Расчет и проектирование газотурбинной установки коберра-182

Размещено на http://www.allbest.ru/

[Введите текст]

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

ФГБОУ ВПО «Брянский государственный технический университет»

Кафедра «Тепловые двигатели»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина: «Газотурбинные установки»

«Расчет и проектирование газотурбинной установки коберра-182»

Документы текстовые

ГТ 18.207.РР.ПЗ

Руководитель:

_____________Шилин М.А.

«__»__________________2021г.

Студент группы 17-ЭМ-Т-Б

_____________Дрожжин А.С,

«__»__________________2021г.

Брянск 2021



Аннотация

В данном курсовом проекте произведён расчёт проточной части газовой турбины Коберра-182 и определены технико-экономические показатели турбины и газотурбинной установки. Графическая часть проекта представлена продольным разрезом турбины.



Содержание

Введение

1. Описание конструкции ГТУ

1.1. Данные расчета тепловой схемы ГТУ

2. Расчёт проточной части турбины на номинальном режиме

2.1 Выбор основных параметров установки

2.2 Распределение теплоперепадов по ступеням и расчёт диаграммы состояния рабочего тела

2.3 Расчёт проточной части турбины высокого давления

2.3.1 Расчёт второй ступени ТВД

2.4 Расчёт проточной части турбины низкого давления

2.4.1 Расчёт второй ступени ТНД

3. Определение размеров диффузора

4. Определение потерь энергии и К.П.Д.

5. Технико-экономические показатели газовой турбины

6. Материалы основных деталей турбины

7. Техника безопасности

Список использованных источников



Введение

На современном этапе развития тепловых двигателей газотурбинные установки (ГТУ) нашли широкое применение практически во всех основных сферах жизнедеятельности человеческого общества: энергетике, газо- и нефтеснабжении, металлургической и нефтехимической промышленности, воздушном, водном, железнодорожном, автомобильном транспорте и пр.

В Российской Федерации ГТУ получили наибольшее применение в газовой промышленности, где они используются в качестве газоперекачивающих агрегатов (ГПА). Газотурбинные газоперекачивающие агрегаты (ГГПА) являются преобладающим типом ГПА на магистральных газопроводах. Их доля в настоящее время превысила 80% и продолжает возрастать, а ГТУ постоянно совершенствуются. Поэтому основное внимание в данном курсовом проекте уделено теории расчёта и проектированию газотурбинных ГПА (ГГПА) с учётом последних достижений в области аэродинамики проточной части турбомашин, организации потока в ступени и турбине в целом. Существенное внимание уделяется вопросам обоснования и определения основных технико-экономических показателей проектируемой ГТУ.

Крупнейшими производителями отечественных ГГПА являются: ПО «Невский машиностроительный завод» (ПО НЗЛ), г. С.- Петербург, ПО «Турбомоторный завод» (ПО ТМЗ), г. Екатеринбург.

В курсовом проекте разработана двухвальная газовая турбина типа ГТН-25. Главной особенностью курсового проекта по газовым турбинам является то, что газовая турбина рассматривается как основной элемент установки. Поэтому все исходные данные, а также инженерные расчёты в проекте непосредственно связаны с особенностями работы газовой турбины, входящей в состав ГТУ.

В проектном расчете большое внимание уделено конструкции проточной части, лопаточному аппарату и выдерживанию основных экономических показателей на максимально возможном уровне.



1. Описание конструкции ГТУ

Рис. 1 - Принципиальная тепловая схема и цикл ГТУ с теплофикацией

Принцип действия простейшей ГТУ: всасываемый в компрессор (К) воздух с температурой Т3 и давлением p3 сжимается в нём до давления p4 и приобретает температуру Т4. Затем сжатый воздух поступает в камеру сгорания (КС), где смешивается с топливом, впрыскиваемым при помощи форсунок. Из камеры сгорания выходит основным рабочим телом с температурой Т1и давлением Р1, поступает в турбину высокого давления (ТВД). Вал турбины высокого давления вращает вал компрессора. После расширения в турбине низкого давления (ТНД) рабочее тело с температурой Т2 и давлением Р2 поступает в атмосферу. Вал турбины является приводом потребителя (П). Схема и цикл представлены на рис.1.

1.1 Данные расчета тепловой схемы ГТУ

Данные расчета тепловой схемы ГТУ

- эффективная мощность ГТУ Ne=12,8 МВт;

- начальная температура воздуха Т3=288 К;

- начальная температура газа Т1=1253 К;

- частоты вращения роторов n=(7800/5200) мин-1;

- тип исполнения и назначение - двухвальная ГТУ с приводом нагнетателя природного газа;

- вариант тепловой схемы - простейшая;

- степень повышения давления в компрессоре рк=10;

- КПД компрессора зк=0,86;

- КПД турбины зт=0,87;

- изоэнтропийный перепад энтальпий в компрессоре Нко=267,409кДж/кг;

- действительный перепад энтальпий в компрессе Нк=310,941 кДж/кг;

- температура воздуха за компрессором Т4=593,593 К;

- коэффициент избытка воздуха в продуктах сгорания б=3,55;

- изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине Нто=629,192 кДж/кг;

- действительный перепад энтальпий в турбине Нт=539,97 кДж/кг;

- расход газа для охлаждаемой ГТУ Gг=73,406 кг/с;

- расход воздуха Gв=74,147 кг/с;

- относительный расход воздуха на охлаждение ;

- давление за турбиной p2=101,907 кПа;

- температура за турбиной T2=794,229 К;

- давление за камерой сгорания (перед турбиной) p1=952,43 кПа;



2. Расчёт проточной части турбины на номинальном режиме

2.1 Выбор основных параметров установки

Число ступеней в турбине выбирается по прототипу Коберра-182: 1 ступени в ТВД и 1 ступени в ТНД (схема 1 + 1).

Расходная составляющая скорости потока Сz принята равной 180 м/с - одной и той же для ТВД и ТНД.

где z=2 - число ступеней, б?=1,03 [2].

Полный изоэнтропийный перепад энтальпий с учётом коэффициента возврата тепла бz:

H0=бz·H0т=1,015·629,19=638,63 кДж/кг.

Ометаемая площадь рабочих лопаток последней ступени газовой турбины:

где- удельный объём газа за турбиной,

GгТНД==73,406+74,1470,09=80,079 кг/с - расход газа через РК 2ой ступени ТНД.

С целью уменьшения потерь с выходной скоростью за турбиной устанавливается осерадиальный диффузор с К.П.Д. зд=0,7 и степенью диффузорности n=Fд/Sz=2,2. При этом скорость потока газа за диффузором cд=cz/n=180/2,2=81,818 м/с. При установке за последней ступенью турбины диффузора удельный объём газа за рабочими лопатками последней ступени станет больше удельного объёма газа за диффузором вследствие понижения давления перед диффузором pz по сравнению с величиной p2 за диффузором (рис. 2)

Изоэнтропийный перепад энтальпий в диффузоре:

Потери энергии в диффузоре:

Потери энергии с выходной скоростью за диффузором:

Температура газа в точке В (прил.2, рис. 2)

Рис. 2 - Процесс расширения газа в турбине с диффузором за последней ступенью

Температура газа за последней ступенью в точке В

Давление газа перед диффузором:

где и k взят по и б = 3,55.

Удельный объём газа за последней ступенью:

Уточнённое значение ометаемой площади:

Перепад энтальпий, соответствующий расходной составляющей скорости потока за последней ступенью турбины:

2.2 Распределение теплоперепадов по ступеням и расчёт диаграммы состояния рабочего тела

Поскольку расширение газа в турбине происходит до давления pz<p2, то перепад энтальпий в турбине H0 возрастёт на величину изоэнтропийного перепада энтальпий в диффузоре hд:

бz·Н0*=бz·H0т+hд0=638,63+8,997=647,627 кДж/кг.

Перепад энтальпий в ТВД:

Располагаемый перепад энтальпий на ступень в ТВД:



Полный перепад энтальпий на каждую ступень ТВД в предположении полного использования выходной кинетической энергии газа из предыдущей ступени:

Перепад энтальпий в ТНД:

Полный перепад энтальпий на первую ступень ТНД в предположении 90 % использования выходной кинетической энергии газа из предыдущей ступени:

Полный перепад энтальпий на вторую ступень ТНД в предположении полного использования выходной кинетической энергии газа из предыдущей ступени:

Диаграмма состояния газа рассчитана и построена в предположении расширения газа от полных параметров перед турбиной до давления за последней ступенью pz (рис. 3). При этом принято Тz = 779,776 К; Т1* = 1253 К; зпол = 0,9; число участков диаграммы n = 6 (для обеспечения точности расчётов). Давление, удельный объём и перепад энтальпий определены по формулам:

Результаты расчётов представлены в таблице 1. На диаграмме состояния газа (рис. 3) показано распределение перепадов энтальпий по ступеням ТВД и ТНД и обозначены расчётные точки параметров газа перед и за ступенями, а также в осевых зазорах ступеней по среднему диаметру.



Таблица 1 - Параметры газа на политропе расширения А-В в турбине

Параметры газа	Обозначениепараметра и размерность	Точки на политропе расширения
		А	1	2	3	4	5	В
Отношение температур		0,923
Температура конца участка	Тх= а·Тх-1, К	1253	1157,76	1069,766	988,456	913,327	843,908	779,766
Средняя температура участка		--	1205,4	1113,8	1029,1	950,89	878,62	811,8
Разность температур на участке	Тх-1-Тх, К	--	95,2	87,9	81,3	75,1	69,41	64,12
Средняя теплоёмкость участка (по Тср)	cРср, кДж/кг	--	1,21	1,188	1,175	1,16	1,142	1,129
Показатели изоэнтропы (поТср)	k	--	1,312	1,319	1,327	1,332	1,338	1,344
Давление в конце участка	Рх, МПа	0,952	0,658	0,457	0,32	0,225	0,159	0,112
Удельный объём	хх, м3/кг	0,37	0,505	0,671	0,885	1,163	1,522	1,982
Перепад энтальпий на участке	h0x, кДж/кг	--	128,03	116,15	106,153	96,83	88,084	80,463

Т.к. , то процент расхождения:



Рис. 3 - Диаграмма состояния газа



2.3 Расчёт проточной части турбины высокого давления

Вся мощность, развиваемая ТВД идёт на привод компрессора. Перепад энтальпий в ТВД Н0 ТВД=372,702 кДж/кг. Из этого перепада 16,2 кДж/кг затрачивается на создание расходной скорости потока сz перед ТВД, которую примем постоянной по всем ступеням газовой турбины (в ТВД и ТНД). Располагаемый перепад на каждую ступень ТВД h0 ТВД=356,512 кДж/кг, а полный h0*ТВД=372,712 кДж/кг. Корневой диаметр ротора ТВД примем постоянным. Закрутку лопаток будем считать близкой к закону постоянной циркуляции. Принятые условия для ТВД запишутся следующим образом:

Это позволяет провести подробный расчёт последней ступени ТВД, а первую ступень получить «подрезкой» из последней, так как при принятых условиях все ступени ТВД на сходственных радиусах будут иметь одинаковые условия работы, параметры и кинематику потока.

Примем расход рабочего тела по лопаточным венцам ТВД следующим:

Удельный объём газа за рабочими лопатками первой ступени ТВД х21=0,835 м3/кг. Ометаемая площадь рабочих лопаток первой ступени ТВД:

2.3.1 Расчёт второй ступени ТВД

Расчёт второй ступени ТВД начинаем с корневого диаметра.

Окружная скорость у корня ступени из условия осевого выхода потока:

Корневой диаметр ступени:

Внешний диаметр рабочих лопаток:

Средний диаметр рабочих лопаток:

Высота рабочих лопаток:

Отношение:

В корневом сечении окружная составляющая абсолютной скорости потока в предположении осевого выхода потока из ступени:

Абсолютная скорость выхода потока:

Перепад энтальпий в направляющем аппарате:

Перепад энтальпий в рабочем колесе:

Степень реактивности у корня ступени:

Угол выхода потока:

Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо:

Угол входа потока в рабочее колесо:

Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса:



Угол выхода потока из рабочего колеса:

Условие выполняется.

Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса:

, т.е. у корня ступени обеспечивается практически осевой выход потока.

Среднее сечение ступени рассчитывается в предположении обеспечения закрутки потока по закону постоянной циркуляции, т.е. сz=const и rcu=const. Средний диаметр направляющего аппарата при условии с1z=c2z=cz=const будет несколько меньше диаметра рабочего колеса (вследствие меньших значений удельного объёма газа в зазорах ступени по сравнению с его значением за рабочим колесом). Примем в первом приближении:

d12=d22-0,025=1,087-0,025=1,062 м.

Окружная скорость на этом диаметре:

Окружная составляющая абсолютной скорости потока:

Абсолютная скорость выхода потока:

Перепад энтальпий в направляющем аппарате:



Перепад энтальпий в рабочем колесе:

Степень реактивности на среднем диаметре:

Зная h22, по диаграмме состояния газа определим параметры газа в осевом зазоре второй ступени ТВД на среднем диаметре, отложив от конца процесса второй ступени отрезок h22 (рис. 4):

Т12=1012 К; х12=0,791 м3/кг; Р12=0,36 МПа.

Найденному удельному объёму соответствует площадь кольца, занятого направляющими лопатками второй ступени ТВД:

Внешний диаметр направляющего аппарата второй ступени ТВД:

Средний диаметр направляющего аппарата:

что совпало с ранее принятым значением.

Высота направляющих лопаток:.

Угол выхода потока:.

Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо:

Угол входа потока в рабочее колесо:

Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса:



Угол выхода потока из рабочего колеса:

Окружная составляющая относительной скорости выхода газа из рабочего колеса:

Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса:

Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса:

. Небольшая отрицательная закрутка потока за рабочим колесом (менее 1%) обусловлена неточностью расчёта и ею пренебрегаем.

Расчёт периферийного сечения второй ступени ТВД ведём в той же последовательности, что и для среднего сечения, с учётом различных значений окружных скоростей в осевом зазоре и за рабочим колесом, а именно:

;



;

По найденным в трех сечениях второй ступени ТВД значениям величин строим графики изменения по высоте лопаток всех параметров потока и треугольники скоростей.



Рис. 4а - Изменение скорости потока по высоте лопаток ТВД

Рис. 4б - Изменение углов потока по высоте лопаток ТВД



Рис. 4в - Изменение степени реактивности потока по высоте лопаток ТВД

Рис. 5 - Треугольники скоростей в ТВД

2.4 Расчёт проточной части турбины низкого давления

2.4.1 Расчёт второй ступени ТНД

Расчёт второй ступени ТНД производим в той же последовательности, что и второй ступени ТВД.

Располагаемый перепад энтальпий на вторую ступень ТНД hoТНД=274,91 кДж/кг, а полный с использованием энергии предыдущей ступени - h*oТНД=hoТНД+0,9hz=274,91+14,58=289,49кДж/кг. Расход газа через ТНД будет равен GТНД=G21+0,01Gв=74,889+0,01•74,147=75,63 кг/с.

Уточнённое значение ометаемой площади рабочих лопаток 2ой ступени ТНД:

Окружная скорость у корня ступени из условия осевого выхода потока:

Корневой диаметр ступени:

Разность корневых диаметров ТВД и ТНД составляет

, что является приемлемым по конструктивным соображениям, так как угол уклона внутренней обечайки переходного патрубка между ТВД и ТНД при этом не превышает 10°.

Внешний диаметр рабочих лопаток:

Средний диаметр рабочих лопаток:

Высота рабочих лопаток:

Окружная скорость:

Отношение:

Как и для ступеней ТВД, предполагаем выполнение облопачивания ТНД закрученным по закону, близкому к закону постоянной циркуляции (потенциального вихря), т.е. cz=const; rcu=idem; значения осевой скорости примем равной с1z=180 м/с, учитывая большую разность высот направляющих и рабочих лопаток, обусловленную значительным перепадом энтальпий в ТНД и быстрым изменением удельного объема в конце расширения в турбине.

В корневом сечении окружная составляющая абсолютной скорости потока в предположении осевого выхода потока из ступени:

Абсолютная скорость выхода потока:

Перепад энтальпий в направляющем аппарате:

Перепад энтальпий в рабочем колесе:

Степень реактивности у корня ступени:

Угол выхода потока:

Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо:

Угол входа потока в рабочее колесо:



Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса:

Угол выхода потока из рабочего колеса:

Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса:

=-88°13'

с2'?c2z=180 м/с, т.е. у корня ступени обеспечивается близкий к осевому выход потока.

Среднее сечение ТНД.

Примем в первом приближении: d14=d24-70=1463-70=1393 мм.

Окружная составляющая абсолютной скорости потока:

Абсолютная скорость выхода потока:

Перепад энтальпий в направляющем аппарате:

Перепад энтальпий в рабочем колесе:

Степень реактивности на среднем диаметре:

Зная h24, по диаграмме состояния газа определим параметры газа на среднем диаметре, отложив от конца процесса ступени отрезок h24 (рис. 4):

Т14=810 К; х14=1,85 м3/кг; Р14=0,135 МПа.



Найденному удельному объёму соответствует площадь кольца, занятого направляющими лопатками ступени ТНД:

Внешний диаметр направляющего аппарата ступени ТНД:

Средний диаметр направляющего аппарата:

что совпало с ранее принятым значением.

Окружная скорость на этом диаметре:

Высота направляющих лопаток:

Угол выхода потока:

Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо:

Угол входа потока в рабочее колесо:

Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса:

Угол выхода потока из рабочего колеса:

Окружная составляющая относительной скорости выхода газа из рабочего колеса:

w24u=w24·cosв24=416,98·cos 25,57°=376,128м/с.

Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса:

Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса:

б23=82°98'.

т.е. осевой выход потока в среднем сечении обеспечивается.

Расчёт периферийного сечения второй ступени ТНД ведём в той же последовательности, что и для среднего сечения, с учётом различных значений окружных скоростей в осевом зазоре и за рабочим колесом, а именно:



=-86°57 '

, т.е. у корня ступени обеспечивается близкий к осевому выход потока.

По найденным значениям в трех сечениях второй ступени ТНД величин строим графики изменения по высоте лопаток всех параметров потока и треугольники скоростей.

Рис. 6а - Изменение скорости потока по высоте лопаток ТНД



Рис. 6б - Изменение углов потока по высоте лопаток ТНД

Рис. 6в - Изменение реактивности по высоте лопаток ТНД



Рис. 7 - Треугольники скоростей в ТНД



Таблица 2 - Основные параметры ступеней

Параметр	ТВД	ТНД
	1 ст.		2 ст.
Внутренний диаметр d', м	0,981	1,292
Средний диаметр НА d, м	1,087		1,634
Внешний диаметр НА d", м	1,193		1,463
Высота направляющих лопаток l, м	0,099		0,175
Высота рабочих лопаток l2, м	0,106		0,180
Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0, кДж/кг	356,512	274,91
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени , кДж/кг	372,712	289,49
Окружная скорость на среднем диаметре НА u1, м/с	400,538		351,724
Условная скорость C0, м/с	801,075	703,447
Характеристическое отношение u/C0	0,5		0,5
Полный перепад энтальпий в направляющем аппарате , кДж/кг	358,132		276,53
Перепад энтальпий в рабочем колесе h2, кДж/кг	64,284		45,835
Степень реактивности на среднем диаметре с	0,18		0,167
Коэффициент потерь энергии в направляющем аппарате ж1	0,06
То же в рабочем колесе ж2	0,08
Скорости и углы потока на среднем диаметре
c1, м/с	761,476		676,809
w1, м/с	355,221		311,437
w2, м/с	484,538		416,98
c2, м/с	180
б1, град	13,67		15,42
в1, град	30,44		35,31
в2, град	21,8		25,57
б2, град	86,35		86,57



3. Определение размеров диффузора

За турбиной располагается диффузор осерадиального типа со степенью диффузорности n=2. Задача расчёта диффузора сводится к определению длины его средней линии при заданном угле раствора эквивалентного диффузора г=18є.

Площадь входного сечения диффузора:

F1д=р·dz·l1д=3,14·1,472·0,204=0,98 м2,

где dz=d24=1,469 м; l1д=lz+Дд'+Дд''=0,212 м.

Площадь выходного сечения диффузора:

Длина средней линии диффузора находится по эквивалентному прямому диффузору. Принимаем: F1дэ=Fz=Sz=1,082 м2, тогда:

Аналогично F2дэ=F2д=2,164 м2;

В результате:

Ширина канала на выходе осерадиального диффузора l2д находится по уравнению неразрывности с соблюдением принятой степени диффузорности:

где d2д=2,3 принят из конструктивных соображений.



4. Определение потерь энергии и К.П.Д.

Потери энергии в направляющих и рабочих решётках определяются по формулам:

причём значения о1 и о2 берутся осреднёнными по высоте лопаток, т.е. с учётом вторичных перетеканий на концах лопаток (в корневой и периферийной областях межлопаточных каналов). В настоящем расчёте принято о1=0,06 и о2=0,08.

Потери от протечек через осевые и радиальные зазоры у периферии обеих ступеней определяются по формуле:

при а=0,6 как для ступени с уступом. Обе ступени имеют уступ и сотовое уплотнение по торцам рабочих лопаток. Сотовое уплотнение практически не меняет коэффициент расхода через радиальный зазор по сравнению с гладкой поверхностью корпуса, но позволяет сделать его минимально возможным в реальных условиях монтажа турбины дmin ? 0,001. Для ступеней ТВД д принят равным 1,5 мм, а для ТНД - д=2 мм.

Потери от протечек у корня для ступеней ТВД и ТНД отсутствуют (направляющие лопатки заделаны во внутренние кольца корпуса).

Потери на трение диска о газ вычисляются по формулам:



К.П.Д. ступени определяется по формуле:

Результаты расчётов потерь энергии и К.П.Д. сведены в таблицу 3. Значения соответствующих расчётных величин принимаются для средних диаметров ступеней (таблица 3).

Таблица 3 - Потери энергии и КПД ступеней

Расчётная величина	ТВД	ТНД
	1 ст.		2 ст.
Теоретическая скорость выхода потока из НА c1t, м/с	821,049		726,112
Коэффициент потерь энергии в НА о1	0,06
Потери энергии в НА , кДж/кг	12,33		9,46
Теоретическая скорость выхода потока из РК w2t, м/с	433,652		397,58
Коэффициент потерь энергии в РК о2	0,08
Потери энергии в РК , кДж/кг	4,8		4,67
Радиальный зазор по рабочим лопаткам , мм	1,5	2
Относительный радиальный зазор по рабочим лопаткам	0,0352		0,0177
Потери энергии у периферии ступени , кДж/кг	13,1428		7,143
Давление перед ступенью , МПа	0,951		0,26
Давление торможения перед ступенью , МПа	0,863		0,279
Давление в осевом зазоре , МПа	0,724		0,226
Удельный объём торможения перед ступенью , м3/кг	0,16		0,747
Число гребней уплотнения по направляющему аппарату z, шт	8		8
Радиальный зазор по гребням НА , мм	1,5		1,5
Диаметр уплотнения в НА , м	0,822		0,810
Площадь радиального зазора в НА , м2	0,0039		0,0038
Коэффициент расхода м	0,8		0,8
Величина утечек у корня ступеней , кг/с	1,087		0.321
Потери энергии от протечек у корня ступени , кДж/кг	3,18		0,46
, Вт	52,89		23,94
Потери энергии на трение диска , кДж/кг	1,285		0,471
Потери энергии с выходной скоростью , кДж/кг	24,2
Сумма потерь энергии в ступени , кДж/кг	31,558		21,75
Использованный перепад энтальпий в ступени h, кДж/кг	356,512		274,91
Полный располагаемый перепад энтальпий в ступени h0*, кДж/кг	372,512	289,49
К.П.Д. ступени зст, %	84,5	85,8	87,83	88,62



5. Технико-экономические показатели газовой турбины

Использованный перепад энтальпий в турбине составляет:

Внутренний К.П.Д. турбины:

При отсутствии диффузора использованный перепад энтальпий уменьшился бы на величину hд и составил бы:

Внутренний К.П.Д. составил бы:

Выигрыш в К.П.Д. турбины от применения диффузора за последней ступенью турбины составляет . Такое значительное повышение внутреннего К.П.Д. турбины подчёркивает эффективность этого конструктивного мероприятия.

Полученное в результате расчётов значение К.П.Д. турбины оказалось выше первоначально принятого (0,887 вместо 0,85). Поэтому необходимо уточнить значения удельной эффективной работы ГТУ Не ОХЛ и эффективной мощности Nе:

где .

Уточненная эффективная мощность:

Ne=Gг·Не ОХЛ=73,4·225,26=16540 кВт.

При принятых значениях к=0,87; тохл=0,86; мт=мк=0,98 коэффициент полезной работы ГТУ:

Удельный расход газа: d=3600/Hе охл=3600/225,26=12,85 кг/кВтч;

Эффективный К.П.Д. ГТУ:

где q1г=828 кДж/кг - расход теплоты в КС, взятый из предыдущего курсового проекта.

Удельный расход тепла ГТУ:

Удельный расход условного топлива:



6. Материалы основных деталей турбины

газотурбинный установка теплоперепад диффузор

Сопловые лопатки первой ступени находятся в тяжелых условиях из-за высокой температуры газа. Для них применяется сплав ЖС-3. Сопловые лопатки следующих ступеней изготовлены из более простого материала - сталь ЭИ-417. Рабочие лопатки ТВД - из сплава ЭИ-893, ТНД - сталь ЭИ-417.

Диски роторов выполняются цельноковаными из сплава ЭИ-896 или стали марок 20Х12ВНФ, 20Х12ВНА с пределом текучести =6070 МПа.

Для широкого круга деталей газопламенного тракта рекомендуются сплавы

Ш - 232, ЭИ - 602, и стали 12Х18Н10Т, 8Х18Н10Т, 20Х23Н18.

Детали корпусов газовой турбины и компрессора выполняются из сталей марок 12ХНЛ, 1Х13Л, 15ХНЛ.

Крепежные детали выполняются из материалов ЭЛ-182, 20Х1З, ЭЛ-428, ЭЛ - 572.

Для изготовления сотовых уплотнений применяется сталь марки ЭИ-435.



7. Техника безопасности

Техника безопасности в обслуживании ГТУ заключается в соблюдении технических норм и предотвращение несчастных случаев.

Данная рассчитываемая машина предназначена для работы в качестве привода нагнетателя природного газа или других транспортируемых агентов на магистральном трубопроводе.

Для предотвращения несчастных случаев необходимо

покрасить трубопроводы в соответствующие цвета, показывающие, что транспортируется в данной ветке

предотвратить попадание в воздухозаборную колонку посторонних предметов

заземлить имеющиеся токопроводящие провода

снизить, по возможности, вредные шумы и вибрацию

закрыть кожухами вращающиеся части

вывешивать в опасных местах предупреждающие знаки

вовремя проводить капитальный ремонт и осмотры установки.

Соблюдение данных норм длительному и качественному рабочему процессу агрегата.

Для безопасности работы ГТУ необходимо иметь приборы, следящие за следующими параметрами

температура газа в турбине

предельная частота вращения ротора

давление

осевой сдвиг ротора

температура масла.



Список использованных источников

1. Арсеньев А.В., Тырышкин В.Г. «Комбинированные установки с газовыми турбинами» - Л.: Машиностроение 1982. - 247с.

2. «Газотурбинные установки. Конструкции и расчёт: Справочное пособие» - Под общ. ред. А.В. Арсеньева, В.Г. Тырышкина - Л.: Машиностроение 1978. - 232с.

3. «Газотурбинные установки. Атлас конструкций и схем» - Шубенко- Шубин Л.А. и др.- М.: Машиностроение 1976.- 164с.

4. Кириллов И.И. «Теория турбомашин» - Л.: Машиностроение 1972. - 535с.

5. Кузьмичёв Р.В. «Расчёт и проектирование газотурбинных установок газоперекачивающих станций» - Брянск: БИТМ 1987.- 88с.

Размещено на Allbest.ru

...