Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату

Міністерство освіти і науки України Національний авіаційний університет Механіко-енергетичний факультет Курсовий проект на тему: Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату з дисципліни: Конструкція, міцність та надійність газотурбінних установок

Перелік умовних позначень та скорочень

Перелік умовних позначень:

Перелік умовних скорочень:

ГТУ — газотурбінна установка;

КВТ — компресор високого тиску;

КНТ — компресор низького тиску;

ОК — осьовий компресор;

ККД — коефіцієнт корисної дії;

РК — робоче колесо;

РЛ — робоча лопатка;

НА — направляючий апарат;

СТ — силова турбіна;

СА — сопловий апарат;

ГТД — газотурбінний двигун;

ВНА — вхідний направляючий апарат.

Розділ 1. Проектування ГТД

1.1 Аналіз основних технічних даних двигуна — прототипу

У якості прототипу використовуємо двигун ГТН-16 призначений для приводу нагнітача ГПА.

Основні параметри двигуна прототипу та проектуємого двигуна представленні в таблиці 1.1.

Таблиця 1.1 Порівняння технічних даних

Газоперекачувальний агрегат потужністю 16 МВт призначений для КС газопроводів діаметром до 1420 мм і складається зі спеціально спроектованої стаціонарної газотурбінної установки, повнонапорного відцентрового нагнітача, установки централізованого контролю й управління типу А-705−15−02 з обладнанням електронного регулювання, повітряних охолоджувачів масла й ущільнюючого повітря, комплекту запчастин, монтажних пристосувань і допоміжного устаткування.

Основний транспортабельний блок агрегату включає газотурбінну установку, відцентровий нагнітач, систему регулювання, систему змащення й.

Централізованого контролю (агрегатна частина), які змонтовані на рамі-маслобаку.

Газотурбінна установка типу ГТН-16 виконана по простому відкритому циклу, з однокаскадним осьовим компресором і вільною силовою турбіною низького тиску (ТНТ). Її технічні характеристики:

— корисна потужність, квт номінальна…16 000

максимальна…19 200

— ККД на муфті силової турбіни,%…29

— витрата повітря через компресор, кг/сек…89,0

— ступінь підвищення тиску в циклі…11,5

— температура газу перед турбіною, 0С…900

— частота обертання ротора газогенератора, про/мин…6900

— частота обертання силової турбіни, про/мин…6500

ГТУ складається з повітряного компресора, камери згоряння, турбін високого й низького тиску, приводу пускового, системи регулювання й рамимаслобака із вмонтованими вузлами системи змащення й агрегатною частиною КВП.

Повітряний компресор.

Повітряний компресор осьового типу містить у собі 15 ступенів. Статор компресора складається із вхідного (осьового) патрубка, вихідного вісерадіального дифузора, обойм компресора із закріпленими в них напрямними лопатками.

Ротор компресора збірний, комбінований, включає кінцеву частину, приставні диски нових ступенів і барабанну частину від компресора ГТ-6−750.

Вхідний патрубок призначений для формування повітряного потоку з метою забезпечення рівномірного поля швидкостей і в комбінації з іншими вузлами статора утворює корпус ГТУ.

Камера згоряння.

Кільцева камера згоряння розміщена між радіальним дифузором компресора й обоймою турбіни високого тиску в загальному корпусі турбоагрегату й кріпиться до обойми ТВТ, утворюючи з нею єдиний збірний вузол.

Камера згоряння дискового типу складається із двох напівкільцевих частин з горизонтальним розніманням. Вогневий обсяг камери обмежений на вході фронтовими обладнаннями й з боків дисковими стінками, установленими в каркасі й прикріпленими сегментами до обойми ТВТ.

Запалювання газоповітряної суміші в кільцевій камері згоряння здійснюється електрозапальними свічами типу СД-55-АНМ-Т, установленими у двох пускових пальниках.

Корпус ГТУ.

Усі елементи ГТУ (компресор, камера згоряння, турбіни й інші вузли) змонтовані в одному корпусі. Він складається з п’яти частин:

1. Корпус вхідного патрубка.

2. Обойма ПНА.

3. Корпус турбіни ВТ.

4. Корпус середнього підшипника.

5. Вихлопна частина.

Корпус ТВТ виконаний звареним. У нього вбудовані по два клапани перепуску повітря з кожної сторони. Перепуск повітря проводиться після четвертої робочої й шостий напрямної лопаток. Порожнини корпуса ТВТ між першої й другий обоймами компресора виконані відбори повітря: на охолодження зовнішньої обичайки корпуса середнього підшипника (у верхній половині) і на запиранні ущільнень середнього підшипника роторів ТВТ та ТНТ і на охолодження останнього — у нижній половині.

Обойма ТНТ.

Обойма ТНТ є статорною частиною силової турбіни. Вона виконана без горизонтального рознімання. Така обойма в силу повної осьової симетрії менш піддана температурному коливанню в процесі роботи агрегату.

Обойма являє собою цільне кільце зі сталі 12МХ, підвішене в циліндрі на лапках. Лапки разом з вертикальною шпонкою забезпечують збереження центрування обойми при теплових розширеннях обойми й корпуса турбіни.

По внутрішній поверхні кільця встановлено дванадцять сегментів з лопатками.

Ротор газогенератора.

Ротор газогенератора складається з 15- ступеневого ротору компресора й збірного 2- х ступінчатого ротору турбіни високого тиску. Обидві частини жорстко з'єднані між собою за допомогою фланців і призонних болтів з гайками. При з'єднанні обох частин ротора необхідно строго стежити за рівномірністю затягування. Величина затягування контролюється по подовженню болтів, яке повинне становити 0,28 — 0,30 мм. Ротор газогенератора двох опорний, гнучкий з напрямком обертання за годинниковою стрілкою, якщо дивитися по ходу газу.

Ротор компресора барабанодискової конструкції й складається з барабана, хвостовика й трьох дисків, що несуть перші щаблі компресора. Диски, барабан і хвостовик стягнуті центральною стяжкою з високоміцної сталі 20Х1М1Ф1ТР.

Ротор ТВТ являє собою збірну конструкцію, що полягає з остаточно оброблених дисків, цапфи й гільзи, стягнутих по периферії десятьома стрижнями. Центрування й передача крутного моменту між дисками й цапфою здійснюється радіальними шліцами, які утворюють пояс твердості ротора. Для передачі крутного моменту між гільзою й проміжним диском установлено п’ять радіальних штифтів діаметром 18 мм.

Ротор силової турбіни.

Ротор з турбіни складається з диска турбіни НД із робочими лопатками, кінцевої частини й дефлекторного диска. Напрямок обертання ротора — за годинниковою стрілкою, якщо дивитися по ходу газу. Ротор турбіни цільнокований, однодисковий, виконаний зі сталі Р2МА. Кінцева частина виконано зі сталі 34ХМ, дефлекторний диск зі сталі Р2МА.

Лопатки ТНТ, також як лопатки ТВТ, мають закручений профіль зі змінною хордою по висоті.

З передньої сторони ротора виконані шейку опорного вкладиша, розточення під масляне й повітряне ущільнення середнього підшипника.

На бічній поверхні диска турбіни й на циліндричній поверхні вала виконані проточки у формі ласточкиного хвоста, які утворюють чотири площини для кріплення вантажів при балансуванні. Підйом ротора проводиться спеціальним пристосуванням разом з обоймою НД.

Вкладиші.

Вкладиш опорно-упорний відлито зі сталі 25Л.

Він призначений для сприйняття осьових і радіальних зусиль від ротора газогенератора.

Упорна частина вкладиша складається з пакета робочих колодок і пакета настановних колодок. Пакет робочих колодок, убік якого спрямовано осьове зусилля, складається з восьми колодок загальною площею 312кв. см. Пакет настановних колодок складається із чотирьох колодок навантаження при роботі не несе й служить тільки для втримання ротора від випадкових зсувів в осьовому напрямку.

Осьовий розбіг ротора 0,5 — 0,6 мм витримується за рахунок товщини настановного кільця. Масляне ущільнення являє собою втулку із двох половин, установлену в розточенні вкладиша.

Контроль роботи вкладиша здійснюється термометрами опору, установленими поблизу опорної поверхні вкладиша в нижній половині. Осьове положення вкладиша регулюється товщиною настановних кілець.

Вкладиш ротора газогенератора діаметром 170 мм. і довжиною 125 мм. і вкладиш силової турбіни діаметром 120 мм. і довжиною 70 мм. установлені в картері середнього підшипника й призначені для сприйняття радіальних навантажень роторів ТВТ і ТНТ.

Вкладиш опорно-упорний, розміщений у задньому підшипнику, є опорою заднього кінця ротора силової турбіни. Упорна частина вкладиша сприймає осьове зусилля тільки при роботі турбіни на неодруженому ходу (без нагнітача), а при роботі з нагнітачем усе осьове зусилля сприймає опорно-упорний підшипник нагнітача. Масло на змащення вкладиша подається через отвір у бічній подушці під тиском 0,4 — 0,6 МПа (4 -6 кг/кв.см.). Кількість масла, що надходить на змащення, регулюється дросельною шайбою, установленої між опорною подушкою й вкладишем. Від можливого провертання вкладиш утримується стопором.

1.2 Термодинамічний та газодинамічний розрахунок ГТУ

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

Завдання

На курсову роботу з навчальної дисципліни

«Теорія компресорів газотурбінних установок»

Студенту групи МЕФ

Тема роботи: «Термодинамічний і газодинамічний розрахунки газотурбінної установки».

— Дані для розрахунку: тип ГТУ; потужність ГТУ на максимальному режимі Nе = 12,5 МВт;

— температура газу за камерою згорання Т г* =930 К; степінь підвищення тиску в компресорі =5;

— параметри атмосферного повітря на вході в ГТУ =101 325 Па,

н=288 К.

Зміст роботи:

1. Термодинамічний розрахунок дійсного циклу ГТУ. Виконуємо згідно методики викладеної в на сторінці 37−41. Газодинамічний розрахунок ГТУ. Виконується згідно методики викладеної в на сторінці 41−51. Газодинамічний розрахунок першого ступеня компресора (виконується згідно методики викладеної в на сторінці 5−28) або першого ступеня турбіни високого тиску (виконується згідно методики викладеної в на сторінці 46−68). Розрахунок дросельної та кліматичної характеристик ГТУ. Виконується згідно методики викладеної на сторінці 51−53. Науково — дослідна робота. Оформлення роботи здійснюється на аркушах формату А4 і повинно відповідати вимогам діючих стандартів. Зміст графічної частини роботи вказаної у відповідних розділах методичних вказівок.

1.2.2 Термодинамічний розрахунок ГТУ

Метою термодинамічного 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.

Вихідні данні:

— потужність ГТУ на максимальному режимі Nе = 12,5 МВт;

— температура газу за камерою згорання Т г* =930 К; степінь підвищення тиску в компресорі =5;

— параметри атмосферного повітря на вході в ГТУ =101 325 Па,

н=288 К.

Розрахунок параметрів робочого тіла.

Визначення параметрів повітря на вході в ГТУ (переріз в-в).

Температура повітря

Коефіцієнт, що враховує втрати повного тиску в системі всмоктування повітря (перед компресором) приймаємо рівним вх=0,985 та визначаємо

Визначення параметрів повітря на виході з компресора (переріз к-к) Обчислюємо ККД компресора, приймаючи ККД однієї його ступені за формулою

=

Визначаємо роботу стиснення, що витрачається для стиснення 1 кг повітря в компресорі за формулою

=

=

де k = 1,4, R = 287,3, Дж/кг•К.

Температура повітря та тиск на виході з компресора

К.

Визначення параметрів газу на виході з камери згоряння (перетин г) Середня теплоємність газів у камері згоряння Відносну витрату палива знаходимо, задаючись коефіцієнтом згоряння г=0,985 і приймаючи значення нижчої теплоти згоряння палива

=

Питоме підведене тепло у камері згоряння Приймаючи коефіцієнт відновлення повного тиску в камері згоряння кз=0,98 визначимо тиск газу на виході з неї

.

У прикладних розрахунках для газоподібного палива можна прийняти L0=18кг пов/кг газу. Загальний коефіцієнт надлишку повітря в камері згорання

.

Визначення роботи розширення 1 кг газу в турбіні приводу компресора та параметрів газу в перерізі гс (за турбіною компресора) Приймаємо величину відносної витрати повітря на охолодження деталей турбіни qох=0,06, відносна витрата повітря, що відбирається для технологічних потреб ГТУ qв=0,015, механічний ККД тоді:

Температура і тиск газу на виході з турбіни приводу компресора:

;

де kг=1,33, R=288, Дж/(кг•К).

Тиск за турбіною (приймаючи ККД турбіни):

Визначення роботи розширення газу в силовій турбіні і параметрів газу на виході із неї (перетин т):

Приймаємо коефіцієнт, що враховує втрати тиску між турбінами, тоді степінь пониження тиску у силовій турбіні

.

Приймаємо тиск на виході з силової турбіни

Прийнявши ККД силової турбіни, знаходимо роботу розширення газу в силовій турбіні:

Температура газу на виході з турбіни:

Визначаємо швидкість газу на виході з турбіни, статичну температуру і тиск газу, задавши величину зведеної швидкості - :

К .

Розрахунок основних параметрів ГТУ.

Питома потужність ГТУ:

=

де — механічний ККД силової турбіни.

ККД циклу газотурбінної установки

.

Коефіцієнт корисної роботи

.

Питома витрата палива Для заданої потужності установки витрата повітря через компресор визначається Номінальна годинна витрата газоподібного палива для розрахункового газу з густиною и

1.2.3 Газодинамічний розрахунок ГТУ

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 роботи стиснення (розширення) між каскадами та ступенями, уточнення параметрів ГТУ. Як вихідні дані використовують результати термодинамічного розрахунку дійсного циклу установки.

У процесі газодинамічного розрахунку, спираючись на статистичні дані виконаних конструкцій ГТУ, вибирають осьову складову швидкості повітря на вході в компресор — і колову швидкість на зовнішньому діаметрі РК першого ступеня компресора. Зазначені параметри значною мірою визначають діаметральні габарити ГТУ, кількість ступенів компресора і турбіни, а також осьові габарити і масу установки.

Визначення діаметральних розмірів на вході в компресор Для сучасних ГТУ з силовою турбіною Обчислюємо зведену швидкість і функцію щільності потоку

;

Площа проточної частини на вході в компресор за формулою

.

де .

Вибравши відносний діаметр втулки РК на вході в компресор, м обчислюємо діаметр робочого колеса на вході в компресор

;.

Діаметр втулки колеса

м.

Середній діаметр ступені

м.

Висота лопатки

м.

Визначення діаметральних розмірів на виході із компресора.

Приймаємо складову швидкості повітря на виході з компресора обчислюємо зведену швидкість

.

Знаходимо функцію щільності потоку Обчислюємо площу проточної частини на виході з компресора

де mп=0,0403.

Вибираємо форму проточної частини компресора Dк=const:

.

Діаметр втулки колеса

м .

Визначення кількості ступенів і розподіл роботи стиснення повітря в двокаскадних компресорах.

Необхідно визначити роботи КНТ і КВТ з умови Lкн. =(0,4−0,45)Lк. Приймаємо Lкн=0,425Lк.

; .

Знаходимо степінь підвищення тиску (приймаючи) за формулою

.

Знаходимо температуру і тиск

К.

.

Визначаємо швидкість повітря за КНТ з умови

Обчислюємо величини критичної і зведеної швидкості за КНТ і функцію щільності потоку Обчислюємо площу проточної частини за КНТ м2 .

м.

м.

м.

Обчислюємо колову швидкість біля втулки РК де Uвкн=300, м/с., Uвкв=350, м/с.

Вибираємо густоту ґраток лопаток у втулки робочого колеса:, та визначаємо закрутку потоку в ступені

Роботу, яку передають повітрю лопатки обчислюємо за рівнянням Ейлера

L1вт=U1втWu.вт1 = 165•135,86 719 = 22 418,2, .

В аналогічній послідовності розраховуємо роботу біля втулки РК останньої ступені компресора Вибираємо густоту ґраток лопаток у втулки робочого колеса, та визначаємо закрутку потоку в ступені

Робота останньої ступені КНТ

L2вт=U2втWu.вт2 = 250,80 395•110,47 034 =27 706,4 ,.

.

= 175•100,75= 17 990,93 .

Середня робота однієї ступені КНТ Визначаємо кількість ступенів КНТ

.

Lкв =UвквWикв= 288,42 455•121,019= 34 904,9 ,.

Визначаємо кількість ступенів КВТ

.

В таблицях 1.4., 1.5 наведено розподіл роботи по ступеням КНТ і КВТ.

Таблиця 1.4 Розподіл роботи по ступеням КНТ

? Lcт =156 042,15, Дж/кг = Lкн.

Таблиця 1.5 Розподіл роботи по ступеням КВТ

? Lcт =211 115,85, Дж/кг = Lкв.

Визначення діаметральних розмірів на вході в турбіну компресора та кількості її ступенів Обчислюємо площу поперечного перерізу проточної частини на виході з першого на СА де ,

Задавшись середнім діаметром турбіни з умови Dгср=1,15•=1,2738 м, визначаємо довжину лопатки і зовнішній діаметр РК

м.

Dгк=Dгср+hг=1,2738+0,6 358=1,33 738 м.

Діаметр втулки:

Dгвт=Dгср-hг =1,2738−0,6 358=1,21 022 м.

Знаходимо колову швидкість

;

Визначення числа ступіней і розподіл роботи по ступеням турбіни компресора За результатами термодинамічного розрахунку установки робота турбіни Lтк=394 879,Дж/кг., Uткср=349м/с. Визначаємо у першому наближенні число ступіней турбіни, прийняв оптимальну величину коефіцієнта навантаження турбіни Y*=0,55 і ККД силової турбіни

.

Турбіна виконується 3-х ступінчатою з розподілом роботи по ступеням

.

Визначення діаметральних розмірів та кількості ступенів турбін високого і низького тисків.

Знаходимо роботи ТНТ і ТВТ Знаходимо температуру та тиск за ТВТ Приймаємо ККД турбіни високого тиску і знаходимо тиск газу на виході із ТВТ Знаходимо площу поперечного перерізу СА на вході в ТНТ де .

Визначаємо діаметральні розміри на вході в ТНТ

Dгнвт=const=1,2738, м.

.

м.

м.

Знаходимо кількість ступенів та колову швидкість ТВТ Приймаємо Z=1

Визначаємо кількість ступенів та колову швидкість ТНТ Приймаємо Z=1

Визначення діаметральних розмірів на вході в силову турбіну та на виході із неї, кількості ступенів силової турбіни Знаходимо площу поперечного перетину на вході в силову турбіну де

Визначаємо геометричні розміри на вході в силову турбіну

Dгвт=const=1,2738м= Dгсвт

=, м.

м.

м.

Знаходимо площу поперечного перерізу на виході із СТ

де

Визначаємо геометричні розміри на виході із силової турбіни

Dгвт=const=1,2738м= Dтвт.

м.

м.

м.

Знаходимо колову швидкість Визначення числа ступенів і розподіл роботи по ступеням силової турбіни За результатами термодинамічного розрахунку установки робота силової турбіни Lст=193 336,Дж/кг. Приймаємо окружну швидкість на середньому діаметрі силової турбіни Uстср=250м/с. Визначаємо у першому наближенні число ступенів силової турбіни, прийняв оптимальну величину коефіцієнта навантаження турбіни Y*=0,55 і ККД силової турбіни

Знаходження потужностей та частот обертання роторів у компресорах і турбінах Обчислюємо потужність компресора високого тиску Знаходимо потужність компресора низького тиску Потужність турбіни високого тиску Потужність турбіни низького тиску Обчислюємо частоту обертання ротора низького тиску Частота обертання ротора високого тиску

.

Визначаємо частоту обертання СТ

.

1.2.4 Газодинамічний розрахунок першого ступеня турбіни

Вихідні дані:

— тиск газу на вході в турбіну ;

— температура газу на вході в турбіну ;

— витрата газу кг/с;

— колова швидкість на середньому діаметрі ;

— робота ступеня турбіни ;

Розрахунок Відносний діаметр втулки:

Температура та тиск газу за ступенем

Осьова складова абсолютної швидкості на виході із РК

Приведена швидкість Площа перерізу на виході із РК

Вибравши форму проточної частини ступеня турбіни Dсер=const, визначаємо геометричні розміри на виході з РК При

Рис. 1.1 Основні геометричні розміри ступеня турбіни

Визначаємо коефіцієнт навантаження ступеня на середньому радіусі

Абсолютну швидкість на виході з СА та приведену швидкість розраховуємо при умові осьового виходу потоку газу, тобто С2u=0.

Так як < 1.25, то задану роботу ступеня турбіни можна отримати при осьовому виході потоку газу (С2u=0).

Осьова та колова складові абсолютної швидкості

Відносна швидкість газу та її колова складова перед РК Кут входу газу в РК в відносному русі

Абсолютна швидкість газу на виході з РК, приведена швидкість та кут виходу потоку з РК в відносному русі

Відносна швидкість на виході з РК та її колова складова Температура загальмованого потоку та критична швидкість газу Закрутка в РК Приведена швидкість на вході та виході з РК Кінематична швидкість реактивності

Колові швидкості на вході та на виході з РК на даному діаметрі приймаємо однаковими (U1=U2), роботу ступеня перевіряємо за рівнянням Відносне відхилення отриманої роботи ступеня від вихідного значення роботи

Дж/кг Так як < 3%, то розрахунки виконані правильно.

Для розрахунку параметрів потоку на різних радіусах ступені турбіни вибираємо закон профілювання лопатки по висоті.

Для цього визначаємо степінь реактивності у втулці при показнику

Так як? вт > 0, то вибираємо закон постійності циркуляції Сur=const.

Таблиця 1.6 Кінематичні параметри ступеня турбіни, спрофільовані по закону Сur=const.

Визначаємо хорду профілю на середньому діаметрі

Визначаємо крок решітки СА на середньому діаметрі та кількість лопаток СА

Приймаємо

Визначаємо хорду профілю й крок решітки Кількість лопаток РК Приймаємо

Уточнюємо

Приймаючи кут затримки потоку визначаємо кут загину вихідної кромки

Приймаючи кут атаки потоку визначаємо кут установки вхідної кромки Кут загину Визначаємо кути вигину вхідної С1 та вихідної С2 кромок, задаючись значенням

газотурбінний установка двигун розрахунок Знаходимо кут установки профілю та ширину лопаток Максимальна товщина профілю Таблиця 1.7 Геометричні характеристики профілю лопатки турбіни

В додатку В представлена схема профілю лопатки.

1.2.5 Розрахунок дросельної характеристики ГТУ

Робота ГТУ в процесі експлуатації оцінюється дросельною та кліматичною характеристиками.

Дросельною характеристикою називається залежність ефективної потужності Ne та питомої витрати палива Се від частоти обертання ротора турбокомпресора nk при незмінних параметрах повітря на вході в ГТУ Рн та Тн.

В таблиці 1.8 наведено розрахунок дросельної характеристики ГТУ.

Таблиця 1.8 Дросельна характеристика ГТУ

1.2.6 Розрахунок кліматичної характеристики ГТУ

Кліматичною характеристикою називається залежність величин Ne та Ce від температури повітря на вході в ГТУ Тн при незмінних фізичних частотах обертання роторів турбокомпресора nk і силової турбіни nст. та тиску повітря на вході в ГТУ

В таблиці 1.9 показана кліматична характеристика ГТУ.

Таблиця 1.9 Кліматична характеристика ГТУ

В додатку Г, Д представлена кліматична і дросельна характеристики ГТУ.

Розділ 2. Розрахунок на міцність основних елементів ГТУ

2.1 Розрахунок на міцність лопатки турбіни

Розрахунок на міцність лопатки турбіни ГТД проводиться в найбільш навантаженому перерізі - кореневому при статичному навантаженні від відцентрових сил мас пера лопатки з бандажною полкою та газовими силами. Найбільш вагомим являється напруження розтягу. Інші навантаження не враховуються через їх малі значення, а напруження згину складає більш ніж 20−30%.

Вихідні дані для розрахунку робочої лопатки на міцність представлені в таблиці 2.1.

Таблиця 2.1 Вихідні дані для розрахунку лопатки на міцність

Побудова профілю лопатки і визначення його характеристик Кут атаки і=-2? та кут загострення вихідної кромки j=6?.

Моменти інерції J і J перерізу відносно головних центральних осей і визначають по наближеним формулам:

; ,

де b — хорда профілю; cmax — максимальна товщина профілю; f — максимальний прогин середньої лінії профілю.

Дані характеристики профілю і моментів інерції наведені в табл. 2.2.

Рис. 2.1. Трикутник швидкостей та профіль РЛ турбіни (М: 1:1)

Таблиця 2.2 Характеристики профілю лопатки

Визначення напруження розтягу від відцентрових сил.

Приймаємо відношення площі перетину до втулочного перерізу робочої лопатки ГТУ:

Приймаючи лінійний закон зміни площі перетину лопатки по висоті, визначаємо площу перетину лопатки Розбиваємо висоту лопатки на 15 перетинів. Дані по радіусам і площі в кожному перетині заносимо в таблицю 2.3.

Висоту лопатки в кожному перетині з таблиці знаходимо за допомогою залежності

Об'єм перетину лопатки знаходимо з добутку площі перетину на різницю радіусів

Масу перетину лопатки знаходимо з об'єму і густині матеріалу Сумарна маса кожного перетину знаходиться вище розглянутого як сума і-тих перетинів Радіус центра мас кожного об'ємі перетину знаходиться з використаннямпериферійного радіусу Приймаємо частоту обертання отриману із газодинамічного розрахунку визначенням кутової швидкості

Визначаємо відцентрову силу в кожному перетині лопатки, яка дорівнює добутку маси в перетині на радіус центра мас в даному перетині і на радіус центра мас Знаючи відцентрову силу можна визначити напруження, як відношення сили на площу в кожному перетині

Результати розрахунку заносимо в таблицю 2.3.

Рис. 2.2. Залежність напруження розтягу по висоті 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 визначається за допомогою швидкостей і густини потоку, тобто по кінематичним параметрам потоку. Результати розрахунків представлені в таблицях 2.4 та 2.5.

Для визначення моментів від газових сил відносно головних центральних осей о, з, визначаємо по значенню кута в.

Інтенсивність в осьовому і в коловому напрямку від газових сил, визначається за допомогою швидкостей і густини потоку, тобто по кінетичним параметрам потоку Напруження згину від газових сил у точках А, В, С кореневого перерізу лопатки:

;

;

.

Знаки перед складовими правих частин формул враховують напрямки дії моментів М, М. Координати точок А, В, С необхідно підставляються зі своїми знаками.

Сумарні напруження, в точках А, В, С, визначаються за формулами:

;

;

.

Коефіцієнти запасу довготривалої міцності робочої лопатки турбіни для точок А, В, С розраховуємо за наступними формулами:

;

;

.

Таблиця 2.4

Рис. 2.4. Зміна сумарних напружень по висоті лопатки Рис. 2.5. Зміна температури по висоті лопатки Рис. 2.6. Зміна коефіцієнту запасу міцності по висоті лопатки Висновки про міцність лопатки.

Аналізуючи результати розрахунку на міцність лопатки від відцентрових і газових сил, робимо висновок, що запас міцності РЛ забезпечується.

Мінімальний коефіцієнт запасу довготривалої міцності робочої лопатки турбіни дорівнює 1,55.

2.2 Розрахунок на міцність диску ГТД

Диски турбокомпресорів 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. Розтяг і стиск диску відбувається при напресуванні його на вал. Крім зазначених напружень в диску виникають напруження кручення і згину.

Розбиваємо диск в радіальному направленні на перетини від 0 перетину — вісь обертання до 23 ободу кріплення лопаток.

Для забезпечення умови заходження розв’язок необхідно розбити на перетини і здійснювати з умовою щоб:

Вибираємо матеріал диску і по довіднику визначаємо його густину с=8200,

Визначаємо колову швидкість обертів диску Визначаємо значення ширини диску на кожному радіусі перетину диска

Задаємо закон зміни температури по радіусу

Визначаємо в залежності від температури в перетині диску значення — модуль пружності матеріалу диску, коефіцієнт Пуассона, і коефіцієнт лінійного розтягу Для кожного перетину визначаємо допоміжні величини, які залежать від геометричних розмірів диску, його матеріалу, колової швидкості обертання і розподілу температури по радіусу диску Послідовний розрахунок визначаємо в кожному перетині величини коефіцієнтів

По відомій величині напруження по лопатевих вінцях знайденим значенням і по формулі знаходимо напруження в нульовому перетині

Визначаємо напруження в кожному перетині

Визначаємо в залежності від температури в кожному перетині диска значення межі тривалої міцності

Визначаємо еквівалентне напруження в кожному перетині диска

Визначаємо значення коефіцієнту запасу статичної міцності диску в кожному перетині

Робимо висновки про статично міцність диску, порівнюючи мінімальне значення коефіцієнта статичної міцності з гранично допустимим, який визначається нормами міцності в межах 1,3…1,5

Отримані дані занесені в таблицю 2.7.

Таблиця 2.6

Таблиця 2.8

Рис. 2.7. Зміна температури диску вздовж радіуса Рис. 2.8. Зміна модуля пружності матеріалу диску Рис. 2.9. Зміна навантажень вздовж радіусу диску Рис. 2.10. Зміна еквівалентного навантаження Рис. 2.11. Зміна коефіцієнту запасу міцності по радіусу диску

Висновок: Мінімальний коефіцієнт запасу статичної міцності диску турбіни складає 1,328, отже вимоги виконані.

2.3 Розрахунок на міцність валу 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 які передаються від турбіни до компресора крутного моменту;

2) згин валу від власної маси дисків компресорів і турбін, а також відцентрових сил неврівноважених мас 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 залежить від вибору розрахункової схеми. Розрахункову схему складають в відношенні з типом конструктивних роторів турбіни і компресора, числом дисків і їхнім розміщенням відносно опор.

Всі види навантажень, 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 компресор.

Осьова сила передається від РК на вал визначається по значенню статичного тиску площі проточної частини, витрати газу, осьових швидкостей, і геометричних параметрів диску на яких виникають осьові навантаження Сила ваги ротора буле дорівнювати Поперечна сила яка виникає в опорах дорівнює сумі сил від маси ротора і інерційної сили

Інерційна сила обумовлена не рівновагою ротора

Згинаючі моменти від поперечних сил, визначаються по значенню реакції опор і відстані від місця прикладення поперечної сили. Під дією поперечних сил в опорах виникають реакції опор т. А, їх визначаємо за допомогою Напруження кручення на валу визначаємо по значенню крутного моменту и моменту кручення Напруження згину валу знаходиться по максимальному значенню згинаючого моменту, і моменту сполучення 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 Результати розрахунку представлені в таблиці 2.9.

Таблиця 2.9 Вихідні данні для розрахунку

Таблиця 2.10 Результати розрахунку на міцність валу

Запас статичної міцності валу турбіни ГТУ забезпечується, оскільки, коефіцієнт запасу міцності вище мінімально допустимого.

2.4 Розрахунок на довговічність підшипника опори ГТД

Розрахунок довговічності підшипника виконується за допомогою емпіричної формули контактного зношування

де — довговічність підшипника, год;

n — частота обертання ротора, об/хв;

C — коефіцієнт працездатності;

Q — приведене навантаження, Н.

.

де Ккн — кінематичний коефіцієнт;

К — динамічний коефіцієнт, який враховує динамічність прикладання навантаження до підшипника;

Кт — враховує твердість матеріалу і температуру підшипника;

т — коефіцієнт приведення осьового навантаження до умовного радіального.

де — кут контакту Коефіцієнт працездатності для радіально-упорних кулькових підшипників:

де Ккн — коефіцієнт, що враховує якість виготовлення підшипників;

Z — число кульок у підшипнику;

d0 — діаметр кульок, мм;

 — поправочний коефіцієнт.

Вихідні данні та результати розрахунку представлені в таблиці 2.11.

Таблиця 2.11

Довговічність підшипника забезпечується так його розрахункове значення більше міжремонтного.

Розділ 3. Опис систем ГТУ, що проектуються

3.1 Система змащування

Масляна система двигуна — циркуляційна, під тиском, забезпечує постійну подачу масла до поверхонь тертя підшипників опор роторів, ущільнень підшипників роторів, що обертаються, деталям центрального приводу, верхньої коробки приводів і обмежувачу частоти обертання СТ і його приводу для їхнього змащення й охолодження.

У масляній системі двигуна контролюються тиск і температура масла на вході в двигун.

На двигуні застосовані сигналізатори раннього виявлення несправностей системи змащення, деталей і вузлів, омиваних маслом.

Сигналізатори видають сигнали САКД при досягненні наступних граничних параметрів:

— мінімальний тиск масла на вході в двигун;

— засмічення фільтра тонкого очищення масла;

— поява феромагнітної стружки або перевищення допустимої температури в магістралях відкачки масла з порожнин підшипника компресора підшипників турбіни та СТ;

— поява феромагнітної стружки в магістралі відкачки масла з верхньої коробки, центрального приводу, опори компресора і нижньої коробки.

У систему змащення двигуна входять наступні основні вузли:

— маслобак, встановлений на ГПА;

— блок маслоохолоджувачів, встановлений на ГПА;

— маслоагрегат, що складається з нагнітаючого насоса, чотирьох

Відкачуючих насосів, зворотніх і редукційного клапанів, фільтра тонкого очищення масла з пропускним клапаном і сигналізатором перепаду тисків, клапана випуску повітря;

— повітровідділювач з фільтром грубого очищення масла;

— стружкосигналізатор;

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

— запобіжні фільтри і фільтр масляних форсунок; |

— запобіжний фільтр і фільтр насосів відкачки;

— трубопроводи, канали і форсунки, кран зливу масла.

У систему суфлювання двигуна входять:

— відцентровий суфлер;

— трубопроводи і канали системи суфлювання.

Масло з маслобака надходить самопливом у нагнітаючий насос маслоагрегата, звідки під тиском подається у фільтр тонкого очищення. Тиск масла на вході в двигун підтримується в заданих межах редукційним клапаном. Масло, пройшовши фільтр тонкого очищення, по зовнішніх трубопроводах підводиться до опори компресора, опорам турбін і приладам контролю тиску масла. Інші деталі і вузли змащуються барботажем. Масло з порожнини підшипника компресора, з порожнини підшипника турбіни і з порожнини підшипників СТ відкачується насосами.

На шляху до відкачуючих насосів масло омиває термостружко-сигналізатори і фільтрується запобіжними фільтрами насосів. Відкачуване масло з перерахованих вище порожнин зливається в піддон нижньої коробки приводів. Сюди ж самопливом зливається олія з порожнини верхньої коробки приводів, підшипника компресора і центрального приводу по внутрішніх порожнинах ребер проміжного корпуса. З піддона нижньої коробки приводів все масло, пройшовши стружкосигналізатор і запобіжний фільтр, відкачується основним відкачуючим насосом і по каналу в нижній коробці приводів направляється в центральний повітроочисник. Відділене у повітроочиснику від повітря масло надходить для охолодження в блок маслоохолоджувачів. Охолоджене масло повертається в маслобак.