Газотурбинный двигатель для привода аппарата

Таблица 1.3 - Результаты теплового расчета

Сечение	Параметры газа	Примечания
	Т*,К	Р*,Пах105
Н-Н	288,15	1,01325
В-В	288,15	0,972
К-К	774,32	21,39
Г-Г	1525	19,81
ТК-ТК	1085,86	4,174
Т-Т	771,29	1,047
С-С	769,79	1,023	Тс=767,79

1.3 Термогазодинамический расчет на ЭВМ.

Таблица1.4 - Исходные данные

2. ФОРМИРОВАНИЕ ОБЛИКА ГТД

2.1. Подготовка исходных данных

Формирование облика (проточной части) ГТД и ГТУ является одним из наиболее важных начальных этапов проектирования ГТД и ГТУ, непосредственно следующим за выполнением теплового расчета и предшествующим газодинамическим расчетам элементов проточной части (каскадов компрессоров и турбин). При выполнении расчетов по формированию облика ГТД (ГТУ) определяются: форма проточной части, частоты вращения роторов и число ступеней каскадов лопаточных машин. Исходными данными для этих расчетов являются значения заторможенных параметров рабочего тела (воздуха и продуктов сгорания) в характерных (расчетных) сечениях проточной части, основные геометрические (диаметральные) соотношения каскадов лопаточных машин и принимаемые значения коэффициентов аэродинамической загрузки компрессорных и турбинных ступеней. В учебном проектировании обычно (для облегчения задачи) задается прототип проектируемого ГТД или ГТУ. В этом случае начальный выбор геометрических соотношений элементов проточной части и числа ступеней каскадов лопаточных машин заметно упрощается.

Ne - мощность в кВт

Lкнд/Lк - распределение общей работы повышения полного давления

КПДкнд* - коэффициент полезного действия КНД

Sнв - коэффициента восстановления полного давления в переходном канале между КНД и КВД

kfко - целочисленный идентификатор формы проточной части ОК

Zок - число ступеней ОК

Dвто/Dко - относительный диаметр втулки

D1цбк/Dкко - отношение наружного диаметра на входе в ЦБК к наружному диаметру на выходе из ОК

D2/Dко - отношение наружного диаметра РК ЦБК к наружному диаметру ОК на входе

D4/D2 - отношение диаметра ЦБК к наружному диаметру РК ЦБК

kfтвд - целочисленный идентификатор формы проточной части ТВД

Zтвд - число ступеней ТВД

Dсртвд - средний диаметр ТВД на входе

Dко - наружный диаметр КВД на входе

q(lг) - расходная газодинамическая функция на входе в ТВД

Сттвд - расходная скорость на выходе из ТВД, в м/с

kfкнд - целочисленный идентификатор формы проточной части КНД,

Zкнд - число ступеней КНД

Dвткнд/Dк - относительный диаметр втулки на входе в РК 1-ой ступени КНД

Св, Сккнд - расходная скорость на входе и на выходе из КНД, в м/с

Uк - окружная скорость на наружном диаметре РК 1-ой ступени КНД, в м/с

kfтнд - целочисленный идентификатор формы проточной части ТНД

Zтнд - число ступеней ТНД

Dсртнд - средний диаметр ТНД на входе

Dк - наружный диаметр КНД на входе

Сгтнд, Сттнд - расходная скорость на входе и на выходе из ТНД, в м/с

Sтпвн - коэффициент восстановления полного давления в переходном канале от ТВД к ТНД

kfтс - целочисленный идентификатор формы проточной части свободной турбины

Zтс - число ступеней свободной турбины

Dсртс/Dк - отношение среднего диаметра свободной турбины к наружному диаметру КНД на входе

Mzтс - суммарное значение коэффициента загрузки свободной турбины

Mzтс=Lтс*/(Uсртс**2)

Сгтс, Ст - расходная скорость на входе и на выходе из свободной турбины, в м/с ,

Sтпнс - коэффициент восстановления полного давления в переходном канале от ТНД к свободной турбине

Кохл=1.25 -охлаждаемая турбина,

Кохл=1.-неохлаждаемая

Результаты расчета сведены в табл. 2.1.

Схема проточной части двигателя представлена на рисунке 2.1

2.2 Расчет на ЭВМ

Таблица 2.1

Рисунок 2.1 - Схема проточной части двигателя

2.3 Выводы

По результатам согласования параметров компрессора и турбин получены параметры в КНД: = 5,765 и частота вращения nкнд=7608 об/мин, в КВД: =3,894 и частота вращения nквд=9567 об/мин. Относительные диаметральные размеры ТВД (h/D)г =0.0659 не меньше значения допустимого (h/D)г =0.06 и ТВД (h/D)т =0.0883 не больше значения допустимого (h/D)т =0.3 ;ТНД (h/D)г =0.0893 не меньше значения допустимого (h/D)г =0.06 и ТНД (h/D)т =0.1382 не больше значения допустимого (h/D)т =0.3 ; ТС (h/D)г =0.1056 не меньше значения допустимого (h/D)г =0.06 и ТС (h/D)т =0.2029 не больше значения допустимого (h/D)т =0.3. Коэффициенты нагрузки для ТВД =1.469 , что не превышает допустимого коэффициента нагрузки =1,8, а =1.556 в ТНД, что не превышает допустимого коэффициента нагрузки =1,8.

Схема двигателя с двухвальным газогенератором и свободной турбиной : zтвд=1, zтнд=1, zтс=4. Схему ГТД принимаем трёхвальную, аналогично прототипу- турбовальному двигателю ДН-80. Такая схема конструктивно сложна, но она позволяет оптимизировать работу компрессора на нерасчетных режимах. Двухвальный газогенератор позволяет уменьшить мощность пускового устройства, так как при запуске ПУ раскручивает только каскад высокого давления.

3 ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА

3.1 Подготовка исходных данных

Описываемая в этом разделе программа gdrok предназначена для газодинамического расчета многоступенчатого осевого компрессора на среднем радиусе. Исходные данные расчета заносятся в файл gdrok.dat, а результаты, получаемые с помощью исполняемого файла gdrok.exe - в файл gdrok.rez . Программа gdrok имеет и программу графического сопровождения gfk.exe, файл исходных данных которой gfk.dat формируется при работе файла gdrok.exe. Использование файла gfk.exe при выполнении расчетов обеспечивает возможность наглядного графического контроля как исходного распределения параметров по ступеням так и получаемых результатов расчета (формы проточной части компрессора, изменения параметров потока по ступеням и треугольников скоростей ступеней на среднегеометрическом радиусе).

Исходными данными для газодинамического расчета многосту-пенчатого осевого компрессора на ЭВМ являются следующие .величины:

GВ - расход рабочего тела (воздуха) через компрессор, кг/с;

TB*,PB* - заторможенные температура и давление потока на входе в компрессор, К; Па;

К, R - физические константы рабочего тела

?к* - общая степень повышения полного давления а компрес-соре;

Uк- окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса первой ступени компрессора, м/с;

Ск - скорость потока на выходе из компрессора» м/с;

zк - число ступеней компрессора;

- относительный диаметр втулки на входе в рабочее колесо первой ступени компрессора

KG1 - коэффициент а уравнении расхода, учитывающий загромождение проходного сечения канала пограничным слоем на стенках

- коэффициент восстановления полного давления в направляющем аппарате ступени;

- коэффициент восстановления полного давления во вход-ном направляющем аппарате компрессора

В виде массивов значений для всех ступеней задают величины:

Са- расходную скорость на входе в рабочее колесо ступени, м/с

Нz - затраченный напор (работу) ступени, кДж/кг;

. - изоэнтропический КПД ступени по параметрам заторможенного потока;

- кинематическую степень реактивности ступени;

i - угол атаки на рабочие лопатки ступени на среднем радиусе, град.

При расчете двухкаскадного компрессора дополнительно задают следующие величины

- степень повышения полного давления в первом каскаде компрессора;

,- окружную скорость на наружном диаметре рабочего колеса первой ступени второго каскада компрессора (КЭД), м/с;

z1- число ступеней в первом 'каскаде компрессора;

- отношение среднего диаметра первой ступени второго каскада компрессора к среднему диаметру последней ступени первого каскада компрессора;

- коэффициент восстановления, полного давления в пере-ходном канале между каскадами компрессора;

Таблица 3.1 - Исходные данные

Величина, размерность	№ ступени
	1	2	3	4	5	6	7	8
С, м/с	160	159	158	157	156	155	154	153
Hz	22	22,5	24,5	25,5	26,5	25,5	24	23
КПД	0,88	0,885	0,89	0,895	0,9	0,9	0,895	0,89
К	0,5	0,5	0,55	0,55	0,55	0,55	0,55	0,55

Продолжение таблицы 3.1

Величина, размер ность	№ ступени
	9	10	11	12	13	14	15	16	17	18
С, м/с	152	160	155	150	145	140	135	130	125	120
Hz	22,5	27,3	28	29	31,5	32,5	31,2	29,5	28	27
КПД	0,885	0,89	0,897	0,9	0,9	0,898	0,897	0,896	0,895	0,894
К	0,55	0,55	0,55	0,55	0,55	0,55	0,55	0,55	0,55	0,55

3.2 Газодинамический расчет компрессора на ЭВМ

В современных газотурбинных двигателях для осуществления процесса сжатия используются в основном многоступенчатые осевые компрессоры. Это обусловлено их высокими коэффициентами полезного действия и возможностью изменения производительности напорности этих компрессоров в очень широких пределах за счет изменения числа ступеней и их диаметральных размеров.

Компрессор проектируемого двигателя двухкаскадный. Состоит из компрессора низкого и высокого давления. Это сделано для повышения газодинамической устойчивости и для достижения максимальной эффективной загрузки всех его ступеней. Каскад низкого давления имеет Dк=const- наилучшие условия энергообмена и эксплуатационные преимущества. Компрессор высокого давления- Dвт=const- позволяет уменьшить габариты.

Основной частью газодинамического расчета осевого компрессора является окончательное получение геометрических размеров и количества ступеней, при сохранении к* полученного при формировании облика. Этому может помочь эффективное распределение к*, работ и КПД по ступеням компрессора.

Газодинамический расчет осевого компрессора представляет собой последовательный расчет всех его ступеней на среднем радиусе, в предположении постоянства параметров потока и равенства параметров на среднем радиусе осреднённым по ступени.

Изменение коэффициента затраченного напора Hz по ступеням принимаем таким, чтобы наиболее загруженные были средние ступени, а к входу и выходу из компрессора значение Hz уменьшалось. Учитывая допустимую нагрузку первых ступеней и принимая во внимание необходимость более сильной разгрузки последних ступеней из-за высокого значения dвтотн.

Распределение остальных параметров выполнено в соответствии с рекомендациями, изложенными в [4].

Исходные данные и результаты расчета представлены в табл. 3.1 и табл. 3.2 соответственно.

Схема проточной части компрессора рис. 3.1

Изменение параметров по ступеням рис.3.2

Треугольники скоростей для 18ти ступеней компрессора рисунок 3.3, - рисунок 3.7

Таблица 3.2

Продолжение таблицы 3.2

Продолжение таблицы 3.2

Рисунок 3.1 - Схема проточной части компрессора

Рисунок 3.2 - Изменение параметров по ступеням

Рисунок 3.3 - Треугольники скоростей ступени 1-4

Рисунок 3.4 - Треугольники скоростей ступени 5-8

Рисунок 3.5 - Треугольники скоростей ступени 9-12

Рисунок 3.6 - Треугольники скоростей ступени 13-16

Рисунок 3.7 - Треугольники скоростей ступени 17-18

3.3 Газодинамический расчет 1-й ступени КВД на rср

Исходные данные:

Параметры заторможенного потока воздуха на входе в РК

Параметры заторможенного потока на выходе из первой ступени:

Окружная скорость и коэффициент теоретического напора на среднем диаметре:

Выбор кинематической степени реактивности:

Скорость и направление потока на входе в РК:

Площадь проходного сечения и геометрические размеры входа в РК:

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

Параметры потока воздуха на выходе из РК:

Частота вращения ротора компрессора:

3.4 Вывод

В результате расчета компрессора на ЭВМ были получены геометрические параметры по ступеням, изменение Р, Р*, Т, Т* на среднем радиусе каждой ступени КНД и КВД (Dн.1КНД=0.909м, Dвт1.КНД=0.3366м, Dн.1КВД=0.829м, Dвт1.КВД=0.6930м) и степень повышения давления : =5,765 и частота вращения nкнд=7608 об/мин, =3,894, частота вращения nквд=9523,28 об/мин, =20,8 число ступеней zкнд=9, zквд=9, L*к кнд=216000 Дж/кг, L*к квд=264000 Дж/кг, Значения не превышают 0.73.

Так как угол последней ступени компрессора равен 30,97, то требуется применение сдоенного спрямляющего аппарата. В следствии того, что КПД каскада низкого давления выше(из-за большей высоты лопаток, а как следствие меньшего влияния потерь в пограничном слое) рекомендовано перераспределить работу, увеличив её на КНД.

На применяемых дозвуковых ступенях заложено =0,83…0,9. Это приемлемые значения и дальнейшая работа по доводке этих ступеней не вызовет больших затруднений. При этом ступени являются перегруженными, поэтому требуют регулирования.

4 ПРОФИЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО КОЛЕСА 1-Й СТУПЕНИ КВД НА ТРЁХ РАДИУСАХ

Исходным для определения параметров потока по радиусу является расчёт ступени по радиусам. Для достижения высоких КПД ступени необходимо установить взаимосвязь кинематических параметров потока в элементе ступени, расположенных на различных радиусах, т.е. рассчитать поток в решетках по радиусу.

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

4.1 Метод профилирования

Закон постоянства степени реактивности и теоретического напора.

Для получения более высоких окружных скоростей в ступени осевого компрессора при обеспечении до звукового обтекания лопаток может быть применена закрутка потока, обеспечивающая постоянство и по радиусу.

Из совместного решения уравнения для степени реактивности и теоретического напора:

при постоянстве их по радиусу получают выражения для окружных составляющих скорости воздуха и за колесом:

Уравнение для осевой скорости:

В связи с малым различаем между и в реальной ступени в расчетах можно принять осевые скорости перед и за колесом равным среднему из указанных выше значений.

В соответствии осевая скорость в ступени уменьшается к периферии и увеличивается к втулке лопатки.

С ростом U, уменьшением Ca и увеличением Cu по радиусу уменьшаются абсолютные и относительные скорости и углы потока в ступени с , . Лопатки РК ступени с , закручены по высоте несколько меньше, чем при Cu*r=const. Лопатки ВНА ступени с , сильнее изогнуты в периферийной части и почти не отклоняют поток у втулки. Преимуществом этого закона является возможность использовать более высокие значения окружных скоростей. Ступени с постоянной степенью реактивностью и теоретическим напором широко применяются в авиации.

Страницы: 1, 2, 3