Эскиз проточной части многоступенчатого осевого компрессора

Все о транспорте газа

К числу основных элементов центробежных компрессорных машин, как и любых лопаточных проточных машин, относятся ротор, корпус, уплотнения, опоры.

Ротор включает вал, на котором закреплены рабочие колеса, разгрузочный барабан, полумуфту, втулки уплотнений и другие детали.

Рабочие колеса

Тип конструкции рабочего колеса центробежного компрессора определяется напряжениями, которые зависят от скорости вращения колеса.

Большинство колес (рисунок 1) состоит из основного 3 и покрывного диска 1, а также лопаток 2. Лопатки могут выполняться загнутыми назад по направлению вращения колеса или радиальными.

Колеса выполняют цельноковаными при окружных скоростях 200…300 м/с. При меньших скоростях применяют комбинированные колеса, у которых основной диск – цельнокованый, а покрывающий – штампованный с усиленной ступицей. В некоторых случаях колеса имеют два составных диска. Такие колеса используются при скоростях менее 150 м/с.

Рисунок 1 — Рабочие колеса центробежных насосов а – закрытого типа; б – полуоткрытого типа; и – способы клепки лопастей; г – общий вид закрытого колеса с пространственными лопастями

На рисунке 2 приведены различные типы конструкций лопа­ток. Для колес со значительной шириной применяют U-образные заклепки, а для колес с малой шириной — Z-образные. Вы­бор того или другого типа заклепок обусловлен технологично­стью изготовления.

Рисунок 2 — Конструкции лопаток и спо­собы их крепления:

а и б — соединения штампованных лопа­ток с дисками; в — рабочая лопатка с фрезерованными заклепками; г — соедине­ние дисков заклепками, проходящими че­рез отверстия в лопатке; д — сварное ра­бочее колесо; 1 — диск рабочего колеса; 2 — заклепка; 3 — втулка

Для высокооборотных колес в целях снижения гидравличе­ского сопротивления применяют лопатки с заклепками, выфрезерованными на их торцах. При сборке заклепки можно раскле­пать. Получили распространение также колеса с лопатками, соединенными с дисками сваркой. В этих случаях можно использовать лопатки сложных профилей. Следует отметить, что у сварных колес лопатки занимают большую часть длины кана­ла между дисками, чем у клепаных.

При высоких скоростях (более 300 м/с) применяют колеса без покрывающих дисков.

Посадку рабочих колес на вал производят с натягом. При максимальной частоте вращения в условиях упругих деформа­ций ступицы основного диска необходимо обеспечивать гаран­тированный натяг.

От проворачивания колесо фиксируется штифтом или шпон­кой Штифт предохраняется от выпадания при вращении пробкой, которая вворачивается в ступицу основного диска. Обычно каждое колесо фиксируют четырьмя штифтами.

Лопатки рабочего колеса имеют сложную форму. Для создания оптимальных условий протекания газа они имеют на входе в колесо каплевидный профиль или закругление, а на выходе — клинообразный. Число лопаток обычно составляет 18—30, они уменьшают проходное сечение рабочего колеса.

Лопатки рабочих колес стационарных нагнетателей и компрессоров имеют угол наклона β=35…55 0 . В последнее время для начальных ступеней компрессора применяют также рабочие с β=55…90 0 (колеса авиационного типа)

Для изготовления колес используются хромо-никелевые, хромо-никельмолибденовые и другие легированные стали, сплавы титана.

Вал имеет размер, определяемый прочностью и критической частотой вращения Коэффициент запаса прочности материала должен быть не менее двух.

Вал компрессоры выполняют со ступенчатым изменением диаметра. Максимальные значения диаметров вала под рабочими колесами определяются расчетом критической частоты вращения. Рабочие частоты вращения должны отличаться от критических не менее чем на 20%. Если рабочая частота вращения лежит ниже первой критической, вал называется жестким, если пном лежит между первой и второй критической частотой – гибким.

Как правило, вал изготавливают из высококачественных поковок легированной стали.

Разгрузочный поршень (барабан).

При одностороннем расположении линии всасывания из-за разности давлений на рабочее колесо компрессора со стороны всасывания и нагнетания возникает осевое усилие, действующее на ротор в направлении, противо­положном движению потока газа при всасывании. Это усилие может вызвать смещение ротора, что приведет к задеванию его торцовых поверхностей о корпус.

Для уменьшения осевого усилия на валу ротора за рабочим колесом 2 с напорной стороны устанавливают разгрузочный поршень (рис. 5). Обозначим давление в колесе со стороны всасывания через р1, а со стороны нагнетания — через р2. Осевое усилие, действующее на колесо, обозначим через Ri Считаем, что p1 Прежде чем задать вопрос прочитайте: FAQ

МЕТОДИКА МОДЕЛИРОВАНИЯ ТЕЧЕНИЯ ПОТОКА В ОСЕВОМ КОМПРЕССОРЕ ГТД ЧИСЛЕННЫМ МЕТОДОМ

    Ярослав Анненков 3 лет назад Просмотров:

1 УДК Я. В. Двирник, канд. техн. наук Д. В. Павленко Запорожский национальный технический университет, Запорожье, Украина МЕТОДИКА МОДЕЛИРОВАНИЯ ТЕЧЕНИЯ ПОТОКА В ОСЕВОМ КОМПРЕССОРЕ ГТД ЧИСЛЕННЫМ МЕТОДОМ Приведена методика численного моделирования параметров потока в проточной части многоступенчатого осевого компрессора при различных вариантах износа пера лопаток ротора и статора. Ключевые слова: компрессор, лопатка, метод конечных элементов, газотурбинный двигатель, устойчивость, поток. Условия эксплуатации энергетических установок современных вертолетов и самолетов существенно различаются. Эти отличия приводят к тому, что принципиально отличаются и характер повреждений основных деталей газовоздушного тракта. Так, например, для лопаток компрессора вертолетных газотурбинных двигателей, эксплуатируемых в условиях запыленной атмосферы, наиболее характерным дефектом является эрозионно-абразивный износ пера [1]. Такие повреждения при ремонте двигателя диагностируются как для рабочих, так и для направляющих лопаток всех ступеней компрессора. Неравномерный износ пера лопаток в сочетании с особенностями работы каждой ступени компрессора и узла в целом затрудняют оценку необходимости их восстановлении при очередном ремонте. Многообразие факторов, влияющих на газодинамическую устойчивость компрессора (ГДУ), приводит к тому, что в настоящее время отсутствуют обоснованные с точки зрения ГДУ рекомендации по оценке величины критического износа лопаток каждой из ступеней осевого компрессора ГТД. На практике решение о необходимости восстановления лопаток той или иной ступени компрессора принимается на основании субъективной оценки. Результаты трехмерного гидродинамического моделирования потока в компрессоре ГТД численным методом, приведенные в работах [1, 2], показали необходимость оптимизации сетки конечных элементов для получения адекватных результатов. В руководстве по гидродинамическому расчету лопаточных машин численным методом в система ANSYS [4, 5] приведены основные положения проведения данного вида расчета. Однако, существующие рекомендации не учитывают специфические положения задачи определения ГДУ многоступенчатого осевого компрессора ГТД, в частности по определению адекватности модели на основе сравнения напорной характеристики компрессора, полученной расчетным и экспериментальным методом. В связи с этим, разработка методики дифференцированной оценки величины предельного износа лопаток ступеней компрессора ГТД на основе трехмерного моделирования движения потока в проточной части компрессора, в сочетании с установлением закономерностей эрозионного изнашивания в зависимости от условий эксплуатации двигателя, конструкции и технологии изготовления лопаток, в настоящее время является актуальной задачей в авиадвигателестроении. Целью настоящей работы являлась разработка и апробация методики моделирования трехмерного течения потока в газовоздушном тракте компрессора. Уравнения Навье-Стокса являются общими уравнениями для описания газодинамических процессов в математической модели, которые в декартовой системе координат имеют следующий вид: + u + J + w = t x = F = F x 1 r Ê ˆ Á u u u — + n u + J + w ; r x Ë x J J J + u + J t x y J + w 1 r Ê ˆ Á J J J — + n u + J + w ; r Ë x = Я. В. Двирник, Д. В. Павленко,

2 где w w w w + u + J + w = t x = F z 1 r Ê ˆ Á w w w — + n u + J + w, r Ë x u, J, w проекции векторов скорости; F x, Fy, Fz проекции вектора силы на оси координат; r плотности; p давление; n = m r ( m коэффициент вязкости). Для получения результатов задавались граничные условия, которыми в данном случае являются вектор скорости, плотность и давление. Моделирование трехмерного течения воздуха выполнялось для 12-ступенчатого осевого компрессора турбовального двигателя ТВ3-117 (рис. 1). На основании расчета методом конечных элементов были определены газодинамические параметры потока в основных сечениях компрессора, характер потока, степень сжатия в ступенях. Соответствующая натурным экспериментам модель поведения потока в компрессоре позволит в дальнейшем имитировать его работу с учетом эрозионно-абразивного износа лопаток, определить предельно допустимый износ рабочих лопаток и лопаток направляющего аппарата до наступления срывных явлений в компрессоре (помпажа) и оценки границы ГДУ. Для получения расчетной области были спроектированы трехмерные твердотельные модели рабочих лопаток и лопаток направляющего аппарата в системе UnigraphicsNX, представленные на рис. 2. Параметризация размеров пера лопаток каждой из ступеней позволила автоматизировать процесс получения модели компрессора с различным сочетанием геометрических характеристик. Для построения сетки конечных элементов (КЭ) использовался сеточный генератор ANSYSTurboGrid, в котором были созданы расчетные области газового потока и проведено разбиение их на конечные элементы. На рис. 3 показана расчетная сетка сектора потока входного направляющего аппарата (ВНА) компрессора. Расчетная область проточной части компрессора состояла из 25 «жидкостных» (fluiddomain) доменов, показанных на рис. 4. а б Рис. 1. Общий вид (а) и схема (б) компрессора турбовального двигателя ТВ3-117 Рис. 2. Твердотельная модель компрессора Рис. 3. Расчетная сетка сектора потока ВНА ISSN Вестник двигателестроения 1/

3 Рис. 4. Расчетная область проточной части компрессора Сгенерированная сетка состоит из конечных элементов гексаэдраидной формы. Для уменьшения количества элементов в расчетной модели была применена оптимизированная топология (ATMOptimized) сеточной модели. С целью определения влияния размера КЭ на время расчета и оценки погрешности были использованы конечно-элементные модели с различной величиной элементов. Крупная сетка в среднем состояла из 24 тыс. узлов на один домен, в то время как мелкая сетка из 250 тыс. узлов на домен (рис. 5). Численное моделирование рабочего тела компрессора было проведено с помощью CAE пакета ANSYS CFX с применением компьютера на базе процессора AMD2,2 GHz и объемом оперативной памяти 20 Gb. Граничными условиями расчета были частота вращения турбокомпрессора n tk, полная температура и полное давление на входе в компрессор, статическое давление за компрессором. В качестве рабочего тела использовался идеальный газ. Для данного исследования была применена k-epsilon модель турбулентности. Численный эксперимент проводился с использованием двух типов сетки: крупной и мелкой для определения погрешности в результатах, возможности использования более крупной сетки для экономии вычислительных мощностей и увеличения скорости получения результатов. Установившийся режим расчета при невязке (погрешности) RMS = 10-6 был достигнут за 230 итераций (рис. 6). а б Рис. 5. Конечно-элементные модели воздушного потока в среднем сечении: а крупная сетка; б мелкая сетка Рис. 6. График массовой и импульсной сходимости расчета 36

Читайте также  81 130 компрессор с аэрографом miol 81

4 Установлено, что в трехмерном газодинамическом расчете использование более крупной сетки дает отклонение от значений аналитического расчета в 5 %, в то время как мелкая сетка в диапазоне %, что дает возможность применять крупную сетку для дальнейшего более быстрого и продуктивного получения результатов. Для верификации расчетной модели было выполнено сравнение результатов численного расчета параметров газового потока с имеющимися на предприятии АО «Мотор Сич» аналитическими расчетами компрессора и данными натурных экспериментов, в частности сравнивались ветки напорной характеристики компрессора (рис. 7). Рис. 8. График зависимости улов установки лопаток НА от частоты вращения ротора компрессора Рис. 7. График напорной характеристики компрессора Каждой частоте вращения компрессора соответствуют свои углы установки лопаток входного направляющего аппарата (ВНА) и первых че- тырех ступеней направляющего аппарата (НА). На рис. 8 показан график зависимости углов установки лопаток НА от частоты вращения ротора компрессора. Разработанная модель позволяет получать информацию о распределении давления, скорости, температуры и ряда других параметрах потока в различных сечениях газодинамического тракта компрессора, на основании которой можно сделать вывод об устойчивости его работы при заданном характере износа пера лопаток. На рисунках 9 16 представлена визуализация полей давления, температуры и скорости в межлопаточном канале. На рис. 17 показано распределение давления (статического и полного) вдоль компрессора, на основании которого возможно определить напорную характеристику компрессора для сравнения с аналитическими и экспериментальными данными исследуемого узла. Рис. 9. Поле давления на среднем диаметре проточной части компрессора ISSN Вестник двигателестроения 1/

5 Рис. 10. Поле давления в меридиональном сечении компрессора Рис. 11. Поле давления заторможенного потока на среднем диаметре проточной части компрессора Рис. 12. Поле давления заторможенного потока в меридиональном сечении компрессора Рис. 13. Поле температуры потока на среднем диаметре проточной части компрессора 38

6 Рис. 14. Поле температуры заторможенного потока в меридиональном сечении компрессора Рис. 15. Поле абсолютной скорости потока на среднем диаметре проточной части компрессора Рис. 16. Поле абсолютной скорости потока в меридиональном сечении компрессора а Рис. 17. Распределение статического (а) и полного (б) давления по проточному тракту компрессора б ISSN Вестник двигателестроения 1/

7 Таким образом, разработанная методика численной оценки параметров потока в проточной части компрессора позволила выполнить газодинамической расчет осевого 12-ступенчатого компрессора численным методом с использованием программного модуля ANSYS CFX. На основании результатов численного моделирования выполнена оценка согласованности работы ступеней и стабильности работы компрессора в целом в зависимости от величины и характера износа пера лопаток статора и ротора. Реализация разработанной методики, в совокупности с экспериментально установленными закономерностями изнашивания пера лопаток при эксплуатации ГТД, позволила разработать рекомендации по величине и характеру предельного износа пера лопаток различных ступеней компрессора, при которых обеспечивается его газодинамическая устойчивость. Список литературы 1. Прогнозирование и увеличение ресурса лопаток компрессора авиационных ВРД техно- логическими методами / [А. В. Богуслаев, Е. Я. Кореневский, Д. В. Павленко, О. Н. Бабенко] // Упрочняющие технологии и покрытия С Русанов Л. В. Проблемы численного моделирования трехмерных вязких течений в осевых и центробежных компрессорах / Л. В. Русанов, С. В. Ершов // Вестник СумДУ, (73). С CFD analysis of a 15 stage axial compressor, ANSYS Canada Ltd, T. Belamri, CFX-5 Documentation, Ansys Canada Ltd, Waterloo, Ont, Canada, Simulation of Rotating Stall in a Whole Stage of an Axial Compressor, Nicolas Gourdain, CERFACS, Toulouse, 31057, France. 6. Батурин О. В. Исследование рабочего процесса в ступени осевого компрессора с помощью универсального программного комплекса Ansys CFX / Батурин О. В. Самара : Изд-во СГАУ, с. Поступила в редакцию Двірник Я.В., Павленко Д.В. Методика моделювання перебігу потоку в осьовому компресорі ГТД чисельним методом Наведено методику чисельного моделювання параметрів потоку в проточній частині багатоступеневого компресору при різних варіантах зносу пера лопаток ротора та статора. Ключові слова: компресор, лопатка, метод кінцевих елементів, газотурбінний двигун, стійкість, потік. Dvirnik Ya., Pavlenko D. Methodology of numerical flow modeling in the axial compressor of the gas turbine engine The technique of numerical simulation of the flow of multistage axial compressor air-gas channel with different forms of wear of rotor blades and stator blades. Key words: compressor blade, finite element method, gas turbine engine, stability, flow. 40

4. Неустойчивая работа многоступенчатого осевого компрессора

4. НЕУСТОЙЧИВАЯ РАБОТА МНОГОСТУПЕНЧАТОГО ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА

4.1. Причины неустойчивой работы компрессора

Межлопаточные каналы всех ступеней компрессора профилируются исходя из расчетного режима работы, который характеризуется определенной расчетной приведенной частотой вращения ротора (nпр. расч), степенью повышения давления воздуха в каждой ступени (pcт) и в компрессоре в целом (pк) и соответствующим приведенным расходом воздуха через каждую ступень (Gв. пр. расч). При расчетном режиме работы компрессора углы атаки всех лопаток во всех сечениях соответствуют iрасч. Для этого режима работы рассчитываются площади проходных сечений, которым соответствуют вполне определенные скорости потока.

В процессе эксплуатации двигателя компрессор работает на различных режимах и при различных атмосферных условиях, не соответствующих расчетным. При работе компрессора на нерасчетном режиме параметры воздуха (давление, температура, скорость и плотность) в сечениях проточной части по сравнению с расчетными изменяются. Проходные сечения, подобранные для расчетного режима, в этом случае не будут соответствовать новым значениям параметров воздушного потока и при изменении углов атаки происходит отрыв потока с образованием зоны завихрения (см. п.2.3). В результате степень повышения давления компрессора резко снижается. Такой режим работы называется неустойчивым.

Рассмотрим причины неустойчивой работы компрессора. Для упрощения рассуждений примем следующие допущения:

— в компрессоре отсутствует ВНА, т. е. поток на входе в компрессор не имеет предварительной закрутки;

— векторы абсолютной скорости потока на входе во все ступени и на выходе из них параллельны продольной оси компрессора и равны по величине;

— окружные скорости лопаток РК всех ступеней равны;

— профиль лопаток и межлопаточные каналы на всех ступенях одинаковы;

— компрессор работает в стандартной атмосфере при Н=0, т. е. n=nпр и Gв.=Gв. пр, поэтому вместо приведенных параметров будем анализировать последствия изменения абсолютных величин n и Gв.

Исходя из принятых допущений, можно сделать вывод, что и треугольники скоростей на входе в первую и последнюю ступени будут равны.

Рассмотрим причину неустойчивой работы компрессора на примере первой и последней ступеней. На рис. 13 сплошными линиями показаны треугольники скоростей этих ступеней на расчетном режиме работы компрессора. При изменении частоты вращения ротора компрессора по сравнению с расчетной изменяется степень повышения давления (pк). Изменение pк вызывает изменение соотношения плотностей воздуха перед последней (z-й) и первой ступенями, что видно из выражения:

(41)

где n— показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре;

pz степень повышения давления воздуха в ступенях, расположенных перед последней ступенью.

На любом установившемся режиме работы компрессора имеет место равенство расходов воздуха через все его ступени, в том числе и через первую и последнюю, то есть

(42)

где:

Из выражений (41) и (42) видно, что плотность воздуха перед первой ступенью r1 может изменяться за счет изменения расхода воздуха, а перед последней ступенью — кроме того, еще и вследствие изменения pк. Таким образом, при изменении режима работы двигателя плотность воздуха перед последней ступенью изменяется в большей степени, чем перед первой. Посмотрим, как это отразится на характере обтекания лопаток первой и последней ступеней компрессора, например, при уменьшении частоты вращения ротора компрессора ниже расчетного значения. При уменьшении частоты вращения ротора (n¯) происходит уменьшение степени повышения давления (pк.¯) и расхода воздуха (Gв¯). Если бы не было влияния pк. на соотношение плотностей , то вследствие уменьшения расхода воздуха произошло бы уменьшение скоростей C1 и СZ приблизительно пропорционально уменьшению окружной скорости u (или n) и треугольники скоростей на новом режиме остались бы подобными треугольникам скоростей на расчетном режиме. При этом остались бы неизменными и равными расчетным углы атаки потока на лопатки первой и последней ступеней. С учетом влияния pк на изменения картина «деформации» треугольников скоростей будет выглядеть несколько иначе.

Читайте также  Холодильник стинол двухкамерный не отключается компрессор морозильной камеры

Рис.13. Изменение характера обтекания лопаток РК первой и последней ступеней компрессора

при уменьшении частоты вращения ротора

треугольник скоростей на расчетном режиме работы (n=n.расч)

—- треугольник скоростей на нерасчетном режиме работы (n nрасч. картина «деформации» треугольников скоростей на первой и последней ступенях будет обратной (рис.14).

Заметим, что эффект рассогласования в работе ступеней снижается для ступеней, расположенных ближе к средине компрессора, и углы атаки на лопатках средних ступеней в процессе эксплуатации двигателя изменяются незначительно.

Следует отметить, что при значительном отклонении частоты вращения ротора от расчетного значения углы атаки на первых ступенях (при n nрасч.) могут достичь критических значений и тогда возможно возникновение срывов потока со спинок лопаток. В этом случае работа компрессора называется неустойчивой.

Рис.14. Изменение характера обтекания лопаток РК первой и последней ступеней компрессора

при увеличении частоты вращения ротора

треугольник скоростей на расчетном режиме работы (n=nрасч)

—- треугольник скоростей на нерасчетном режиме работы (n>nрасч)

4.2.Последствия неустойчивой работы компрессора

Если не принимать никаких мер по предупреждению срыва потока на первых или последних ступенях, то срыв потока вызовет неустойчивую работу всего компрессора, которая может проявляться в формах: помпажа или помпажного срыва.

Помпажный срыв. При достижении критических углов атаки лопаток компрессора возникает срыв потока со спинок лопаток. Если срыв возникнет на последних ступенях (при n>nрасч) происходит снижение эффективной площади проходного сечения межлопаточных каналов последней ступени. Из-за этого происходит торможение потока во всей проточной части компрессора, во всех ступенях. Вследствие чего, углы атаки во всех ступенях возрастают до величин, превышающих критические значения. Срыв потока происходит на лопатках всех ступеней. Лопатки, попавшие в зону срыва, сжимают воздух неэффективно, давление за ними понижается, и через зону срыва происходит выброс ранее сжатого воздуха из-за компрессора навстречу потоку. Выброс сопровождается внешне сильным звуковым эффектом — хлопком, напоминающим глухой удар или выстрел. При этом происходит резкое уменьшение степени повышения давления (pк¯) и расхода воздуха (Gв¯), мощность двигателя резко падает.

Срыв охватывает все ступени компрессора. Компрессор может продолжительное время работать в режиме срыва с пониженной мощностью. При этом наблюдаются пульсации давления и расхода воздуха высокой частоты и малой амплитуды. Частота колебаний составляет значения от нескольких десятков до нескольких сот герц.

При возникновении срыва первоначально на первых ступенях (при n nрасч когда на последних ступенях, когда углы атаки увеличены, появление помпажа или помпажного срыва произойдет при меньшей частоте вращения ротора, чем при закрытых окнах. Следовательно, открытие окон перепуска увеличивает устойчивость компрессора к нижнему помпажу (помпажному срыву) и снижает к верхнему.

Кроме того, при открытых окнах перепуска происходит выход в атмосферу части воздуха сжатого в первых ступенях, поэтому происходит снижение мощности двигателя. Поэтому применение этого способа возможно только при запуске двигателя и на режиме работы «малый газ», когда величина мощности двигателя не регламентирована. При работе двигателя на режиме выше малого газа окна перепуска должны быть закрытыми.

Поворот лопаток направляющих аппаратов.

Поворот лопаток НА позволяет изменять углы атаки потока на лопатки рабочих колес и поддерживать их близкими к расчетным углам при отклонении режима работы двигателя от расчетного. Наибольший эффект от такого способа регулирования компрессора может быть достигнут при одновременном регулировании первых и последних ступеней. Средние ступени практически не требуют регулирования, так как углы атаки у них изменяются незначительно.

Как уже отмечалось, при уменьшении частоты вращения по сравнению с расчетной (n 0).

Зависимости потребных углов поворота лопаток (jНА) от nпр для различных ступеней компрессора показаны на рис.17. Как видно, первая и последняя ступени требуют наибольших углов поворота лопаток НА. По мере продвижения к средним ступеням потребные углы поворота лопаток уменьшаются.

Рис.17. Программа изменения углов поворота лопаток НА первых и последних ступеней компрессора в зависимости от частоты вращения ротора

Применением поворота лопаток направляющих аппаратов, добиваются повышения устойчивости компрессора как к нижнему помпажу (помпажному срыву), так и к верхнему.

На рисунке 17 показана программа поворота лопаток НА, обеспечивающая поддержание постоянными и оптимальными углы атаки лопаток на всех режимах работы. Реализовать такую программу на существующих двигателях затруднительно, т. к. это вызывает усложнение конструкции.

Большинство существующих двигателей имеют эффективные системы по предотвращению только нижнего помпажного срыва (помпажа): перепуск воздуха из средних ступеней компрессора в атмосферу и поворот лопаток ВНА и НА первых ступеней. Верхний помпажный срыв (помпаж) может возникнуть при больших значениях nпр, что согласно формуле (35) возможно при очень низкой температуре атмосферного воздуха. Для исключения верхнего помпажного срыва (помпажа) в таком случае применяют ограничение подачи топлива в камеру сгорания, т. е. снижают фактическую частоту вращения ротора (n). Именно такие мероприятия по обеспечению устойчивой работы компрессора реализованы на двигателе ТВ2-117 (рис.18).

Рис.18. Программа изменения углов поворота лопаток НА двигателя ТВ2-117

1. Для увеличения степени повышения давления в существующих осевых компрессорах ГТД применяется большое количество последовательно расположенных ступеней. Применение большого количества ступеней объясняется тем, что степень повышения давления в одной ступени небольшая и составляет p*ст =1,2¸1,35 (см. пп.2.2, 3.2).

2. Проточная часть осевого компрессора является сужающейся. Это выполнено для того, чтобы сохранить высокой скорость движения воздуха при росте его давления. Большая скорость необходима, т. к. при этом воздух обладает кинетической энергией, которая в межлопаточных каналах расходуется на увеличение его внутреннего энергосодержания (р­,Т­) (см. пп.2.4, 3.1).

3. В рабочих колесах компрессора подводимая от турбины механическая работа расходуется на увеличение внутреннего энергосодержания воздуха (р­,Т­) и увеличение его кинетической энергии (С­). Кинетическая энергия в каналах НА преобразуется во внутреннее энергосодержание воздуха. Поэтому, чем больше механической работы будет подводиться от турбины к РК, тем больше будет повышаться давление воздуха в компрессоре (см. пп.2.4, 3.3.).

4. На ротор и корпус компрессора действуют осевые силы и крутящие моменты. Поэтому конструкция компрессора должна быть рассчитана на восприятие этих сил и моментов (см. п.2.5).

5. Для увеличения подводимой к воздуху работы необходимо увеличить частоту вращения ротора (n). Для увеличения n при сохранении углов атаки лопаток 1-й ступени применяют предварительную закрутку потока по направлению вращения. Для чего перед 1-й ступенью устанавливается входной направляющий аппарат (ВНА) (см. п.2.6).

6. Для снижения гидравлических потерь в компрессоре необходимо (см. пп.2.7, 2.9):

— снижать шероховатость поверхности лопаток компрессора;

— изготавливать лопатки минимально возможной толщины;

— увеличивать высоту лопаток последних ступеней (высота лопаток последней ступени должна быть не менее 15¸20 мм);

— уменьшать шаг лопаток (t);

— уменьшать величину зазора между торцами лопаток и корпусом;

— изготавливать лопатки закрученными по длине.

7. Для рассмотрения процесса обтекания лопаток компрессора (изменения угла атаки) при изменении режима его работы необходимо принимать во внимание изменение не абсолютных, а приведенных параметров (см. п.3.5):

,

8. При значительном отклонении приведенной частоты вращения ротора от расчетного значения углы атаки на первых ступенях (при nпр nпр. расч.) могут достичь критических значений и тогда возможно возникновение срывов потока со спинок лопаток. В этом случае работа компрессора называется неустойчивой (см. пп.2.3 и 4.1).

9. Результатом неустойчивой работы компрессора может быть помпажный срыв или помпаж. Помпажный срыв (помпаж) возможны как при низкой частоте вращения (nпр nпр. расч.). Соответственно они называются: «нижний помпажный срыв (помпаж)» и «верхний помпажный срыв (помпаж)» (см. п.4.2)

10. Для обеспечения устойчивой работы и получения высоких значений pк на всех рабочих режимах двигателя применяется регулирование осевого компрессора.

Основными способами регулирования являются (см. п.4.3):

— перепуск части воздуха из средних ступеней в атмосферу;

— поворот лопаток направляющих аппаратов одной или нескольких первых, а иногда и последних ступеней.

6. ЛИТЕРАТУРА

1.Теория авиационных двигателей. Под ред. Кудринского . Воениздат 1983г.

2. Богданов турбовинтовой двигатель ТВ2-117. Москва. Транспорт 1979г.

3. Ю и др. Теория авиационных двигателей. Часть 1. Москва. Воениздат 1969г.

4. и др. Теория авиационных двигателей. Часть 2. Москва. Воениздат 1968г.

5. Кеба эксплуатация вертолетных газотурбинных двигателей. М. Транспорт 1976г.

6. и др. Теория и расчет авиационных лопаточных машин. Самара 2003г.

7. Основы конструкции авиационных газотурбинных двигателей. Под ред. . Москва. Воениздат 1974г.

8. и др. Проверка и регулирование углов установки лопаток направляющего аппарата компрессора. СГАУ. Самара 1992г.

Курсовой проект — Осевой компрессор энергетической ГТУ

Спроектирован компрессор энергетической ГТУ. Прототип (по основным параметрам) – компрессор SGT — 500 (Siemens). Проведен предварительный расчет проточной части компрессора по средней линии тока. Выполнен поступенчатый расчет компрессора по средней линии тока. Произведено профилирование первой ступени компрессора. Получены профили трёх сечений лопаток первой ступени. Выполнен прочностной расчёт рабочей лопатки первой ступени компрессора. Разработана конструкция компрессора.

Читайте также  Электромагнитная муфта компрессора кондиционера фольксваген бора

Содержание
Введение
1. Техническое задание
2. Выбор основных параметров компрессора и предварительный расчет проточной части по средней линии тока
3.Поступенчатый расчет компрессора по средней линии тока
4. Результаты поступенчатого расчѐта
5. Расчет параметров потока первой ступени по радиусу
6. Профилирование первой ступени
7.Результаты профилирования первой ступени компрессора
8. Расчѐт лопатки рабочего колеса первой ступени на прочность
Заключение
Список использованной литературы

Техническое задание:
Спроектировать компрессор энергетической ГТУ.
Прототип (по основным параметрам) – компрессор SGT — 500 (Siemens).
Расход воздуха: G = 92 кг/с;
Степень сжатия: π*к = 12;
КПД компрессора (ожидаемый): η*к = 0.87;
Число оборотов электрогенератора: nг = 3000 об/мин;
Температура на входе в компрессор: T*вх = 288 K;
Давление на входе в компрессор: P*вх= 1.013* 10(5) Па.
Свойства рабочего тела (воздуха) на входе:
Газовая постоянная: Rг = 287.4 Дж/(кг·К);
Удельная теплоёмкость при постоянном давлении:
cp= 1003+ 8.31 ⋅10(− 2)⋅(T*вх − 273.15)= 1.004⋅ 10(3) Дж/(кг·К);
Показатель адиабаты: k=cp/cp -Rг = 1.401 .
Проектируемый компрессор, при выполнении заданных в исходных данных требований, должен обладать наилучшим качеством. То есть компрессор должен иметь высокий технический уровень и эргономические характеристики, обладать высокой надёжностью и гармонически выглядеть в целом. Для этого необходимо правильно выбрать основные параметры компрессора, которые не заданы.

Заключение
Спроектированный осевой компрессор состоит из ротора, несущего рабочие лопатки всех ступеней, и корпуса со спрямляющими аппаратами и опорами. Данный компрессор имеет ротор смешанного типа, так как его отдельные секции имеют и диски, и барабанные участки.
Такая барабанно-дисковая конструкция имеет достаточно большую жесткость и большое критическое число оборотов.
В представленном компрессоре секции соединяются между собой с помощью призонных болтов.
Каждая секция представляет собой диск с барабанными участками.
Стальные рабочие лопатки закреплены в дисках с помощью хвостовиков типа «ласточкин хвост» и зафиксированы от смещения вдоль паза отгибными замками.
Все диски ротора и вал компрессора подвергаются статической балансировке, а собранный ротор динамической.
Ротор компрессора имеет две опоры. Передней опорой служит шариковый подшипник, который нагружен радиальными и осевыми усилиями от роторов компрессора и турбины. В задней опоре установлен роликовый подшипник, воспринимающий радиальные усилия и допускающий осевые перемещения относительно корпуса.
Подшипники охлаждаются маслом. Для предупреждения попадания масла в проточную часть компрессора установлены лабиринтные уплотнения.
Корпус компрессора стальной, литой конструкции, имеет горизонтальный разъѐм. Половины корпуса стянуты болтами, центрируются коническими штифтами.
Лопатки направляющих аппаратов заводятся хвостовиками в тангенсальные пазы, предварительно собираются вместе с внутренним полукольцом.
На наружной поверхности корпуса имеются отводы воздуха из проточной части в клапаны перепуска воздуха (для предотвращения помпажа) и в область передней опоры для наддува уплотнения.

Винтовентиляторный двигатель (2)

Главная > Курсовая работа >Промышленность, производство

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

Національний аерокосмічний університет ім.М. Є. Жуковського „ХАІ”

Пояснювальна записка до курсової роботи

з дисципліни “ Теорія та розрахунок лопатевих машин ”

Виконавець студент гр.232 Бережний М.І.

Керівник доцент к. 201___________

Нормоконтролер доцент к. 201 Редін І.І.

В результате термогазодинамического расчета определены основные параметры двигателя.

Сформирован облик ТВВД, получен уровень загрузки турбин.

Произведены газодинамические расчеты узлов двигателя: компрессора низкого давления, компрессора высокого давления а именно осевой его части и центробежной ступени, турбины высокого давления, турбины низкого давления, турбины винтовентилятора. В результате получены энергетические, кинематические и геометрические параметры узлов и двигателя в целом.

Выполнено профилирование лопатки РК первой ступени компрессора высокого давления.

1. Выбор и обоснование параметров двигателя. термогазодинамический расчет двигателя

1.1 Выбор и обоснование параметров двигателя

1.1.1 Температура газа перед турбиной

1.1.2 Коэффициенты полезного действия компрессора и турбины

1.1.3 Потери в элементах проточной части двигателя

1.1.4 Скорость истечения газа из выходного устройства. Коэффициенты полезного действия винта и редуктора

1.2 Термогазодинамический расчёт двигателя на ЭВМ

1.3 Термогазодинамический расчет на инженерном калькуляторе

2. Согласование параметров компрессора и турбины

2.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования

2.2 Результаты расчёта и формирование облика двигателя

3. Газодинамический расчёт многоступенчатого осевого компрессора

3.1 Расчёт компрессора на ЭВМ

3.2 Газодинамический расчет центробежной части компрессора

3.3 Расчет первой ступени компрессора высокого давления на инженерном калькуляторе

4. Профилирование ступени компрессора

5. Газодинамический расчет турбины

5.1 Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

5.2 Газодинамический расчет турбины высокого давления на инженерном калькуляторе

Введение

Техническое развитие авиационных двигателей в значительной степени предопределяет завоевание авиацией качественно новых показателей и областей применения. Таковы, например, революционные преобразования в авиационной технике, связанные с внедрением газотурбинных и реактивных двигателей, появления самолетов вертикального взлета и посадки и т.п. В то же время уже в сложившихся классах авиационных систем логика развития летательных аппаратов, изменение объективных требований к ним оказывают значительное встречное влияние на двигатели, определяют направления их совершенствования.

В наиболее четкой форме влияние действующих факторов проявляется в сфере пассажирской и транспортной авиации. Ведущая тенденция в военно-транспортной авиации заключается в объективной потребности непрерывного и прогрессивного роста перевозок. В ближайшее время ожидается также быстрое возрастание грузовых перевозок в авиации. Основная масса транспортных самолетов рассчитана на дозвуковую скорость полета. Полагают, что после 2010 — 2015 гг. заметная часть перевозок будет выполняться сверхзвуковыми пассажирскими самолетами. В целом роль авиации как вида транспорта непрерывно увеличивается.

Можно выделить два главных управляющих фактора, которые воздействуют на формирование облика самолетов и двигателей: экономический и социально-психологический.

Экономический фактор определяет стремление к снижению себестоимости перевозок, росту эффективности использования самолетов, уменьшению эксплуатационных затрат и т.п. Роль двигателей здесь весьма велика. По оценкам фирмы «Боинг», доля расходов на эксплуатацию широкофюзеляжных самолетов, прямо или косвенно связанная с двигателями, составляет 40-50%.

Социально-психологический фактор объединяет такие требования, как сокращение времени передвижения, комфорт, гарантия безопасности полетов, минимальное воздействие на окружающую среду.

Оба эти фактора выдвигают конкретное требование к самолетам и двигателям и определяют основные направления их развития. В частности, указанные факторы способствовали внедрению скоростных и экономичных ТРДД вместо ТРД в дозвуковой авиации, определили тенденцию роста мощности, полного коэффициента полезного действия двигателей в полете и уменьшения их удельного веса, привели к разработке двигателей для СПС и самолетов вертикального и укороченного взлета, к созданию малошумных двигателей с низким уровнем вредных выделений, имеющих модульную конструкцию и широкую систему диагностики. Надежность, ресурс, срок службы двигателей существенно увеличились. В то же время стремление ограничить растущую стоимость разработки и производства новых двигателей проявилось в методологии их конструирования (быстрый рост окружных скоростей роторов, сокращение числа ступеней и деталей, использование базовых газогенераторов и т.п.). Все эти тенденции, видимо, сохраняться и в будущем.

В связи с непрерывным ростом потребления углеводородных топлив и ограниченностью их природных запасов сильно возросло требование максимальной экономии топлив при воздушных перевозах. Это требование удовлетворяется различными путями — совершенствованием эксплуатации самолетов, использованием оптимальных высот и скоростей полета, разработкой новых самолетов, а также новых экономичных двигателей (двухконтурных или скоростных винтовентиляторных).

На больших дозвуковых скоростях ТВВД имеют лучшую топливную экономичность, чем ТРДД. Экспертные оценки показали, что снижение удельного расхода топлива может составить 20%, но их широкое внедрение ограничено неразрешенной еще проблемой высокого уровня шума, генерируемого винтовентилятором.

В перспективе ожидается освоение нового вида авиационного топлива — жидкого водорода. Водородные двигатели должны значительно отличаться низким расходом топлива, а также сниженным уровнем вредных выделений.

Даже краткий обзор факторов, формирующих облик двигателей на современном этапе развития авиации, показывает, что для выбора рациональной схемы и параметров силовой установки необходимо комплексный анализ её как тепловой машины (эффективный КПД цикла), как движителя (полетный и полный КПД), как механической конструкции (облика газогенератора, геометрическое и кинематическое согласование компрессоров и турбин, ограниченная сложность, малая масса), как источника вредного воздействия на окружающую среду и др. Этот анализ должен учитывать конкретное назначение и условие применения двигателя в системе силовой установки самолета. Этот анализ практически невозможно провести без применения ЭВМ.

Анализировать свойства и характеристики двигателей (в особенности перспективных) целесообразно при реальных сочетаниях их различных параметров, соответствующих определенному уровню газодинамического конструкторско-технологического совершенства элементов. Поэтому выбор параметров анализируемого двигателя должен быть ориентирован на определенное или предполагаемое время появление его в эксплуатации и должен производиться на основе прогнозных оценок развития главных показателей совершенства авиадвигателей во времени.

Задание

Винтовентиляторный двигатель (ТВВД) для военно-транспортного самолета.

Расчетный режим Н = 0 км и Мп = 0

 * К =23-степень повышения давления в компрессоре;

T Г * =1645 К -температура газа перед турбиной (по заторможенным

Прототипом проектируемого двигателя служит двигатель Д — 27.