Приводной газотурбинный двигатель для энергоустановки. Дипломная (ВКР). Другое.
⚡ 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Приводной газотурбинный двигатель для энергоустановки
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського
ПРИВІДНИЙ ГАЗОТУРБІННИЙ ДВИГУН ДЛЯ ЕНЕРГОУСТАНОВКИ
Пояснювальна записка до курсового проекту
Виконавець студент
гр. 241
Овсянникова
О.О.
Керівник ст.
викладач
Карпенко
О.Л.
Нормоконтролер ст.
викладач
Карпенко
О.Л.
Спроектировать приводной газотурбинный двигатель мощностью =17,3 МВт для привода электрогенератора
мощностью 16 МВт.
В качестве прототипа будем использовать
двигатель ДБ-90 номинальной мощностью 16,9 МВт, разработанный ГП НПКГ “Заря
-Машпроект”.
.
Выбор и обоснование мощности и частоты вращения газотурбинного привода
.
Термогазодинамический расчет двигателя
2.1.1
Температура газов перед турбиной
.1.2
Степень повышения полного давления в компрессоре
2.1.4
Потери в элементах проточной части
2.2.
Термогазодинамический расчет на ЭВМ
3. Согласование параметров компрессора и турбины
3.1
Выбор и обоснование исходных данных для согласования
3.2
Результаты расчёта и формирование облика двигателя
4. Газодинамический расчет компрессора
4.1.
Газодинамический расчет компрессора на ЭВМ
.1.
Газодинамический расчет турбины на ЭВМ
6.
Расчет и профилирование решеток профилей рабочего колеса первой ступени турбины
высокого давления
.2
Расчет треугольников
скоростей ступени турбины на ПЭВМ
.3
Профилирование решеток профилей рабочего колеса турбины
7.
Исследование эксплуатационных характеристик двигателя
7.2 Исследование дроссельной характеристики двигателя
7.3
Исследование климатической характеристики двигателя
8.
Проектирование входного устройства
.
Расчет осерадиального выходного устройства с радиальным поджатием потока
газотурбинный
привод двигатель компрессор
Основными требованиями, предъявляемыми к газотурбинным
установкам, являются: высокая топливная экономичность при небольших капитальных
затратах, длительный срок службы, надежность, большая единичная мощность,
высокая степень автоматизации и маневренность.
Данные свойства устанавливают сферу использования ГТД:
авиационные двигатели, стационарные энергетические установки, двигатели для
наземного транспорта, судовые двигатели, привод для мощных компрессорных
станций и др. Газотурбинные двигатели со свободной турбиной и двухвальным
газогенератором отличаются от остальных схем высоким запасом газодинамической
устойчивости и возможностью поддержания постоянных оборотов выводного вала в
условиях переменной нагрузки. Основной областью применения таких двигателей
являются вертолетные ГТД, приводы электрогенераторов, газоперекачивающие
агрегаты, двигатели тяжелого наземного транспорта.
Широкое применение ГТД получили в газотранспортной
отрасли в качестве привода для нагнетателей природного газа на магистральных
трубопроводах и на технологических станциях. Газотурбинные двигатели имеют
комплекс свойств, обеспечивающих их применение в народном хозяйстве: приемлемая
стоимость серийного двигателя, а тем более отработавшего ресурс авиационного
ГТД, малая удельная масса и габариты, широкий диапазон климатических условий
использования, автоматизация работы двигателя, работа на различных типах
топлива при минимальных конструктивных переделках.
Для применения в народном хозяйстве могут использоваться как
специально разрабатываемые газотурбинные установки (ГТУ), так и авиационные
двигатели (АД), отработавшие свой летный ресурс. Комплексное использование
авиационных ГТД вначале на воздушном транспорте, а затем и в наземных
установках особенно эффективно, так как в целях обеспечения высокого уровня
безопасности полетов летный ресурс АД меньше их располагаемого технического
ресурса при рабочих режимах эксплуатации в наземных установках.
Для выбора рациональной схемы и параметров силовой установки
необходим комплексный анализ её как тепловой машины и как механической
конструкции (облика газогенератора, геометрическое и кинематическое
согласование компрессоров и турбин,), как источника вредного воздействия на
окружающую среду и др. Этот анализ должен учитывать конкретное назначение и
условие применения двигателя.
Проведение подобного анализа в достаточном объеме невозможно
без широкого использования ЭВМ, без разработки математических моделей
двигателей и их элементов, без перехода в дальнейшем к методам оптимального
автоматизированного проектирования на всех этапах разработки и создания
двигателей.
1. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ МОЩНОСТИ И ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ
ГАЗОТУРБИННОГО ПРИВОДА
Данная газотурбинная установка предназначена для привода
синхронных трехфазных турбогенераторов, которые вырабатывают электрическую
энергию переменного тока. Трехфазные турбогенераторы входят в состав
газотурбинных электростанций, предназначенных для производства и обеспечения
электроэнергией промышленных и бытовых потребителей.
Основные параметры и характеристики ГТЭС представлены в
таблице 1.1.
Таблица 1.1 - Основные параметры и характеристики ГТЭС
Номинальная
мощность (электрическая мощность на клеммах генератора), МВт
Частота
вращения вала генератора, об/мин
Эффективный
электрический КПД на выходном валу,%,не менее
120000, по
техническому состоянию - до 150000
- назначенный
ресурс до капитального ремонта, ч, не менее
25000, по
техническому состоянию - до 35000
Чтобы обеспечить номинальную мощность генератора, равную
16МВт, необходимо предусмотреть потери снимаемой мощности с выходного вала
газотурбинной установки. Примем запас, равный 8% от номинального значения
мощности. Тогда мощность, которую необходимо обеспечить в результате
проектирования двигателя будет равна N е =17300. Частота вращения вала силовой турбины
равна частоте вращения вала генератора - n nc =3000 об/мин.
2. ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Целью термогазодинамического расчета
двигателя является определение основных удельных параметров (N еуд , С е ) и расхода
воздуха G в , обеспечивающего требуемую мощность N е . В результате расчета
определяется так же температура Т* и давление Р* заторможенного потока в
характерных сечениях проточной части двигателя и основные параметры,
характеризующие работу его узлов.
Некоторые из параметров выбираются на
основании статистических данных.
Параметры цикла двигателя p к * и Т г *
задаются на основании технико-экономических требований, предъявляемых к
двигателю [1].
При проектировании двигателя, расчет ведется на определенном
режиме, при котором все размеры и проходные сечения элементов и частоты
вращения роторов предполагаются зафиксированными.
Выбору основных параметров двигателя предшествует определение
расчетного режима, т.е. режима, при котором необходимо рассчитывать двигатель.
В зависимости от назначения и условий эксплуатации двигателя
выбираются параметры цикла (p к * и Т г * ,), а также узлов (σ ВХ , η К , σ КС , η Г , η Т * , σ РН, С с ) и
соответствующие им режимы работы на характеристиках..
Степень повышения давления p к * в интервале 13…25 в
значительной степени влияет в основном на удельный расход топлива С е ,
т.е. при повышении p к * С е снижается, а удельная мощность N e мало меняется.
Правильный выбор параметров расчетного режима предполагает
обеспечение наиболее приемлемого протекания характеристик двигателя во всем
диапазоне его эксплуатационных режимов, т.е. выбор параметров расчетного режима
двигателя существенно зависит от типа и назначения двигателя. В основу
оптимизации параметров закладываются разные критерии (целевые функции): минимум
удельного расхода топлива, максимум мощности, обеспечение надежности на
чрезвычайных режимах и т.д.
При выборе параметров использовались рекомендации,
приведенные в методическом пособии [1].
2.1.1 Температура газов перед
турбиной
Современные достижения материаловедения и технологии, а также
совершенствование систем охлаждения лопаток турбин позволили существенно
повысить допустимые значения Т г * . Тенденция к большему
повышению Т г * в газотурбинных установках объясняется,
прежде всего, тем, что это позволяет существенно повысить удельную мощность, и,
следовательно, уменьшить массу и габаритные размеры двигателя. При этом
существенно снижается и удельный расход топлива, что наглядно представлено на
рисунках 1.1 и 1.2.
С учетом использования конструкционных материалов двигателя -
прототипа выбираем несколько значений Т г1 * = 1250 К, Т г2 *
= 1300 К, Т г3 * = 1357 К, Т г4 * =
1400 К, Т г5 * = 1450 К.
2.1.2 Степень повышения полного
давления в компрессоре
Рассмотрим рисунок 1.1, на котором изображена зависимость удельной
мощности двигателя от температуры и p к * . При Т г * = 1357 К,
оптимальное значение степени повышения давления в компрессоре p к * ОПТ ,
которое соответствует максимуму удельной мощности, составляет . При этом экономическое значение p к * ЭК ,
соответствующее минимуму расхода топлива, составляет , что видно из рисунка 1.2. Более высоким
значениям температуры Т г * соответствуют большие значения p к * ЭК и p к * ОПТ .
Рисунок 2.1- Зависимость Рисунок 2.2- Зависимость расхода
топлива
мощности от параметров рабочего от параметров рабочего процесса
Н=0; М=0, Н =11; М=0,7 Н=0; М=0, Н =11; М=0,7
Несмотря на благоприятное влияние повышения p к * на удельные параметры
двигателя, применение больших значений p к * ограничиваются
усложнением конструкции, увеличением массы и габаритов двигателя. Выбор высоких
значений p к * при проектировании двигателей малой мощности приводит к
получению малых высот лопаток последних ступеней компрессора и первых ступеней
турбины. Это приводит в свою очередь к росту потерь энергии из-за роста
относительных радиальных зазоров, уменьшения значения числа Рейнольдса и
понижения относительной точности изготовления пера лопаток.
КПД компрессора может быть представлен как произведение:
где η * к - изоэнтропический КПД компрессора по параметрам заторможенного
потока;
- механический КПД компрессора, учитывающий потери в его опорах.
Обычно =0,985…0,995. Принимаем = 0,995.
Величина изоэнтропического КПД определяется по формуле:
где η * ст - среднее значение КПД ступеней компрессора, принимаем η * ст = 0,89.
Для вычисления КПД охлаждаемых турбин
рекомендуется использовать следующую формулу:
где h * т неохл
- КПД неохлаждаемой турбины.
Неохлаждаемые турбины необходимо применять
при температуре Т * г ≤1250 К. КПД неохлаждаемой
турбины принимаем h * т неохл = 0,92.
Результаты расчета и представлены в таблицах 1.1 и 1.2.
Таблица 1.1 - Результаты расчета КПД компрессора по режимам
Таблица 1.2 - Результаты расчета КПД турбины по режимам
2.1.4 Потери в элементах проточной
части
Входное устройство двигателя является дозвуковым с
криволинейным каналом. Коэффициент восстановления полного давления для таких
устройств составляет σ ВХ = 0,97…0,99. При наличии
на входе в двигатель пылезащитных устройств, потери полного давления
существенно возрастают: σ ВХ = 0,92…0,96.
Так как проектированный приводной ГТД для энергоустановки
(ЭУ), то его эксплуатация ведется в наземных условиях, что требует установки
системы сложных каналов подвода воздуха (рабочего тела) к двигателю и установки
средств пылеулавливаня. В связи с такими условиями работы принимаем σ ВХ = 0,970.
Потери полного давления в камерах сгорания вызываются
гидравлическим и тепловым сопротивлением:
Гидравлическое сопротивление определяется, в основном, потерями в
дифузоре, фронтовом устройстве, при смешении струй, при повороте потока (σ гидр =0,93…0,97). Принимаем s гидр = 0,97.
Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к
движущемуся газу. Для основных камер сгорания (КС) обычно l вх = 0.1…0.15 и s тепл ³0.97…0.98.
На рисунке 1.3 приведена зависимость коэффициента теплового сопротивления s тепл от степени подогрева газа q при различных значениях приведенной скорости l вх на входе в КС: . Предварительно находим температуру воздуха на выходе из
компрессора по заторможенным параметрам:
Принимаем l вх =0,15, Тогда величина коэффициента теплового
сопротивления σ тепл = 0,98.
Определяем величину коэффициента потерь полного давления в
камере сгорания: σ кс = 0,97·0,98 = 0,951.
Потери тепла в процессе горения связаны с неполным сгоранием.
Они оцениваются коэффициентом полноты сгорания h г . На расчетном режиме
основных камер этот коэффициент достигает значений h г =0.97…0.99. Принимаем для
КС h г =0,99.
Наличие переходного патрубка между турбиной компрессора и
силовой турбиной, оценивают коэффициентом восстановления полного давления и
выбирают в зависимости от формы канала (s пт =0,98…1,0).
Рисунок 2.3 - Зависимость теплового сопротивления камеры
сгорания от степени подогрева и приведенной скорости
Выходное устройство ГТУ, как правило, выполняют диффузорным.
Коэффициент восстановления полного давления обычно составляет s рн =0,97…0,99. Принимаем s рн = 0,980.
Выбор скорости истечения из выходного устройства стационарной
ГТУ характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя.
Следовательно, ее целесообразно уменьшать. С другой стороны, уменьшение
скорости на выходе С с приводит к увеличению габаритных размеров
двигателях из-за большой площади среза выпускного канала. Выходная скорость
лежит в интервале С с =80…120 м/с. Принимаем С с = 80 м/с.
Потери мощности в опорах ротора и отбор мощности на привод
вспомогательных агрегатов учитывают h m =0,98…0,9. Принимаем h m =0,985.
Современные двигатели имеют сложную систему охлаждения горячих
частей (первые ступени турбины). Необходимо также производить подогрев
элементов входного устройства, поскольку попадание в проточную часть двигателя
льда может привести к повреждению лопаток. Для всех этих нужд требуется воздух,
отбираемый из-за компрессора или какой-либо его ступени. Отбор сжатого воздуха
оценивается относительной величиной Для расчёта принимаем =0,08.
2.2Термогазодинамический расчет на ЭВМ
Расчет двигателя проводится на ЭВМ с помощью программы GTD.EXE
Проектируемая ГТУ предназначена для работы на природном газе. В в расчете
используем значение теплотворной способности топлива для природного газа Н и =50500кДж/кг
и L о =17,2 кг в /кг т .
Был произведен расчет 25 рабочих режимов, включая режим
работы двигателя прототипа, и по результатам расчета построены изменения
удельных параметров. Результаты расчета и графики представлены в таблицах 2.3 и
2.4 и на рисунках 2.4 и 2.5 соответственно
Таблица 2.3 - Исходные данные для расчета 25 режимов на ЭВМ
.000 .000 .000 80.000 .915 1.000 1.000 0.080
.970 .951 .990 0.990 .980 .985 1.000 1.000
Таблица 2.4 - Результаты термогазодинамического расчета 25
режимов
ТГДР ГТД-Р NT= 1 5 5 1 ДАТА 13. 1.11= 1250. 1300. 1357. 1400.
1450. ANTK= .920 .914 .907 .901 .895= 8.00 11.00 15.00 19.60 23.00 ANK = .850
.844 .839 .834 .831
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .080 HU= .5050E+08 LO= 17.20
H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .915 ПBB=1.000 TBB=1.000
NB=1.000= .970 SK= .951 NГ= .990 SPT= .990 SPH= .980 NM= .985 NPД=1.000=288.15 THO=288.15
TBO=288.15 PH=101325. PHO=101325. PBO= 98285. VH= .0
1250. 8.000 218.8 .2484 .8500 .9200 .2870
. 11.00 217.0 .2314 .8440 .9200 .3080
. 15.00 204.8 .2239 .8390 .9200 .3185
. 19.60 185.1 .2256 .8340 .9200 .3160
. 23.00 169.3 .2313 .8310 .9200 .3082
. 8.000 239.4 .2452 .8500 .9140 .2907
. 11.00 240.3 .2271 .8440 .9140 .3140
. 15.00 230.5 .2177 .8390 .9140 .3275
. 19.60 212.8 .2164 .8340 .9140 .3294
. 23.00 198.1 .2193 .8310 .9140 .3251
. 8.000 262.9 .2420 .8500 .9070 .2946
. 11.00 266.8 .2228 .8440 .9070 .3200
. 15.00 259.7 .2118 .8390 .9070 .3366
. 19.60 244.3 .2083 .8340 .9070 .3422
. 23.00 230.9 .2090 .8310 .9070 .3411
. 8.000 280.5 .2405 .8500 .9010 .2965
. 11.00 286.6 .2208 .8440 .9010 .3229
. 15.00 281.6 .2089 .8390 .9010 .3413
. 19.60 267.9 .2042 .8340 .9010 .3491
. 23.00 255.5 .2038 .8310 .9010 .3498
. 8.000 301.2 .2390 .8500 .8950 .2983
. 11.00 310.0 .2186 .8440 .8950 .3261
. 15.00 307.5 .2060 .8390 .8950 .3461
. 19.60 295.7 .2000 .8340 .8950 .3564
. 23.00 284.5 .1987 .8310 .8950 .358
Рисунок 2.4 - Зависимость мощности от параметров рабочего
процесса
Рисунок 2.5 - Зависимость расхода топлива от параметров
рабочего процесса
Проанализировав, как ведут себя основные удельные параметры
двигателя при Т г * = 1357К, можно сделать вывод, что до p к * = 19,5 при незначительном
падении удельной мощности существенно снижается удельный расход топлива.
Выберем p кр * = 19,6, тем самым существенно снизим расход топлива при
незначительном снижении удельной мощности. С учетом использования
конструкционных материалов двигателя прототипа и увеличением интенсивности
охлаждения турбины принимаем Т г * = 1357 К.
Произведем термогазодинамического расчет для выбранных
значений Т г * и p к * . Полученные данные и
результаты термогазодинамического расчета на ЭВМ представлены в таблицах 2.5 и
2.6 соответственно.
Таблица 2.5 - Исходные данные для расчета на ЭВМ
25 01 10 1 1 1
1 1.000 .000 .000 80.000 .915 1.000 1.000 0.080 .970 .951 .990 .990 .980 .985
1.000 1.000 1357.0 1357.0 1357.0 1357.0 1357.0 .907 .907 .907 .907 .907
19.600 19.600 19.600 19.600 19.600 .834 .834 .834 .834 .834 .000 .000 .000
.000 .000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000
.5050E+08 17.2
Таблица 2.6 - Результаты термогазодинамического расчета на
ЭВМ
ТГДР ГТД-Р NT=
1 1 1 1 ДАТА 25. 1.10 TG= 1357. 1357. 1357. 1357. 1357. ANTK= .907 .907 .907
.907 .907 PIK= 19.60 19.60 19.60 19.60 19.60 ANK = .834 .834 .834 .834 .834
ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .080 HU=
.5050E+08 LO= 17.20 H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .915 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000 SB= .970 SK=
.951 NГ= .990 SPT= .990 SPH= .980
NM= .985 NPД=1.000 TH=288.15 THO=288.15
TBO=288.15 PH=101325. PHO=101325. PBO= 98285. VH= .0 СХЕМА ПЕЧАТИ: NEY NE CE QT AKC GT FC LC
TK TTK TT PK PГ PTK PT PC NK NTK LK LTK LTB ПTK ПTB
ПТ КПД
LCB NP CPГ КГ
RГ CPB KB RB ТГ=1357.0 ПК=19.600 SR= .000 SR1=1.000 SR2=1.000 TCO= 734.4 244.3 244.3
.2083 .1536E-01 3.784 50.89 .2594E-01 .1633 725.3 939.4 734.4 .1926E+07
.1832E+07 .3250E+06 .1050E+06 .1029E+06 .8340 .9070 .4580E+06 .4978E+06
.2443E+06 5.581 3.096 17.45 .3422 .2742E+06 .9025 1192. 1.318 287.3 1037. 1.382 287.0
В результате термогазодинамического расчета двигателя
получили следующие параметры: удельная мощность Nеуд= 244.3 кВт·с/кг,
удельный расход топлива Се= 0.208 кг/кВт·ч. Определили давление и
температуру заторможенного потока в характерных сечениях.. Полученные значения
основных удельных параметров проектируемого двигателя на ЭВМ соответствуют
уровню значений параметров современных двигателей.
3. СОГЛАСОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ
3.1 Выбор и обоснование исходных
данных для согласования. Проведение расчета
Формирование облика (проточной части) ГТД и ГТУ является одним из наиболее важных начальних этапов проектирования двигателя, непосредственно следующим за выполнением теплового расчета и предшествующим
газодинамическим расчетам элементов проточной части, частоты вращения роторов и
числу ступеней каскадов лопаточных машин.
Целью согласования является распределение работы между
каскадами и ступенями компрессора, ступенями турбины, определение основных
размеров двигателя. Увязка параметров турбокомпрессора позволяет обеспечить
оптимальные геометрические и газодинамические соотношения, определяющие облик
двигателя в расчётных сечениях, обеспечить нормальную загрузку ступеней турбины
и допустимые напряжения в лопатках турбины.
Проектируемый двигатель состоит из двухвального
газогенератора и свободной турбины. Исходными данными для расчета являются:
полезная мощность на валу двигателя, геометрические соотношения
двигателя-прототипа, значения осевых скоростей в основных сечениях двигателя и
окружные скорости на периферии рабочих колес первых ступеней каскадов
компрессора, количество ступеней каскадов компрессора и турбин,
термогазодинамический расчет двигателя на выбранном режиме. Эффективная
мощность двигателя Nе = 17300 кВт.
В ходе выполнения расчёта необходимо соблюдать основные
ограничения, обеспечивающие надёжную и экономичную работу. Среди них:
относительная высота лопаток первых ступеней турбины, относительный втулочный
диаметр на выходе из компрессора, нагрузка на ступени турбины. Относительный
втулочный диаметр на выходе из компрессора высокого
давления не должен превысить значения 0.92 по той причине, что дальнейшее
увеличение связано с ограничениями минимального
размера лопаток последних ступеней. Уменьшение размера лопаток приводит к
значительным трудностям в получении приемлемых значений КПД компрессора
вследствие возрастания влияния радиальных зазоров, а также уменьшение числа
Рейнольдса и роста потерь при обтекании лопаток малого размера. Поэтому высоту
лопатки, на выходе из компрессора высокого давления, ограничивают величинами
12...20 мм.
Методика увязки параметров компрессоров и турбин основана на
подробном анализе геометрических соотношений и параметров двигателя-прототипа,
применении уравнений связи компрессора и турбин (балансы расходов, мощностей,
частот вращения), оценке свойств проточных частей проектируемых турбин и
компрессоров. При согласовании основных узлов двигателя, в первую очередь
учитываются факторы, обеспечивающие максимально возможный уровень КПД узлов и
достаточные запасы устойчивой работы компрессоров во всем диапазоне их работы.
Кроме этого, придаётся большое значение вопросам получения приемлемого числа
ступеней компрессоров и турбин, повышенного ресурса и минимальной массы узлов.
Согласование параметров компрессора и турбины проводится на ЭВМ с
помощью программы Slgt2.exe, и согласно инструкциям, изложенным в методическом
пособии [2]. Для возможности просмотра графического изображения получаемой
проточной части ГТД в комплект введена и программа графического сопровождения
fogt.exe.
Некоторые исходные данные, необходимые для расчёта, были получены
при выполнении термогазодинамического расчёта.
В проектируемом двигателе: проточная часть КНД - с постоянным
наружным диаметром; проточная часть КВД - с постоянным втулочным диаметром; ТВД
и ТНД - с постоянным средним диаметром; свободная турбина - с постоянным
втулочным диаметром.
При выборе формы проточной части компрессора низкого давления с Dн=соnst, следует
учитывать рост Dср вдоль проточной части, растет
напорность компрессора. При этом повышаются технологические характеристики и
эксплуатационные преимущества такой формы проточной части компрессора. Следовательно, выбираем форму проточной части компрессора низкого
давления с Dн=соnst.
При выборе формы проточной части компрессора высокого давления с
постоянным втулочным диаметром Dвт=const следует учитывать её относительно
невысокий энергообмен в ступенях и возможность реализации низкого значения
относительного втулочного диаметра на выходе из КВД. Следовательно, выбираем
форму проточной части компрессора высокого давления с Dвт=const.
Форма проточной части турбины выбирается из конструктивных
соображений. Значение среднего коэффициента нагрузки в турбине не должно
превышать величины =1,8.
Также для счёта требуются некоторые геометрические соотношения
двигателя-прототипа:
D ср твд /D к квд = 1,160- отношение среднего
диаметра ТВД на выходе к наружному диаметру КВД на входе;
D ср тнд /D к кнд = 1,100 - отношение среднего
диаметра ТНД на выходе к наружному диаметру КНД на входе;
D ср тс / D к кнд = 1,694 - отношение среднего
диаметра свободной турбины на выходе к наружному диаметру КНД на входе.
3.2 Результаты расчёта и формирование
облика двигателя
Результаты согласования параметров приведены в таблице 3.1. Облик
проточной части двигателя изображён на рисунке 3.1.
Таблица 3.1 - Результаты согласования компрессоров и турбин
Формирование облика ГГ и ТC ГТД-2-1 ( КВД - ОК или ОЦК )
Исходные данные:уд= 244.3 Сe = .2083 КПДк= .8340 КПДтк=
.9070к = 458030. Lтк*= 497790. Lтс*= 244300. КПДтс= .9150г =1191.9 Kг =1.3176
Cpв =1037.4 Kв =1.3825= 17300. Gв = 70.81в = .477 Dсртн/Dк =1.100 Dсртc/Dк
=1.694во= .915 D1цс/Dкко=1.000 D2цc/Dко =1.000цс/D2цс=1.000
Dсpтв/Dко=1.160кн/Lк = .380 КПДкн* = .876 Sркнв = .995ок/Lкв=1.000 КПДок* =
.864 Sркоц =1.000тс =5.600 Sртвн =1.000 Sртнс = .990к = 330.0 Uквд = 375.0
* КНД * Кф = 1 Zк = 9.к*= 172311. Пiк*= 4.382 КПД*= .8760 Uк
= 330.0к = .8109 dob = .4770 dok = .8398 Hzc= .1758нд = 7772.
* ОК ВД * Кф = 3 Zк =10.к*= 281139. Пiк*= 4.496 КПД*= .8644
Uк = 375.0к = .7497 dob = .8250 dok = .9149 Hzc= .2211вд = 9553.
* ТВД * Кф = 2 Zт = 1.т*= 308630. Пiт*= 2.664 КПД*= .9070
(h/D)г= .0673ср= 435.0 Mz = 1.631 Dcр = .8696 (h/D)т= .0833р = 157.6 Tw*
=1177.4
* ТHД * Кф = 2 Zт = 1.т*= 189160. Пiт*= 2.095 КПД*= .8853
(h/D)г= .0792ср= 363.0 Mz = 1.436 Dcр = .8920 (h/D)т= .1303р = 171.7 Tw* =
994.6
* ТC * Кф = 3 Zт = 4.т*= 244300. Пiт*= 3.096 КПД*= .9150
(h/D)г= .0701ср= 208.9 Mz = 5.600 Dcр =1.3733 (h/D)т= .1292р = 56.4 Tw* = 752.7
nтс = 3000.
Сечение\Паpаметp: T* : P* : C : C/акp : F
в - в 288. 98285. 170.0 .5487 .3990
к кнд - к кнд 454. 430649. 150.0 .3856 .1522
в квд - в квд 454. 428496. 165.0 .4242 .1410
к - к 725. 1926400. 135.0 .2747 .0585
г - г 1357. 1832000. 95.0 .1427 .1600
т твд - т твд 1098. 687616. 170.0 .2838 .1979
г тнд - г тнд 1098. 687616. 170.0 .2838 .1979
т тнд - т тнд 939. 324970. 190.0 .3430 .3258
г тс - г тс 939. 321720. 170.0 .3069 .3641
т - т 734. 104980. 200.0 .4083 .7654
н1 Dcp1 Dвт1 Dн2 Dcp2 Dвт2 ZстНД .8109 .6353 .3868 .8109
.7488 .6810 9.
ОK ВД .7497 .6872 .6185 .6760 .6479 .6185 10.Д .9282 .8696
.8111 .9421 .8696 .7972 1.НД .9627 .8920 .8214 1.0083 .8920 .7758 1.1.3761
1.2860 1.1959 1.5507 1.3733 1.1959 4
Рисунок 3.1 - Схема проточной части двигателя
В результате расчета сформирован облик двигателя. Выбрана
конструктивно сложная схема ГТД с двухвальным газогенератором и свободной
(силовой) турбиной. Такая схема обеспечивает приемлемые значения параметров на
нерасчетных режимах, требует меньшей мощности запуска. КНД имеет форму
проточной части с постоянным наружным диаметром, с 9 ступенями; КВД - с
постоянным втулочным диаметром, с 10 ступенями.
Компрессор низкого давления состоит из девяти ступеней,
малонагруженный ( zc =0,1758),
имеет значение =0,8760.
Компрессор высокого давления состоит из десяти ступеней,
средненагруженный ( zc =0,2211),
имеет значение =0,8644.
Относительный диаметр втулки на выходе из последней ступени КВД к = 0,9149, что не превышает допустимого к доп =0,92.
Турбина высокого давления, одноступенчатая, высоконагруженная
(Mz=1,631), имеет значение =0,9070, обеспечивается условие (h/D)г=0,0673>0,065.
Турбина низкого давления, одноступенчатая, средненагруженная
(Mz=1,436), имеет значение =0,8853.
Силовая турбина, четырехступенчатая, средненагруженная (Mz=1,4),
имеет значение =0,9150, обеспечивается условие
(h/D)т=0,1292<0,25.
Рассчитаны значения: Т*, Р*, С в основных
сечениях двигателя, а также площади этих сечений.
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, турбин.
4. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА
В современных ГТД для осуществления процесса сжатия
используются в основном многоступенчатые компрессоры. Это обусловлено их
высокими КПД, возможностью изменения производительности, напорности этих
компрессоров в очень широких пределах за счет изменения числа ступеней и их
диаметральных размеров.
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 по высоте лопатки параметрам ступени. Для
улучшения этого соответствия в качестве среднего радиуса принимают
среднегеометрический радиус ступени. Проектируемый компрессор 19-ти
ступенчатый.
Основной целью газодинамического расчета
осевого компрессора является окончательное получение геометрических размеров и
количества ступеней при сохранении π * к . Необходимо эффективно
распределить π * к , работу и КПД между
ступенями компрессора.
Изменение коэффициента затраченного напора по ступеням принимаем таким, чтобы
наиболее загруженные были средние ступени, а ко входу и выходу из компрессора
значение уменьшалось. Первые ступени имеют большое
значение удлинения лопаток h/b, работают в ухудшенных условиях (возможная неравномерность
поля скоростей, температур и давлений) на входе в компрессор. На последних
ступенях в значительной степени на КПД ступени влияет величина относительных
радиальных зазоров. При малой высоте лопаток ступени существенно снижение КПД
из
Похожие работы на - Приводной газотурбинный двигатель для энергоустановки Дипломная (ВКР). Другое.
Контрольная работа по теме Трудовое право (Контрольная)
Реферат На Тему Зарождение Олимпийских Игр
Механизм Вытяжного Пресса Курсовой Проект Тмм
Сочинение Короткое Про Хобби Моей Семьи
Контрольная Работа Простое Предложение
Курсовая работа по теме Роль естетичного виховання у формуванні підростаючої особистості молодшого школяра
Курсовая работа по теме Разработка производственной программы ОАО 'Красноярсккрайуголь'
Правда Жизни Сочинение
Смешные Школьные Сочинения Детей
Историческое Эссе Егэ
Курсовая работа: Европейский парламент
Реферат: Культурное общение в клубных объединениях. Скачать бесплатно и без регистрации
Доклад: Класс Насекомые
Методы Теории Игр Реферат
Курсовые Работы На Заказ Тамбов
Лабораторная Работа На Тему Построение Диаграмм В Excel
Отчет По Практике В Школе Программистом
Курсовая Работа Малый Бизнес 3 Сезон
Реферат по теме Обязанности вахтенного помощника капитана при плавании судна в штормовых условиях
Курсовая работа: Понятие и правовые основы конституционной ответственности в РФ
Проектирование
Похожие работы на - Общая теория эволюции и матрешечная парадигма строительства мироздания
Реферат: «Статистика»