокрутку і закінчення запуску вручну або автоматично (при знаходженні несправності) з видачею повідомлення про причину зупинення запуску.

В систему запуску входять:

— додатковий клапан перепуску повітря;

— стартер СВ-36Г;

— сигналізатор мінімального тиску газу перед сопловим апаратом стартера МСТВ-1. 6А;

— система запалювання;

— пусковий запальник;

— електромагнітний клапан пускового палива.

Додатковий клапан перепуску повітря здійснює перепуск повітря з-за КВТ з метою покращення запуску двигуна і закривається перед виходом двигуна на режим малого газу при досягненні заданого тиску повітря за КВТ. Крім додаткового клапану перепуску повітря в процесі запуску залишаються відкритими три клапани перепуску повітря з-за 3 ступеня КНТ і три клапани перепуску повітря з-за 4 ступеня КВТ.

Стартер СВ-36Г здійснює розкрутку ротора високого тиску двигуна за рахунок поступаю чого на його турбіну стисненого газу.

Електромагнітний клапан пускового палива забезпечує включення подачі пускового газу до форсунок пускових запальників по команді від САК.

Керування запуском двигуна здійснюється САК, яка на етапі запуску виконує наступні функції:

— забезпечує циклограму запуску і холодної прокрутки двигуна;

— комутує циклові ланцюги керування всіх агрегатів системи запуску;

— формує закони подачі робочого газу на запуску і керує по цим законам дозатором газу;

— захищає двигун при перевищенні граничнодопустимої температури газів за ТНТ на запуску;

— контролює придатність електричних ланцюгів, виконаних механізмів і датчиків, задіяних при запуску;

— формує і подає сигнал на завершення запуску двигуна в випадку виявлення несправностей двигуна, повідомлення про причину зупинки.

Запуск двигуна здійснюється згідно алгоритму пуску ГПА по циклограмі, що формується САК в наступному порядку.

Запуск двигуна починається з моменту подачі живлення на електромагніт стартера СВ-36Г і видачі повідомлення «ВКЛЮЧЕННЯ СВ». При цьому клапан стартера відкривається, газ подається на турбіну стартера, обертання якої передається через трансмісію ротору ВТ двигуна і одночасно газ поступає до сигналізатора МСТВ-1, 6А, контакти якого замикаються і САК передає повідомлення «СВ ВІДКРИТИЙ». На протязі 120 секунд відбувається прокрутка двигуна для вентиляції газоповітряного тракту двигуна, вхідного і вихлопного пристроїв ГПА. На 120 секунді САК знімає живлення з електромагнітного стартера і повідомлення «ВКЛЮЧЕНН СВ» і, при закритому клапані стартера, «СВ ВІДКРИТИЙ».

НА 210 секунді і при звд< (700±150) об/хв САК повторно включає стартер і видає повідомлення «ВКЛЮЧЕННЯ СВ» і, при відкритті клапану стартера, «СВ ВІДКРИТ».

При звд= (750±250)об/хв після другої видачі повідомлення «ВКЛЮЧЕННЯ СВ» САК вмикає електромагнітний клапан пускового палива.

При звд=(3500±100) об хв. САК вмикає подачу газу на робочі форсунки, відкриваючи стопорний клапан і знімає повідомлення «КЛАПАН ЗУПИНКИ ЗАКРИТИЙ». Відбувається подача і розпалювання робочого палива в камері згорання.

При досягненні звд=(4200±150) об хв. САК переходить на регулювання витрати палива по часовому закону, згідно програмі управління при запуску.

При досягненні звд=(6300±100) об хв. САК вимиває стартер, агрегати запалювання і подачу пускового палива і знімає повідомлення «ВКЛЮЧЕННЯ СВ» і, при закритті клапана стартера, «СВ ВІДКРИТИЙ».

Далі розкручування роторів двигуна продовжується за рахунок надлишкової потужності на турбіні двигуна, що забезпечується за рахунок збільшення витрати палива по часовому закону характеристики запуску.

При досягненні звд=(11 200±150) об/хв. САК переходить на дозування палива. Після прогрівання двигуна САК автоматично виводить двигун на режим регулювання частоти обертання вільної турбіни і видає повідомлення «ЗАПУСК ЗАКІНЧЕНИЙ».

Холодна прокрутка двигуна виконується при встановлені режиму «ХОЛОДНА ПРОКРУТКА» і натисненні кнопки «ПУСК», при цьому САК подає живлення на електромагніт включення стартера і видає повідомлення «ВКЛЮЧЕННЯ СВ». Холодна прокрутка двигуна триває 120 секунд, після чого САК знімає живлення з електромагніта включення стартера.

3.5 Вибір матеріалів основних деталей двигуна, що проектується

В двигуні, що проектується, використовується ряд сплавів і матеріалів які забезпечують міцність, надійність та витривалість всіх його вузлів під час експлуатації.

Вибрані матеріали повинні витримувати всі діючі напруження, забезпечувати необхідний запас міцності, мати достатні жароміцність, жаростійкість, антикорозійну здатність.

Для диску турбіни, виходячи з розрахунку на міцність, було обрано сплав ВТ5 — однофазний титановий сплав, що має помірну міцність, при невисокій пластичності. Цей сплав застосовують для конструкцій, які працюють при невисоких температурах, а саме до 450 С, він володіє достатньою міцністю, для забезпечення необхідної надійності роботи диска.

Для валу турбіни було обрано сплав 30ХГСН2А — високоміцну середньо леговану сталь, що забезпечує достатній запас міцності.

3.6 Вибір осьових і радіальних зазорів ГТД

Значний вплив на ККД турбіни зумовлюють радіальні і осьові зазори (Дr і Дs). Збільшення відносного радіального зазору (відношення радіального зазору до довжини лопатки) на 1% призводить до зменшення ККД турбіни на 3%, що супроводжується зростанням питомих витрат на 10%. Тому величину радіального зазору зменшують до мінімально можливого розміру. В процесі роботи двигуна радіальний зазор змінюється в широких межах під дією експлуатації навантажень і температур. Для запобігання руйнування лопаток в випадку їх дотикання до корпусу, на корпус наноситься ущільнювальний шар, товщиною 1.3 мм. Використання ущільнення в високонапірних компресорах, де to досягає 1000o С, реалізується з допомогою термостійких металокерамічних чи щільникових ущільнень, які також використовуються в турбінах. У виконаних конструкціях осьових компресорів мінімально допустиме значення радіального зазору на непрацюючому двигуні визначається:

де D — зовнішній діаметр корпуса.

Осьові зазори, коли двигун знаходиться в холодному стані, визначають з врахуванням відстані від місця зазору до місця фіксації ротора за формулою:

де l — відстань від радіально-стійкого підшипника.

РОЗДІЛ 4. ОБГРУНТУВАННЯ НАПРЯМУ ПІДВИЩЕННЯ ПАЛИВНОЇ ЕКОНОМІЧНОСТІ ГТУ

Хоча економічність не відіграє першорядної ролі при створенні ГТД для газотранспортної системи, але її показники є дуже важливими для скорочення власного споживання газу і зниження викидів двоокису вуглецю в атмосферу. Досягнення високої економічності ГТД пов’язане передусім із величиною температури газу після камери згоряння (перед газовою турбіною). Сучасний рівень газотурбінних технологій при ресурсі ГТД до 100 тис. годин практично не дає змоги підвищити ККД двигуна, котрий працює за простим циклом, вище від 34% за потужності 10 МВт і 38% -- за потужності 25 МВт. Це зумовлено проблемами створення стійких до корозії матеріалів, а також відсутністю надійних технологій виготовлення та захисту елементів «гарячого» тракту газової турбіни, котрі контактують із високотемпературними й хімічно агресивними продуктами згоряння природного газу. У зв’язку з тим, що газотурбінні двигуни простого циклу мають серйозні обмеження щодо величини температури газу і за ККД, в останні роки в практиці створення ГТД велику увагу приділяють промисловим газотурбінним двигунам, які працюють за складним циклом. Використання таких циклів дає можливість підвищити ККД і питому потужність газотурбінного двигуна без істотного збільшення температури продуктів згоряння після камери згоряння і, тим самим, використовувати при створенні нових ГТД сучасних конструкційних матеріалів і перевірених часом газотурбінних технологій. Однак освоєння складних циклів завжди поєднане з ускладненням конструкції газотурбінного двигуна, збільшенням вартості його виробництва і складністю технічного обслуговування.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой