Проектирование ГТУ мощностью 25МВт для привода нагнетателя природного газа

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Обзор конструкции двигателя ГТН-25

1.1 Воздушный компрессор

1.2 Входной патрубок

1.3 Камера сгорания

1.4 Турбина высокого давления

1.5 Турбина низкого давления

1.6 Корпус ГТУ

2. Расчёт параметров рабочего процесса ГТУ

3. Исходные данные и результаты вариантного расчета ГТУ

4. Обоснование выбора значений параметра цикла

5. Приближённый расчёт компрессора

6. Газодинамический расчёт турбины

6.1 Предварительный расчёт турбины

6.2 Расчёт турбины по среднему диаметру

6.3 Определение мощности и КПД ступеней турбины

7. Приближенный расчет диффузора

8. Определение газодинамических и геометрических параметров последней ступени

8.1 Расчет закрутки потока

8.2 Расчет и построение профилей лопаточного аппарата последней ступени

9. Расчет кольцевой камеры сгорания

9.1 Введение

9.2 Расчет размеров проточной части индивидуальной камеры сгорания

9.3 Расчет характеристик рабочего процесса камеры сгорания

9.4 Проектирование завихрителя фронтального устройства жаровой трубы

10. Разработка конструкции воздухоохлаждаемой рабочей лопатки первой ступени ТВД

10.1 Введение

10.2 Определение газодинамических и геометрических параметров РЛ первой ступени

10.2.1 Расчет закрутки потока

10.2.2 Выбор и построение профилей РЛ первой ступени

10.3 Расчет охлаждения рабочей лопатки первой ступени ТВД с полупетлевой схемой охлаждения

10.3.1 Исходные данные

10.3.2Расчет охлаждения лопатки по осредненным параметрам

11. Расчёт на прочность РЛ и диска последней ступени ТВД

11.1 Расчёт на прочность рабочей лопатки последней ступени. Определение напряжение растяжения и изгиба. Обеспечение вибрационной надёжности расчет частот собственных колебаний РЛ последней ступени

11.2 Расчёт турбинного диска на прочность

12. Технология изготовления диска второй ступени свободной турбины

13. Разработка вопросов охраны труда и техники безопасности

14. Экономическое обоснование проекта

Заключение

Список использованной литературы

Приложение

Введение

В наши дни масштабы использования природного газа все больше возрастают, что приводит к постепенному снижению запасов открытых месторождений. В связи с этим постоянно ведется поиск и разработка новых газовых и газоконденсатных месторождений. Возрастает суммарная протяженность магистральных газопроводов на тысячи километров, сооружаются новые газокомпрессорные станции. Газотурбинные компрессорные станции являются преобладающим видом ГКС, а газотурбинные газоперекачивающие агрегаты - наиболее важное и сложное оборудование этих станций. В связи с этим необходимо внедрять на ГКС высокопроизводительные, автоматизированные блочные установки подготовки газа, повышать в оптимальных пределах единичные мощности машин при одновременном уменьшении их размеров и энергопотребления и снижении себестоимости на единицу полезного эффекта.

Из-за роста масштабов использования природного газа возникает проблема его рационального использования. В целях экономии газа желательно избегать утечек при транспорте, сводить к минимуму выбросы газа в окружающую среду. Для обеспечения минимальных потерь газа требуется использование высококачественного и высокоэкономичного энергооборудования, в том числе газотурбинных установок.

На ранних этапах развития газовой промышленности применялись три вида приводов газовых компрессорных машин: поршневые двигатели, электродвигатели и газовые турбины. На крупных компрессорных станциях преимущество газовых турбин неоспоримо. В отношении удобства эксплуатации при переменном режиме газовые турбины выгодно отличаются от электроприводов тем, что они могут работать с переменной частотой вращения.

Для привода нагнетателей природного газа чаще используют ГТУ со свободной силовой турбиной, так как выделенная турбина позволяет легко приспосабливаться к многообразию условий работы и режимов на газопроводе. Опираясь на эти устои была сформулирована задача для дипломного проектирования: «Разработка газотурбинной установки мощностью 25МВт для привода нагнетателя природного газа». В качестве прототипа был взят двигатель ГТН-25 ТМЗ П-401 производства Уральского турбинного завода, используемый для привода нагнетателя природного газа модели 2Н-25 производства того же завода.

Исходя из прототипа установки и дополнительных указаний выбирается тепловая схема ГТУ со свободной турбиной (Рис.1.1).

Рис. 1.1 Тепловая схема ГТУ: входное и выходное устройства; К - компрессор; КС - камера сгорания; КТ - компрессорная турбина; СТ - силовая турбина; П - потребитель

На Рис.1.2 представлен цикл газотурбинной установки в T-S диаграмме. Процесс 1-2 соответствует реальному процессу сжатия в компрессоре. Площадь под кривой процесса соответствует работе, затраченной на привод компрессора и она равна площади под кривой 3-4кт, т.е. под кривой реального процесса расширения в компрессорной турбине. Площадь под кривой 4кт-4, реального процесса расширения в силовой турбине, соответствует полезной работе ГТУ, которая и используется для привода нагнетателя природного газа.

Рис.1.2 Цикл ГТУ со свободной турбиной в T-S диаграмме.

Газоперекачивающий агрегат мощностью 25 МВт предназначен для компрессорных станций и состоит из специально спроектированной регенеративной газотурбинной установки, полнонапорного центробежного нагнетателя природного газа, установки централизованного контроля и управления, воздушных охладителей масла, комплекта запчастей, инструмента, приспособлений и вспомогательного оборудования.

Газотурбинная установка выполнена по открытому регенеративному циклу с однокаскадным компрессором и свободной силовой турбиной низкого давления. ГТУ состоит из воздушного компрессора, камеры сгорания, турбин высокого и низкого давления, пускового привода. Системы регулирования и рамы - маслобака с вмонтированными узлами системы маслоснабжения и агрегатной частью КИП.

1. Обзор конструкции двигателя ГТН-25

1.1 Воздушный компрессор

Воздушный компрессор осевого типа включает в себя 12 ступеней и образован путем моделирования компрессора агрегата ГТН - 25 производства УТМЗ и отсечения от него четырех последних ступеней. В полученном 12-ти ступенчатом компрессоре первые 4 направляющие венца. Включая ВНА, Выполняются поворотными, - для облегчения выхода ГТУ на рабочие режимы и регулирования компрессора при частичных нагрузках. РЛ первых четырех ступеней крепятся на приставных дисках. Необходимая жесткость обеспечивается центральной стяжкой, которая соединяет диски с ротором барабанного типа.

Для избежания возникновения помпажа предусмотрены отбор воздуха из ступеней компрессора и противопомпажные клапана.

Ротор осевого компрессора - сборный (комбинированный барабанно-дисковый). Диски, барабан и хвостовик стянуты центральной стяжкой из высокопрочной легированной стали. Гайки стяжки стопорятся штифтами. Такая конструкция ротора позволяет сочетать достоинства дисковых и барабанных роторов, т.е. повышается прочность при действии ЦБС и упрощается технология изготовления ротора.

ВНА и последующие три НА выполнены поворотными с приводом от одного сервомотора через качающийся рычаг.

Все направляющие лопатки компрессора имеют легкий съемный бандаж, допускают простую разборку. Основное назначение бандажа, - уплотнение радиальных зазоров по ротору дисковой конструкции, а также повышение вибронадежности направляющих лопаток.

ВНА выполнен обогреваемый за счет отбора воздуха из последних ступеней ОК. Обогрев включается при снижении температуры воздуха до + 80С(353K), что позволяет избежать обледенения ВНА.

Синхронность поворота ВНА и НЛ обеспечивается сервомотором, все ряды поворотных НЛ имеют бандаж, что обеспечивает снижение динамических напряжений. Расширение диапазона устойчивой работы ОК на переменных режимах обеспечивают специальные устройства размещенные под РЛ. Лопатки НА и выходного спрямляющего аппарата собраны в обоймы с горизонтальным разъемом. Обоймы сварные с оребрением, что обеспечивает возможность теплового расширения и повышает технологичность при изготовлении и ремонте.

НЛ компрессора постоянного профиля и имеют цилиндрический хвостовик. НЛ крепятся в обойме с помощью гаек, которые затем обвариваются проволокой.

РЛ выполнены с закруткой. Хвостовики зубчиковый, что обеспечивает возможность термического расширения и надежность соединения. Лопатки изготовлены из нержавеющей стали ЭИ-961Ш, что повышает их коррозийную стойкость. Корпус сварно-литой с горизонтальным разъемом, что обеспечивает улучшение технологии изготовления, ремонтопригодность и сборку.

1.2 Входной патрубок

Входной патрубок предназначен для формирования потока воздуха и создания наиболее возможного равномерного поля скоростей воздуха на входе в ОК. В сочетании с деталями статора входной патрубок образует корпус ГТУ. В его нижней половине размещен пусковой турбодетандер, опорно-упорный подшипник, реле осевого сдвига, валоповоротное устройство, бесконтактные датчики частоты вращения вала турбокомпрессора.

Корпус патрубка изготовлен из углеродистой стали и выполнен сварно-литым. Воздушный канал образован концентричными обечайками патрубка, имеющего горизонтальный разъем. В корпусе патрубка имеется развитая система уплотнений для предотвращения попадания масла на всас осевого компрессора. К системе уплотнений относятся уплотнения масляные и два ряда лабиринтовых.

Входной патрубок соединяется с обоймой поворотного направляющего аппарата с вертикальным фланцевым соединением.

1.3 Камера сгорания

Кольцевая камера сгорания расположена в корпусе турбины высокого давления и крепится к обойме ТВД, образуя с ней единый сборный узел. Камера сгорания состоит из двух полукольцевых частей с горизонтальным разъемом.

Огневой объем камеры сгорания ограничен на входе фронтовыми устройствами, а с боков дисковыми стенками, установленными в каркасе и прикрепленными сегментами к обойме ТВД.

Горелочное устройство содержит двадцать цилиндрических регистров, равномерно расположенных по окружности на входе в камеру сгорания и установленные в них горелки типа “грибок” с отверстиями диаметром 4 мм для подвода природного газа в зону горения.

Зажигание газовоздушной смеси осуществляется электрозапальными свечами, установленными в двух пусковых горелках, размещенных в районе горизонтального разъема турбины в нижней половине камеры сгорания и присоединенными высоковольтными кабелями к пусковым катушкам зажигания, установленным на кронштейнах рамы - маслобака.

Между фронтовыми устройствами и дисковыми стенками в месте их закрепления в каркасе предусмотрены подвод охлаждающего воздуха для создания защитной изолирующей пленки воздуха на внутренней поверхности стенок камеры сгорания, а также подвод воздуха в прикорневое и периферийное сечение соплового аппарата ТВД.

1.4 Турбина высокого давления

За к.с. расположена ТВД, состоящая из 2-х ступеней. Ротор ТВД сборный, диски стянуты стяжными болтами. Диски выполнены без центрального отверстия сложной конфигурации. Ротор ТВД жестко (механически) связан с ротором ОК и образуют ротор газогенератора.

РЛ имеют закрученный профиль. СА I ступени имеет внутреннюю и наружную обойму, что уменьшает протечки через радиальный зазор. РЛ I ступени имеют бандажную полку, что также уменьшает протечки через радиальный зазор. СЛ I и II ступени имеют щели для подвода охлаждающего воздуха.

Между дисками установлены вставки для уменьшения протечек рабочего тела.

НЛ ТВД набрано в сегменты, которые установлены в обоймы. Это обеспечивает свободу термических расширений деталей статора. Обойма ТВД - литая с горизонтальным разъемом. Также ТВД имеет систему воздушного охлаждения уменьшающую термические деформации, возникающие в обойме НЛ ТВД. РЛ выполнены полыми, охлаждаемыми, с системой охлаждения дефлекторного типа.

РЛ - имеют переменный профиль, крепятся зубчатыми хвостовиками в дисках, где проделаны каналы для охлаждения корня и хвостовика лопатки.

Лопатки выполнены из жаропрочной стали ЖС6К и никелевых сплавов, что повышает ресурс их работы и прочность.

1.5 Турбина низкого давления

После ТВД продукты сгорания по промежуточному патрубку направляется в ТНД. Переходный патрубок - сварной из жаропрочной стали, состоит из наружной и внутренней обтекателей.

ТНД - одноступенчатая турбина, ротор которой состоит из цельнокованного диска и полого хвостовика соединенных по вертикальному разъему. Достоинство такого ротора - простота и легкость изготовления, относительная легкость балансировки и центровки. Также ротор имеет достаточную жесткость для передачи крутящего момента.

РЛ ТНД имеют закрутку и профиль с переменным сечением по высоте. Хвостовики рабочих лопаток выполняются елочного типа с осевой заводкой. Гребень диска и хвостовики лопаток охлаждаются воздухом низкого давления отбираемого после 4 ступени ОК. НЛ набираются в специальные верхние и нижние обоймы, что уменьшает протечки через радиальные зазоры.

Для уменьшения утечек охлаждающего воздуха в проточную часть ТНД ротор выполнен с уплотнительными кольцами для предотвращения протечек рабочего тела в машинный зал.

Диффузор ТНД - сварной, состоит из наружного и внутреннего обода соединенных между собой обтекаемыми стойками. Диффузор имеет горизонтальный разъем.

ТНД механически не связана с ротором газогенератора, поэтому имеет свои подшипники опорный спереди и опорно-упорный сзади (по ходу рабочего тела).

Корпус ТНД сварно-литой, имеет горизонтальный разъем, спереди соединяется с корпусом ТВД, сзади с выхлопной частью.

1.6 Корпус ГТУ

Все элементы ГТУ смонтированы в одном корпусе. Он состоит из:

- корпуса входного патрубка;

- обоймы ПНА;

- корпуса компрессора;

- корпуса турбин;

- корпуса среднего подшипника;

- выходной части.

Корпус входного патрубка и обоймы ПНА были описаны выше.

Корпус осевого компрессора выполнен сварным. В него встроены два клапана перепуска воздуха после рабочей лопатки 4 ступени. Из полости корпуса компрессора между первой и второй обоймами выполнены отборы воздуха. Вертикальными фланцами корпус компрессора соединен с одной стороны - с обоймой ПНА, а с другой стороны - посредством вставки в форме катушки, с корпусом ТВД. Корпус компрессора имеет четыре воздуховода (два в верхней половине, два в нижней) к регенератору.

Корпус ТВД также имеет сварную конструкцию. К нижней и верхней части корпуса с помощью фланцев крепятся четыре воздуховода от регенратора. Вертикальными фланцами корпус ТВД соединен с корпусом среднего подшипника, который состоит из картера и наружного корпуса. Наружный корпус сварной из стали СТЗ. Картер и крышка подшипника литые из стали 25Л. К ним приварены четыре полые стойки, из которых две боковые и нижняя вварены, а верхняя болтами крепится к наружному корпусу. Таким образом наружный корпус и картер подшипника образуют единую жесткую среднюю часть цилиндра ГТУ.

От горячих газов подшипник отделяется промежуточным патрубком. Это диффузор, по которому в ТНД из ТВД направляются продукты сгорания. Он выполнен сварным из жаропрочной стали и состоит из внутренней и наружной обечаек, соединеннных между собой четырьмя обтекателями, закрывающими стойки подшипника. Патрубок имеет сболченный горизонтальный разъем, верхняя половина которого целая, а нижняя сварена из двух четвертин по вертикальному разъему.

Между промежуточным патрубком и корпусом подшипника, а также между обтекателями и стойками проложен слой тепловой изоляции для уменьшения количества тепла, передаваемого от промежуточного патрубка к корпусу среднего подшипника. Вся внутренняя изоляция покрыта экранами, выполненными из листовой стали толщиной 1 мм.

В целях исключения воздействия внешних сил от выхлопного газохода на весь корпус ГТУ и повышения его жесткости, выхлопная часть с корпусом среднего подшипника непосредственно не соединяются.

Выхлопная часть выполнена сварной с отводом газа в бок. К выхлопной части крепится корпус заднего подшипника.

Корпус ГТУ опирается на раму-маслобак гибкими опорами. Первая и вторая расположены у входного патрубка, что позволяет цилиндру ГТУ расширяться в осевом направлении. Третья расположена у корпуса среднего подшипника и вместе со шпонкой корпуса среднего подшипника образует мертвую точку цилиндра. Еще две опоры расположены около среднего подшипника и две последние опоры - со стороны заднего подшипника, которые поддерживают выхлопную часть ГТУ.

2. Расчет параметров рабочего процесса ГТУ

На первом этапе выполнения работы производится вариантный расчет параметров рабочего процесса в характерных сечениях проточной части.

ГТУ. Удельная теплоемкость воздуха Cp_в и удельная теплоемкость газа Ср_г принимается постоянными и независимыми от температуры.

Исходные данные:

Полезная мощность - N= 25МВт

Температура газа перед турбиной - T₃*= 1480K

Параметры наружного воздуха - P_H = 0.1013 МПа, T_Н= 288K

Топливо - природный газ

Дополнительные указания - со свободной турбиной

Прототип установки - ГТН-25 ТМЗ П-401

Рассчитаем давление воздуха перед компрессором:

МПа

Температура воздуха перед компрессором:

При проведении расчетов тепловых схем ГТУ задаются несколькими значениями . Необходимо, чтобы принятый диапазон включал в себя оптимальную степень повышения давления как по полезной работе, так и по КПД ГПУ. В моем случае используется ГТУ без регенерации, соответственно диапазон выбора , выберем .

Давление воздуха за компрессором:

МПа

Для определения температуры воздуха за компрессором заменим необратимый адиабатический процесс сжатия в компрессоре политропным процессом с показателем степени, приближенно определяемым по формуле:

,

где , а

Тогда температура воздуха за компрессором будет равна:

К

Давление воздуха перед камерой сгорания:

МПа,

где - коэффициент потерь полного давления воздуха в теплообменнике.

Давление газа перед турбиной:

МПа,

где - коэффициент потерь полного давления в камере сгорания.

Давление газа за турбиной:

МПа,

где - коэффициент потерь полного давления в выходном устройстве ГТУ.

Степень расширения газа в турбине:

Заменим необратимый адиабатный процесс расширения политропным процессом. Показатель политропы определяем из выражения:

, где и

Температура газа за турбиной определяется в виде:

К

Относительная работа в турбине:

Полезная работа расширения турбины:

Дж

Относительная работа в компрессоре:

Действительная работа сжатия компрессора:

кДж

Относительное количество воздуха содержащееся в продуктах сгорания:

Примем: кг.возд/кг.топл; кДж/кг;

По таблицам приложения имеем:

Коэффициент лимита воздуха в продуктах сгорания:

Относительный расход топлива:

Внутренняя удельная работа ГТУ:

кДж

Удельный расход теплоты в камере сгорания:

Внутренний КПД простого цикла ГТУ:

Эффективная удельная работа ГТУ:

Примем:

Коэффициент полезной работы ГТУ:

Эффективный КПД ГТУ:

Расход воздуха:

кг/с.

3. Исходные данные и результаты вариантного расчета ГТУ на ЭВМ

Ниже приводятся исходные данные и результаты расчёта параметров ГТУ при варьировании степени повышения давления в компрессоре и температуры на входе в турбину. Расчёт производился при помощи специальной программы A2GTP. Значения р^*_к выбираются согласно рекомендациям значения температуры на входе в турбину задаём:

T*3 = 1350; 1450; 1550 К

Для выполнения расчетов необходимо задать следующие параметры:

1) NE - эффективная мощность ГТУ;

T3*- температура газа перед турбиной;

TH, PH - температура и давление воздуха на входе в ГТУ;

2) МЮ - степень регенерации теплообменника;

TCT - средняя допустимая температура материала стенки лопатки;

ДТВ - предварительное понижение температуры воздуха, поступающего на охлаждение турбины;

H0CP - средняя величина перепада энтальпий на одну ступень турбины;

3) КПДКС - коэффициент полноты сгорания;

КПДКМ - коэффициент механических потерь в компрессоре;

КПДТМ - коэффициент механических потерь в турбине;

КИСП - коэффициент использования хладоресурса охладителя;

УТОХЛ - коэффициент утечек охладителя;

4) СИГВХ - коэффициент потерь полного давления во входном устройстве;

СИГВТ - коэффициент потерь полного давления в теплообменнике и трубопроводах;

СИГКС - коэффициент потерь полного давления в камере сгорания;

СИГВЫХ - коэффициент потерь полного давления в выходном устройстве;

СИГГТ - коэффициент потерь полного давления в теплообменнике.

В курсовом проекте для расчета параметров турбины используется программа A2GTP.

Программа GTP предназначена для вариантного расчета ряда параметров газотурбинных установок. Программа A2GTP реализована на языке ФОРТРАН-77.

Эта программа написана на кафедре ТДУ СПбГТУ.

Таблица 4.1.

Peзyльтaты pacчeтa



Таблица 4.2.

Peзyльтaты pacчeтa



Таблица 4.3.



4. Обоснование выбора значений параметров цикла

По результатам всех трёх расчётов (п. 2) строим следующие зависимости:

1. Зависимость эффективной удельной работы от степени повышения давления в компрессоре (для трёх значений температур), He = f (_к);

2. Зависимость эффективного КПД газотурбинной установки от степени повышения давления в компрессоре (для трёх значений температур), зe = f (_к);

3. Зависимость коэффициента полезной работы газотурбинной установки от степени повышения давления в компрессоре (для трёх значений температур), ц = f (_к);

Так как данная ГТУ входит в состав газоперекачивающего агрегата (ГПА), следовательно, основным фактором при выборе оптимального значения степени повышения давления в компрессоре является экономичность. Поэтому оптимальное значение _к , как правило, выбирается таким, при котором КПД ГТУ максимален. Анализируя графические зависимости, выбираем значение _к = 18 и Т=1480 К.

Таким образом, для дальнейшего проектирования выбраны следующие значения:

_к = 18- степень повышения давления в компрессоре;

T*₃ = 1480 К - температура потока на входе в турбину;



Рис. 5.1 Зависимость эффективной удельной работы от степени повышения давления в компрессоре(для трёх значений температур)

Рис. 5.2 Зависимость эффективного КПД от степени повышения давления в компрессоре (для трёх значений температур)

Рис. 5.3 Зависимость коэффициента полезной работы газотурбинной установки от степени повышения давления в компрессоре (для трёх значений температур)

5. Приближенный расчет компрессора

Машины, предназначенные для повышения давления и перемещения различных газов, называются компрессорными машинами или компрессорами. Один из весьма распространенных видов турбокомпрессоров -- осевой компрессор, характеризующийся тем, что в нем линии тока располагаются по поверхностям, близким к цилиндрическим, где образующая цилиндра примерно параллельна оси ротора компрессора.

Осевые компрессоры принадлежат к компрессорам, наиболее часто применяемым в газотурбинных установках.

Проточная часть многоступенчатого осевого компрессора состоит из входного патрубка, конфузора, входного направляющего аппарата, диффузора, выходного патрубка.

Прототип ГТН-25 ТМЗ П-401 имеет однокаскадный компрессор. Степень повышения давления р^*_к=18.

Исходные данные берутся из расчета турбины на ЭВМ.

Исходные данные

Оценить основные характерные величины осевого компрессора на основе результатов испытания плоских решеток по следующим параметрам:

1. Расход воздуха G_в = 83,395 кг / с

2. Степень повышения давления ^*_к = 18

3. Атмосферные условия р_н = 0,1013 Мпа Т_н = 288 К

Коэффициент полезного действия ^*_ад = 0,88

Расчет производится в соответствии со схематическим продольным разрезом на рис.1. Ориентировочно определяем параметры воздуха в начальном и конечном сечениях проточной части 1 и 2 .

Давление воздуха в сечении 1 - 1:

р^*₁=₁р_н = 0,98 * 0,1013 = 0,099 МПа,

где коэффициент уменьшения полного давления во входной части компрессора

₁ = 0,98 - 0,99.

Температура в сечении 1 - 1:

Т₁= Т*₁= Т_н = 288 К

Давление в сечении к - к входного патрубка:

р*_к= р_н*_к = 0,1013 * 18 = 1,8234 МПа

Давление в сечении 2 - 2:

р*₂ = р*_к / ₂ = 1,8234 / 0,98 = 1,8606МПа

Значение плотностей:

₁= р*₁ / ( RТ*₁) = 0,099 * 10⁶ / ( 287,3 * 288 ) = 1,196 кг/м³

₂ = ₁( р*₂/ р*₁)^1/n = 1,196 (1,8606 / 0,099 ) ^{1/ 1,481} =8,66кг/м³

где показатель политропы определяется из равенства:

n = 1,481 ; k*_ад / ( k - 1 ) = n / ( n - 1 ), где *_ад = 0,88 ( при k = 1,4).

Выбираем величины осевой составляющей абсолютных скоростей в сечении 1 и 2.

Для относительно низконапорных компрессоров можно рекомендовать:

С_1z= 100 -130 м/с ; С_2z = 90 - 120 м/ с

Для высоконапорных компрессоров С_1z= 140 - 180 м/с ; С_2z = 120 - 150м/ с

Принимаем С_1z= 140 м/с ; С_2z = 120 м/ с

Обычно втулочное отношение ₁ = 0,60 - 0,65. В авиационных компрессорах, а иногда и в большерасходных стационарных величина ₁ снижается до 0,50 - 0,55 и ниже.

Для нашего примера выберем ₁ = 0,5 .

Из уравнения расхода для первой ступени:

G = ₁( D²_н1 - D²_вт1 ) C_z1 / 4 = ₁D²_н1 ( 1 - ²₁ ) С_я1 /4 , откуда

D_н1 = ( 4G / (₁( 1 - ²₁ ) С_z1 ))^0,5 = (4* 83,395 / ( 1,196 * 3,14 ( 1 - 0,5² ) * 140))^0,5 = 0,92 м

D_вт1 = ₁D_н1 = 0,5 * 0,919 = 0,46 м

Средний диаметр D_ср1 = (D_вт1 + D_н1 ) / 2 = ( 0,92 + 0,46 ) / 2 = 0,685 м

Длина рабочей лопатки l₁ = (D_вт1 - D_н1 ) / 2 = (0,645 - 0,387) / 2 = 0,23 м или 230 мм

Размеры проходного сечения 2 - 2:

F₂ = G / ( ₂C_2z) = 83,395 / ( 8,66 * 120 ) = 0,08 м²

Размеры последней ступени определяют исходя из выбранного типа проточной части.

При D_н = const:

₂ =(1-(4*F₂)/(D²_н1)))^1/2 l₂ = (1-₂)D_н/2

При D_вт= const:

₂= 1/(1+(4*F₂) /(D²_вт1)))^1/2 l₂ = (1/₂-1)D_вт /2

При D_ср= const:

₂ = (D²_ср1-F₂)/(D²_ср1+F₂) l₂ = (1-₂)F₂/(1-²₂)^0,5

Принимаем в проточной части D_н = const

Тогда

₂ = (1-(4*F₂)/(D²_н1)))^1/2 = (1-(4*0,08)/(3,14 *0,92²))^0,5= 0,937

Обычно ₂ 0,90 - 0,92 пусть =0,91

l₂ = (1-₂)D_н/2=(1-0,91)*0,92 / 2=0,0414 м или 41,4 мм

Для того, чтобы выдержать КПД последней ступени в требуемых пределах для малоразмерных ГТУ l₂14 мм

Для выбора частоты вращения ротора турбокомпрессора необходимо задаться окружной скоростью на наружном диаметре первой ступени U_н1(или U_ср1 ). Для высоконапорных компрессоров U_н1 = 330 - 370 м/с . Для относительно малонапорных компрессоров, например при расчете по методу ЦКТИ U_н1 = 200 - 250 м/с.

Принимаем U_н1 = 350 м/с.

При выбранной окружной скорости на наружном диаметре U_н1 = 350 м/с частота вращения :

n = 60U_н1 /(D_н1) = 60*350/(*0,92) = 7269 об/мин

Адиабатический напор в проточной части компрессора по полным параметрам (между сечениями 1-1 и 2-2 )

Н^*_{ад пр2}=RT^*₁k/(k-1)*((р^*₂/р^*₁)^(k-1)/k -1)=

=288*287,3*1,4/(1,4- 1)*((1,8606/ 0,099)^{0,4 /1,4}-1)=380кДж/кг

Приближенная величина теоретического напора или удельная работа , затрачиваемая на сжатие 1 кг воздуха:

Н^*_{к =} Н^*_{ад пр2}/ ^*_ад = 380 / 0,88 = 431,8 кДж / кг

Средний теоретический напор в ступени относительно высоконапорных компрессоров обычно составляет 20 - 35 кДж/ кг.

Для рассматриваемого примера выбираем h_ср = 32,7 кДж / кг

Число ступеней компрессора :

i = Н^*_к / h_ср = 431,8 / 32,7 13,2 Принимаем 14 ступеней.

Теоретический напор в 1-ой в ступени стационарного компрессора h₁ = (0,5 -0,7 )h_cp.

Для авиационного компрессора К.В. Холщевников рекомендует принимать h₁ =(0,5 - 0,6) h_cp

Принимаем: h₁ = 0,7 h_cp = 0,7 * 32,7 = 22,9 кДж /кг

В средних ступенях: h_ср.ст = ( 1,1 - 1,2 ) h_cp

Выбираем: h_ср.ст = 1,1 h_ср = 1,1 * 32,7 = 36,3 кДж /кг

В последней ступени: h_п = (0,95-1,0)h_ср.h_п=1,0h_ср=1,0*32,7 = 32,7 кДж /кг

Принципиальный характер распределения теоретического напора по ступеням показан на рис. 3.

В соответствии с указанным порядком распределения напора по ступеням, распределяем напор следующим образом:

h₁ = 22,9 кДж/кг

h₂ = 29,7 кДж / кг

h₃ = 36,3 кДж / кг

h₄ = 36,3 кДж / кг

h₅ = 36,3 кДж / кг

h₆ = 34,6 кДж / кг

h₇ = 32,7 кДж / кг

В результате распределения напоров должно быть соблюдено равенство h_i = Н^*_к

Выбор осевой составляющей скорости на входе в 1-ю ступень был рассмотрен ранее.

Изменение осевой скорости позволяет в группе ступеней, в которых C_z возрастает , увеличить напор. Однако такие решения ограничиваются допустимой величиной чисел М в этой группе ступеней и прежде всего на нерасчетных режимах.

Поэтому чаще всего осевые составляющие скорости по ступеням уменьшаются (кривая 1).Распределение осевых составляющих скоростей по ступеням должно позволять получать плавную проточную часть.

В дальнейшем принимается монотонное уменьшение осевой скорости вдоль тракта компрессора.

Уточняем величину окружной скорости на среднем диаметре 1-ой ступени:

U_ср1 = D_ср1n / 60 = 3,14 * 0,685* 7269 / 60 =260,0 м/с

Производим расчет первой ступени по среднему диаметру 0,685 м.

Коэффициент расхода на среднем диаметре:

₁ = С_z1 / U_cp1 = 140 / 260,0 = 0,54

Коэффициент теоретического напора:

h = h₁ / U²_cp1 = 22,9 * 10³ / 260,0² = 0,338

h/ ₁ = 0,338 / 0,54 = 0,625

Принимаем степень реактивности = 0,6 , найдем

/ ₁ = 0,6 / 0,625 = 0,96

По графику на рис.6 находим (h₁ / ₁ )_b/t=1 = 0,625 ;

J = (h/ ₁) / (h₁ / ₁ )_b/t=1 =0,625 / 0,625 = 1

Рис 6.1 Изменение коэффициента J в зависимости от густоты решетки

Пользуясь графиком на рис. 5, определяем на среднем диаметре b/t = 0,83 t/b = 1,205

При постоянной вдоль радиуса хорде относительный шаг у втулки первой ступени:

(t / b )_BT = ( t D_вт1 ) / ( b D_ср1 ) = 1,205 * 0,46 / 0,625 = 0,887

Обычно у втулки (t / b)_BT 0,45 - 0,50.

Окружные скорости на входе и выходе из рабочего колеса принимаем одинаковыми, т.е. U_cp1 = U_cp2 = U=260 рад/с.

Проекция абсолютной скорости на окружное направление входной скорости на входе в рабочее колесо:

C_u1=U_cp(1-)-h₁ /( 2 U_cp ) = 260,0(1-0,6)-22,9 * 10³ /( 2 * 260,0 ) = 59,9 м/с

На выходе из рабочего колеса

C_u2 = U_cp(1-)+h₁/(2U_cp ) = 260,0(1-0,6)+22,9 * 10³ /( 2 * 260,0 ) = 148 м/с

Абсолютная скорость на входе в РК:

С₁ = ( С²_z1 + С²_u1 )^1/2 = ( 140² + 59,9² ) = 152,2 м/с

₁ = arctg (С_z1 / С_u1 ) = arctg ( 140/ 59,9 ) = 66 83

Температура воздуха перед РК:

Т₁ = Т^*₁-С²₁/(2kR/(k-1)) = 288 - 59,9/(2 * 1,4 * 287,3 / ( 1,4 - 1 )) = 286,2 K

w_u1 = С_u1 - U = 59,9 - 260,0= - 200,1 м/с

w₁ = (С²_z1 + w²_u1 )^1/2 = ( 140² + 200,1² ) = 244,2 м/с

Число М _w1 по относительной скорости на входе в РК первой ступени:

М _w1 = w₁ / ( kRT )^1/2 = 244,2 / ( 20,1( 286,2)^1/2 )= 0,71 ,

что для среднего диаметра меньше критической величины М_кр 0,8

Наклон входной относительной скорости при отсчете отрицательного направления оси «U» характеризуется углом:

₁ = arc tg (С_z1 / w_u1 ) = arc tg (140 / 200,1) = 35

Уменьшение осевой составляющей в одной ступени:

C_z = ( C_z1 -C_z2 ) / i = ( 140 - 120 ) / 14 = 1,42 м /с .

Таким образом, осевая составляющая скорости на выходе из РК первой ступени:

C_z2 = 140 - 1,42 / 2 = 139,3 м /с

С₂ = ( C²_z2 + C²_u2 )^1/2 = ( 139,3² + 148² )^1/2 = 203,1 м /с

₂ = arc tg (С_z2 / C_u2) = arc tg (139,3/148 ) = 43 26

w_u2 = C_u2 - U₂ = 148 - 260) = - 112 м /с

w₂ = (С²_z2+ w²_u2)^1/2 = (139,3² + 112² )^1/2 = 178,7 м /с

₂ = arc tg (С_z2 /w_u2) = arc tg (139,3/ 112 ) = 51

Угол поворота потока в решетке РК: = ₂ - ₁ = 51 - 35 = 16

Треугольник скоростей изображен на рис. 6

При = 0,5 и изменении параметров по закону rC_u = const , проверяем число

M_wc = U_н1( 1 + ²_н )^1/2 / a₁

по средней относительной скорости на внешнем диаметре 1- ой ступени w_c = ( w₁ + w₂ ) /2 .

Коэффициент расхода на внешнем диаметре:

_н = C_z1/ U_н1 =140/350= 0,4. М_wc = 350 1 + 0,4² / ( 20,1 288 ) 1,127

Сверхзвуковое число М_wc свидетельствует о необходимости профилирования лопаточного аппарата первой ступени по закону = const вдоль радиуса.

Рис.6.2 Треугольник скоростей компрессора.

турбина установка газодинамический компрессор

6. Газодинамический расчет турбины

6.1 Предварительный расчет турбины

Этот расчет имеет целью определение напряжений в корневом сечении рабочей лопатки последней ступени под действием центробежных сил инерции и сравнение ее коэффициента запаса прочности с предельно допустимым значением, а также нахождение длины лопатки последней ступени для построения проточной части турбины.

Исходные данные:

,

,

,

,

,

,

,

,

,

.

.

.

.

.

Температурный перепад на турбину по параметрам торможения:

.

Температура торможения за турбиной:

.

Критическая скорость потока, выходящего из турбины:

.

Скорость потока за турбиной:

,

где - безразмерная скорость за турбиной.

Адиабатный перепад энтальпий на турбину:

Температура в потоке за турбиной при изоэнтропийном процессе расширения:

.

Давление в потоке за турбиной:

99063,15 Па

Температура в потоке за турбиной:

К

Плотность в потоке за турбиной:

Площадь сечения на выходе из рабочего колеса последней ступени:

Напряжение в корневом сечении рабочей лопатки:

Средний диаметр d=0.95 м.

373.06



Профилирование меридианных обводов проточной части.

Проточная часть турбины выполняется с постоянным корневым диаметром .

Таблица 7.1

Ступень	I	II	III	IV
d1с	0,9980	0,0280	1,1220	1,1620
d2с	1,0130	1,0460	1,1400	1,1800
dср	0,9500	0,9500	0,9500	0,9500
l1	0,0480	0,0780	0,1530	0,2120
l2	0,0630	0,0960	0,1900	0,2300

6.2 Расчет турбины по среднему диаметру

Расчёт турбин по среднему диаметру проводим в следующей последовательности (определяем, задаём или принимаем из предыдущих расчётов следующие величины, расчетные данные сведены в Таблицу №5):

1) Давление торможения в потоке на входе в ступень.

2) Температура торможения потока на входе в ступень.

3) Располагаемый перепад энтальпий на ступень.

4) Температура завершения изоэнтропийного процесса расширения газа в ступени.

5) Давление на выходе из ступени.

6) Термодинамическая степень реактивности в ступени (на среднем диаметре).

7) Теоретическая скорость потока на выходе из ступени.

8) Коэффициент скорости.

9) Действительная скорость потока на выходе из ступени.

10) Теоретическая температура потока на выходе из НА.

11) Давление в потоке на выходе из НА.

12) Температура потока на выходе из НА.

13) Плотность потока на выходе из НА.

14) Площадь горловых сечений НА.

15) Аксиальная площадь НА.

16) Угол выхода потока из НА (для абсолютной скорости).

17) Проекция абсолютной скорости потока (на входе в НА) на окружное направление.

18) Проекция абсолютной скорости потока (на входе в НА) на осевое направление.

19) Переносная скорость в НА.

20) Переносная скорость в РК.

21) Проекция относительной скорости потока (на входе в НА) на окружное направление.

22) Относительная скорость потока на выходе из НА.

23) Угол выхода потока из НА (в относительном движении).

24) Температура торможения на выходе из НА в относительном движении.

25) Давление торможения на выходе из НА в относительном движении.

26) Температура торможения на входе в РК в относительном движении.

27) Теоретическое давление торможения на входе в РК.

28) Теоретический перепад энтальпий, сработанный в РК.

29) Теоретическая относительная скорость.

30) Коэффициент потерь.

31) Относительная скорость на выходе из РК.

32) Температура на выходе из РК.

33) Площадь горловых сечений РК.

34) Аксиальная площадь РК.

35) Угол выхода потока из РК (в относительном движении).

36) Проекция относительной скорости (на выходе из РК) на окружное направление.

37) Проекция абсолютной скорости (на выходе из РК) на осевое направление.

38) Проекция относительной скорости (на выходе из РК) на осевое направление.

39) Проекция абсолютной скорости (на выходе из РК) на окружное направление.

40) Угол выхода потока из РК (в абсолютном движении).

41) Абсолютная скорость потока на выходе из РК.

42) Температура торможения потока на выходе из ступени.

43) Давление торможения в потоке на выходе из ступени.

44) Число Маха по абсолютной скорости на выходе из НА.

45) Число Маха по относительной скорости на выходе из РК.

46) Теоретическая температура торможения завершения процесса расширения газа в ступени.

47) Окружной КПД с учётом выходной потери (с выходной кинетической энергией потока).

48) Окружной КПД без учёта выходной потери

Таблица №7.2

№пп	Величины	Единицы измерений	Ступени
			1	2	3	4
1	P*o	Па	1804782	917871	448424	215054
2	T*o	К	1480	1279,9	1095,3	933,9
3	Ho	Дж/кг	279973	259373	227866	190000
4	T2tt	К	1249,8	1066,7	907,9	777,7
5	P2	Па	883455	424919	202960	99221
6	ст	-	0,3	0,38	0,37	0,35
7	C1t	м/c	626,1	567,1	535,8	497,0
8	ц	-	0,97	0,98	0,98	0,98
9	C1	м/c	607,3	555,8	525,1	487,1
10	T1t	К	1318,9	1147,7	977,2	832,3
11	P1	Па	1108877	579007	276971	132221
12	T1	К	1328,4	1153,0	981,9	836,3
13	с1	кг/м?	2,895	1,742	0,978	0,548
14	F1г	м?	0,04398	0,07989	0,15053	0,28957
15	F1	м?	0,15049	0,25191	0,53930	0,77391
16	б1	град	16,99	18,49	16,21	21,97
17	C1u	м/c	580,8	527,1	504,2	451,7
18	C1z	м/c	177,5	176,3	146,6	182,2
19	U1	м/c	385,6	398,1	328,3	339,8
20	U2	м/c	385,6	398,1	328,3	339,8
21	W1u	м/c	195,2	129,0	175,9	111,9
22	W1	м/c	263,8	218,4	229,0	213,8
23	в1	град	42,28	53,80	39,80	58,46
24	T*w1	К	1357,0	1172,6	1003,5	855,1
25	P*w1	Па	1213385	621776	303591	145241
26	T*w2	К	1357,0	1172,6	1003,5	855,1
27	P*w2t	Па	1213385	621776	303591	145241
28	H*2	Дж/кг	119404	122861	110934	89683
29	W2t	м/c	488,7	495,7	471,0	423,5
30	ш	-	0,95	0,95	0,95	0,95
31	W2	м/c	464,2	470,9	447,5	402,3
32	T2	К	1268,4	1081,4	921,2	788,6
33	F2г	м?	0,0690	0,1205	0,2262	0,4405
34	F2	м?	0,2005	0,3155	0,6805	0,8526
35	в*2	град	20,12	22,46	19,41	31,10
36	W2u	м/c	435,9	435,2	422,0	344,5
37	C2z,W2z	м/c	159,7	179,9	148,7	207,8
38	C2u	м/c	-50,4	-37,1	-93,7	-4,7
39	б2	град	107,51	101,65	122,23	91,29
40	C2	м/c	167,4	183,7	175,8	207,9
41	T*2	К	1279,9	1095,3	933,9	806,4
42	P*2	Па	917871	448424	215054	109017
43	Mc1	-	0,857	0,842	0,862	0,867
44	Mw2	-	0,671	0,737	0,759	0,737
45	T*2tt	К	1261,2	1080,4	920,4	795,2
46	зu	-	0,8692	0,8660	0,8615	0,8162
47	з*u	-	0,9143	0,9253	0,9233	0,9193
48	N	кВт	18820	17371	15183	11993
49	Hu	Дж/кг	243339	224610	196316	155076

По результатам расчёта построены треугольники скоростей для каждой ступени.

Рис.7.1 Треугольник скоростей первой ступени турбины

Рис.7.2 Треугольник скоростей второй ступени турбины

Рис.7.3 Треугольник скоростей третьей ступени турбины



Рис.7.4 Треугольник скоростей четвертой ступени турбины

6.3 Определение КПД и мощности ступеней турбины

Расчет КПД и мощности ступеней и турбины выполняются с учетом конструкции проточной части (см. приложение) и в соответствии с рекомендациями. Результаты расчетов представлены в таблицу №7.3.

Выполненные выше расчеты позволяют приступить к профилированию лопаточных венцов и конструированию направляющих и рабочих лопаток турбины.

Таблица №7.3.

Величины	Единицы измерения	Ступени:
		1	2	3	4
Hu	Дж/кг	243339	224610	196316	155076
ж`ут	-	0	0,010151	0,000000	0,002859
ж``ут	-	0,01908437	0,012257695	0,007714234	0,004132774
жут	-	0,01908437	0,022408	0,007714234	0,006992
Hут	Дж/кг	5343,1	5812,1	1757,8	1328,4
Hв	Дж/кг	237996,2	218797,6	194558,5	153747,9
з	-	0,8501	0,8436	0,8538	0,8092
з*	-	0,8949	0,9022	0,9159	0,9130
N	кВт	18406,4	16921,6	15047,0	11890,7
Nт	кВт	62265,6
зт	-	0,8459
з*т	-	0,9091

7. Приближенный расчет диффузора

Применение диффузора за последней ступенью турбины позволяет уменьшить давление в потоке за этой ступенью в сравнении с давлением среды, в которую производится выхлоп, вследствие чего возрастает мощность турбины. Однако диффузор увеличивает металлоемкость и усложняет конструкцию турбины. Оптимальная конструкция диффузора может быть получена в результате вариантных расчетов совместно с проточной частью турбины.

p_n - давление окружающей среды, величина которого задается,

р₂ - давление в потоке за последней ступенью турбины,

Т₂ - температура в потоке за последней ступенью,

з_д - КПД диффузора,

с₂ - скорость газа за последней ступенью турбины,

F_2T- площадь сечения на выходе из рабочего колеса последней ступени (отметаемая лопатками последней ступени).

p_n=0,1013 МПа; р₂=99221 Па; Т₂=777,7К; з_д=0,6; С₂=207.9 м/с.

Изоэнтропийный перепад энтальпии в диффузоре:

H_dт=C_pT₂((p_n/ р₂)^k-1/k-1)= 7745 Дж/кг.

Перепад энтальпии в диффузоре с учетом потери кинетической энергии

H_.d =1291Дж/кг

Скорость газа за диффузором

С_d= 131.9м/с.

Температура в потоке за диффузором

 T_Н=788.295 К.

Плотность в потоке за диффузором

с_d=0,452 кг/м³.

Аксиальная площадь на выходе из диффузора

F_H=1.297 м².

Число Маха М_с2<1 значит площадь проходного сечения диффузора должна увеличиваться в направлении движения газа так , что F_H>F_2Т.

К числу важных конструктивных параметров диффузора относится его длина l_d . При малой величине l_dможет произойти отрыв потока от стенок диффузора, который резко снижает КПД процесса сжатия и сводит на нет все преимущества от применения диффузора. При выборе величины l_d следует построить эквивалентный круглый диффузор .Для этого диффузора d₂=(4F₂/d_H=(4F_H/размер l_d выбирается таким образом чтобы угол г_d<=5-6^o.

d_2d= 0,93 м. d_H= 1.2 м.

8. Определение газодинамических и геометрических параметров последней ступени

8.1 Расчет закрутки потока

Расчет закрутки потока проведем в пяти сечениях по высоте рабочей лопатки последней ступени. Результаты сведены в таблицу №9.1. При этом воспользуемся теоретическими разработками по расчету турбинных ступеней с ТННЛ. Примем, что направляющие лопатки последней ступени с прямолинейными выходами кромки выполнены при условии постоянства вдоль радиуса ширины В и угла 1.

Таблица №9.1

№пп	Величины	Единицы измерений	Ступень 4
			1	2	3	4	5
1	r	м	0,4750	0,5325	0,5900	0,6475	0,7050
2	C1	м/c	542,8	512,7	487,1	464,9	445,6
3	б1	град	21,97	21,97	21,97	21,97	21,97
4	C1u	м/c	503,4	475,4	451,7	431,2	413,2
5	C1z	м/c	203,1	191,8	182,2	174,0	166,7
6	U	м/c	273,6	306,7

Подобные документы

• Профилирование рабочей лопатки ступени компрессора и газовой турбины

  Расчёт и профилирование рабочей лопатки ступени компрессора, газовой турбины высокого давления, кольцевой камеры сгорания и выходного устройства. Определение компонентов треугольников скоростей и геометрических параметры решеток профилей на трех радиусах.
  
  курсовая работа [2,8 M], добавлен 17.02.2012
  

• Проектировочный расчет двигателя на базе ТВ3–117 как привода для газоперекачивающей станции

  Расчет и профилирование элементов конструкции двигателя: рабочей лопатки первой ступени осевого компрессора, турбины. Методика расчета треугольников скоростей. Порядок определения параметров камеры сгорания, геометрических параметров проточной части.
  
  курсовая работа [675,3 K], добавлен 22.02.2012
  

• Проектировочный расчет газотурбинного двигателя мощностью 10,5 МВт

  Проект двигателя для привода газоперекачивающего агрегата. Расчет термодинамических параметров двигателя и осевого компрессора. Согласование параметров компрессора и турбины, профилирование компрессорной ступени. Газодинамический расчет турбины на ЭВМ.
  
  курсовая работа [429,8 K], добавлен 30.06.2012
  

• Расчет и профилирование проточной части компрессора воздушно-реактивного двигателя

  Расчет параметров потока и построение решеток профилей ступени компрессора и турбины. Профилирование камеры сгорания, реактивного сопла проектируемого двигателя и решеток профилей рабочего колеса турбины высокого давления. Построение профилей лопаток.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 27.02.2012
  

• Газотурбинный двигатель для привода электрогенератора на базе ДО-49

  Профилирование ступени компрессора приводного газотурбинного двигателя. Построение решеток профилей дозвукового осевого компресора и турбины. Расчет треугольников скоростей на трех радиусах. Эскиз камеры сгорания. Профилирование проточной части диффузора.
  
  курсовая работа [1,9 M], добавлен 22.02.2012
  

• Расчет параметров потока и построение решеток профилей для компрессора и турбины

  Расчет и построение решеток профилей дозвукового осевого компрессора. Параметры потока в межвенцовых зазорах ступени в среднем, периферийном и втулочном сечении. Определение размеров камеры сгорания. Расчет выходной патрубка - осерадиального диффузора.
  
  курсовая работа [741,3 K], добавлен 27.02.2012
  

• Расчет турбины турбореактивного двухконтурного двигателя на базе АЛ–31Ф

  Термогазодинамический расчет двигателя, выбор и обоснование параметров. Согласование параметров компрессора и турбины. Газодинамический расчет турбины и профилирование лопаток РК первой ступени турбины на ЭВМ. Расчет замка лопатки турбины на прочность.
  
  дипломная работа [1,7 M], добавлен 12.03.2012
  

• Винтовентиляторный двигатель

  Выбор и обоснование параметров двигателя, его термогазодинамический расчет. Термогазодинамический расчёт двигателя на ЭВМ. Согласование параметров компрессора и турбины. Профилирование ступени компрессора, газодинамический расчет турбины на ЭВМ.
  
  курсовая работа [4,2 M], добавлен 22.09.2010
  

• Расчет и профилирование решеток профилей ступеней компрессора и турбины

  Расчет параметров потока и построение решеток профилей для компрессора и турбины. Профилирование рабочей лопатки компрессора, газодинамический и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе. Кинематические параметры ступени турбины.
  
  практическая работа [2,1 M], добавлен 01.12.2011
  

• Газогенератор наземной установки на основе ГТД-110

  Характеристика осевого компрессора, камеры сгорания и турбины газогенератора. Расчёт на прочность пера рабочей лопатки компрессора и наружного корпуса камеры сгорания. Динамическая частота первой формы изгибных колебаний, построение частотной диаграммы.
  
  курсовая работа [785,2 K], добавлен 09.02.2012
  

• Приводной газотурбинный двигатель для энергоустановки

  Выбор и обоснование мощности и частоты вращения газотурбинного привода: термогазодинамический расчет двигателя, давления в компрессоре, согласование параметров компрессора и турбины. Расчет и профилирование решеток профилей рабочего колеса турбины.
  
  курсовая работа [3,1 M], добавлен 26.12.2011
  

• Проектирование турбокомпрессора для двигателя с мощностью 1250 кВт

  Характеристика центробежного компрессора, который состоит из корпуса и ротора, имеющего вал с симметрично расположенными рабочими колёсами. Расчёт центробежного компрессора и осевой турбины. Общие положения об агрегате усилия компрессора и турбины.
  
  курсовая работа [228,8 K], добавлен 10.07.2011
  

• Проектирование газотурбинного двигателя для многоцелевого легкого боевого самолета

  Профилирование лопатки первой ступени компрессора высокого давления. Компьютерный расчет лопатки турбины. Проектирование камеры сгорания. Газодинамический расчет сопла. Формирование исходных данных. Компьютерное профилирование эжекторного сопла.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 22.02.2012
  

• Расчет и проектирование центробежного компрессора ГТД

  Методика расчета ступени центробежного компрессора по исходным данным. Расчет параметров во входном и выходном сечениях рабочего колеса и на выходе из радиального лопаточного диффузора. Расчет параметров на входе в осевой диффузор и на выходе из него.
  
  курсовая работа [334,5 K], добавлен 03.02.2010
  

• Турбина турбовального двигателя мощностью на взлете Ne=11.88 МВт

  Согласование параметров компрессора и турбины и ее газодинамический расчет на ЭВМ. Профилирование лопатки рабочего колеса и расчет его на прочность. Схема процесса, проведение токарной, фрезерной и сверлильной операций, анализ экономичности двигателя.
  
  дипломная работа [3,8 M], добавлен 08.03.2011
  

• Проектирование поршневого компрессора на нормализованной базе

  Определение базы поршневого компрессора, предварительное определение его мощности. Определение параметров нормализованной базы, требуемого числа ступеней. Конструктивный расчет компрессора. Определение номинального усилия базы, плотности газа по ступеням.
  
  курсовая работа [1,9 M], добавлен 04.04.2014
  

• Расчет основных узлов газотурбинного двигателя

  Профилирование ступени турбины высокого давления, газодинамический расчет. Проектирование камеры сгорания и выходного устройства; построение треугольников скоростей и решеток профилей турбины в межвенцовых зазорах на внутреннем и наружных диаметрах.
  
  курсовая работа [615,0 K], добавлен 12.03.2012
  

• Газотурбинный двигатель

  Описание конструкции двигателя. Термогазодинамический расчет турбореактивного двухконтурного двигателя. Расчет на прочность и устойчивость диска компрессора, корпусов камеры сгорания и замка лопатки первой ступени компрессора высокого давления.
  
  курсовая работа [352,4 K], добавлен 08.03.2011
  

• Прочностной расчет компрессора

  Расчет на прочность рабочей лопатки первой ступени компрессора, диска рабочего колеса компрессора, динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки рабочего колеса компрессора, деталей камеры сгорания. Опасные сечения и запасы прочности.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 22.02.2012
  

• Расчет ступени осевой турбины

  Определение основных геометрических размеров меридионального сечения ступени турбины. Расчет параметров потока в сопловом аппарате ступени на среднем диаметре. Установление параметров потока по радиусу проточной части при профилировании лопаток.
  
  курсовая работа [1,5 M], добавлен 14.11.2017
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам