Приводной газотурбинный двигатель для газоперекачивающего агрегата
Курсовой проект - Физика
Другие курсовые по предмету Физика
технологические нужды примем отб=10%;
В качестве топлива используем природный газ с Hu=50500 кДж/кг и L0=17,2;
1.2 Термогазодинамический расчёт двигателя на ЭВМ
Исходными данными для расчета обычно являются следующие величины, определяющие расчетный режим двигателя:
Н и Мн -высота и скорость (число М) полета;
Nэ или Gв - значение эквивалентной (эффективной) мощности или расхода воздуха через двигатель;
pк* и Тг* - параметры, определяющие термогазодинамический цикл двигателя на расчетном режиме;
hк* и hт* - КПД компрессора и турбины;
hm и hm - механический КПД двигателя и компрессора
sвх, sрн, sрн - коэффициенты восстановления полного давления в элементах проточной части двигателя;
hг - коэффициент полноты сгорания.
Исходные данные сведем в таблице 1.2.
Таблица 1.2 Исходные данные к термогазодинамическому расчету ГТД.
ВеличинаРазмерЗначениеВеличинаРазмерЗначениеНКм0P*HПа101325Мн-0sпт-0,99NекВт10400sрн-0,97Тг*К1390hред--pк*-21,50hв--hк*-0,834hm-0,99hтк*-0,9Ссм/с80sвх-0,96НuкДж/кг;50500sкс-0,94L0-17,2hг-0,99СркДж/кг*К;1005hтв-0,91Срг-1198T*HK288,15hm-0,985
Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Nеуд - удельной мощности, Се - удельного расхода топлива и расхода воздуха Gв).
Расчет выполняется с помощью ЭВМ.
Таблица 1.3 Термогазодинамический расчет ГТД.
ТГДР ГТД-Р NT= 1 1 1 1 ДАТА 18. 2. 4= 1390. 1350. 1300. 1250. 1400. ANTK= .900 .905 .910 .912 .907
PIK= 21.50 14.00 16.00 18.00 11.50 ANK = .835 .846 .842 .836 .862
ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .100 HU= .5050E+08 LO= 17.20
H= .00 MH= .000 CC= 80.0 NTB= .910 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000= .980 SK= .940 NГ= .994 SPT= .990 SPH= .970 NM= .990 NPД=1.000=288.15 THO=288.15 TBO=288.15 PH=101325. PHO=101325. PBO= 99299. VH= .0
СХЕМА ПЕЧАТИ: NEY NE CE QT AKC GT FC LCTTK TT PK PГ PTK PT PCNTK LK LTK LTB ПTK ПTB ПТ
КПД LCB NP CPГ КГ RГ
CPB KB RB
ТГ=1390.0 ПК=21.500 SR= .000 SR1=1.000 SR2=1.000 TCO= 745.7
.2 247.2 .2066 .1576E-01 3.689 51.06 .2634E-01 .1621
.5 948.9 745.7 .2135E+07 .2007E+07 .3244E+06 .1060E+06 .1029E+06
.8350 .9000 .4781E+06 .5283E+06 .2433E+06 6.125 3.059 18.93
.3451 .2768E+06 .8906 1198. 1.316 287.3
. 1.381 287.0
Вывод: из результатов термогазодинамического расчета видно, что принятые нами исходные данные наиболее лучше обеспечивают необходимый КПД и удельную мощность.
Для обеспечения расчетной мощности Nе.рас=10400 кВт требуется расход воздуха
кг/с.
2. СОГЛАСОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОМПРЕССОРА И ТУРБИНЫ
После термогазодинамического расчета двигателя определены его основные параметры (мощность, расход рабочего тела, удельный расход топлива) и его термогазодинамического цикла (температура газа перед турбиной - Тг*, степень повышения полного давления в компрессоре - pк*), параметры потока в характерных сечениях проточной части и т.д., выбраны КПД компрессора и турбины, а также характеристики потерь в других элементах двигателя. Таким образом, для расчетного режима найдены удельные параметры двигателя, и при дальнейшем проектировании необходимо обеспечить уже выбранные параметры цикла и эффективность процессов сжатия и расширения. Упомянутые выше параметры при согласовании турбин и компрессоров газотурбинных двигателей, как правило остаются неизменными.
Увязка параметров турбокомпрессорной части является одним из важнейших этапов проектирования двигателя. Качественное выполнение этого этапа позволяет обеспечить оптимальные (рекомендуемые) геометрические и газодинамические соотношения в определяющих облик двигателях расчетных сечениях, обеспечить нормальную загрузку ступеней турбины и допустимые напряжения в лопатках турбины [2].
Основными геометрическими соотношениями при согласовании параметров компрессора и турбины для каждого ротора при заданной форме проточной части турбомашины являются:
- относительный диаметр втулки на входе в компрессор;
Dср/Dк - отношение среднего диаметра турбины к наружному диаметру компрессора на входе в рабочее колесо первой ступени.
При заданной окружной скорости Uк на наружном диаметре Dк по соотношению среднего диаметра к наружному определяется значение окружной скорости турбины на среднем радиусе Uср (и средний диаметр турбины Dср).
Далее по известным из термогазодинамического расчета величинам работ компрессора Lк и турбины Lт, а так же задаваемому при согласовании числу zк и турбины zт, вычисляются значение среднего коэффициента затраченного напора компрессорной ступени Нz и коэффициента нагрузки турбинных ступеней mz:
По рекомендуемым значениям этих величин и корректируются принимаемые при согласовании величины Uк и zк и геометрические соотношения.
Приемлемые значения mz для одной ступени турбины обычно не превышают величины 1,8 и в каждом конкретном случае зависят от назначения двигателя. При этом необходимо выдерживать принятый раннее КПД турбины.
При согласовании параметров компрессора и турбины ГТД с осецентробежным компрессором, существенное влияние на получаемые результаты оказывает правильный выбор распределения общей работы компрессора и центробежной ступени. Принимаемое распределение работ, при выбранных геометрических соотношениях, должно обеспечивать нормальную рекомендуемую аэродинамическую загрузку всех каскадов лопаточных машин ГТД, так как их перегрузка приводит к снижению КПД турбомашины и двигателя в целом, а недогрузка приводит к существенному увеличению их габаритов, и, следовательно, массы двигателя.
Для получения рационального варианта турбокомпрессора по чертежу двигателя - прототипа используются относительные диаметральные и линейные размеры в расчетных сеч