Термодинамический и конструктивный расчет газотурбинной установки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Государственное Образовательное Учреждение Высшего Профессионального Образования

ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АРХИТЕКТУРНО-СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра ПТ

Курсовой проект

по дисциплине

«Тепловые двигатели и нагнетатели »

на тему:

Термодинамический и конструктивный расчет газотурбинной установки

Выполнил:

студент гр. ПТ08-1

Саитова Л. Р.

Проверил:

д.т.н., профессор Степанов О.А.

Тюмень 2010

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ И НАГНЕТАТЕЛИ»

ЧАСТЬ I ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ

ПРОВЕСТИ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ И КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ ГТУ ТИПА ГТК - 16

Студенту Саитовой Л. Р. гр. ПТ08-1

№ п/п	Наименование величин	Обозначение	Размерность	Расчетные данные
1	2	3	4	5
1	Эффективная мощность		кВт	14 000
2	Температура наружного воздуха	ta	°С	15
3	Давление наружного воздуха	Pнар	ата	1,01
4	Степень регенерации теплоты		--	0
5	Температура газов перед турбиной	tz	°С	850
6	Относительный адиабатический к. п. д. компрессора		_	0,86
7	Механический к. п. д. компрессора	мех, с	--	0,98
8	Относительный адиабатический к. п. д. турбины	iz	--	0,88
9	Механический к. п. д. турбины	мех, z	--	0,99
10	Число оборотов турбины		об/мин	6800 6200
11	Число ступеней давления	Z	--	4
12	Гидравлические потери давления на входе в компрессор		мм вод. cm.	110
13	Гидравлические потери давления в камере сгорания		мм вод. cm.	900
14	К. п. д. камеры сгорания		--	0,95
15	Потери давления в регенераторе: по газу по воздуху		мм вод. cm. мм вод. cm.
16	Потери давления на выходе		мм вод. cm.	125
17	Относительный коэффициент служебных расходов			0,007
18	Топливный газ	Месторождение Уренгойское

Содержание

1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ УСТАНОВКИ И ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА

2. РЕЗУЛЬТАТЫ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

3. РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА ГТУ

4. РАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ

5. РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ



1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ УСТАНОВКИ И ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА

Газотурбинная установка предназначена для привода центробежного нагнетателя природного газа. Область применения установок -- компрессорные станции магистральных газопроводов. Топливом для ГТУ служит природный газ.

Рисунок 1. Принципиальная схема газотурбинной установки:

1-осевой компрессор; 2-регенератор; 3-камера сгорания; 4-турбина высокого давления; 5-турбина назкого давления; 6-силовой вал; 7-муфта;8-нагнетатель; 9-турбодетандер пусковой

Установка работает по простейшему термодинамическому циклу с регенерацией теплоты уходящих газов и состоит (рисунок 1) из газовой турбины 4, 5, осевого компрессора 1, камеры сгорания 3, регенератора 2, пускового турбодетандера 9 и систем: смазки, регулирования, защиты и автоматического управления.

Турбина и компрессор смонтированы на общей раме и могут транспортироваться одним блоком. Рама служит одновременно и маслобаком.

Турбина трехступенчатая. Первые два ряда рабочих лопаток установлены на диске ротора турбокомпрессора 4, последний ряд _ на диске силового ротора _5. Силовой вал 6 связан муфтой 7 с ротором нагнетателя 8. Компрессор _ осевой, двенадцатиступенчатый, корпус компрессора литой, жестко соединен с корпусом турбины через корпус подшипника. К переднему блоку компрессора крепится пусковой турбодетандер 9. Включение и выключение турбодетандера производится автоматически. Пуск, загрузка и остановка ГТУ осуществляется автоматически.

2. РЕЗУЛЬТАТЫ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

1. Молярный (объемный) состав топливного газа.

Исходные данные по молярному составу газа в процентах берутся из справочной литературы.

92,5	2,00	0,66	0,15	0,33	0,16	3,7

2. Молекулярная масса газа:

Где -- молекулярная масса компонентов газообразного топлива.

3. Элементарный массовый состав топлива в процентах:

____________________________________________________________

Итого: 100%

4. Характеристика элементарного состава топлива:

5. Теоретически необходимый расход сухого воздуха в кг на 1кг топлива:

6. Теплота сгорания газообразного топлива:

где и _ низшая молярная теплота сгорания в кДж/моль и низшая теплота сгорания в кДж/кг;

r_i--молярные концентрации компонентов в %;

-- средняя молекулярная масса газообразного топлива;

_ низшая теплота сгорания компонентов в кДж/кмоль.

7. Характеристика Вельтера-Бертье-Коновалова:

8. Приведенная молекулярная масса влажного воздуха

где ш-- расчетное значение относительной влажности воздуха (принятое расчетное значение ш = 0,6);

--содержание влаги в воздухе при полном насыщении при t=tа= =-15°С, Рнар=735,56 мм рт. ст.

9. Начальное значение приведенного водяного эквивалента влажного воздуха (t=tа=-15°С):

где , --истинные теплоемкости сухого воздуха () и водяного пара () при ta= -15°С.

10. Начальное абсолютное давление сжатия:



11.Абсолютное давление в выхлопном патрубке турбины:

В дальнейшем, для удобства оформления материалов проекта все основные уравнения термодинамического расчета и результаты вычислений сведены в таблице 1

В пункте 11 табл. 1 предварительное значение коэффициента избытка воздуха (б₀), без учета влияния регенеративного подогрева,(t₁=t_c) определяется по формуле:

Целесообразно вычисление б₀ выполнять по этапам и результаты привести в таблице промежуточных вычислений.

Пункт 12, табл. 1. Вычисление приведенной молекулярной массы продуктов сгорания (µ₀) производится по формуле:

где r₀ = 0,2095 молярная концентрация кислорода в сухом воздухе.

Целесообразно величину вычислять по отдельным этапам, результаты привести в таблице промежуточных вычислений:

Вспомогательная таблица а

Величины	Размерность	Соотношение давлений сжатия
		4	6	8	10
	°С	516,5	548,5	576	601,5
	кДж/кг°С	1,079	1,085	1,091	1,097
	кДж/кг°С	2,083	2,101	2,119	2,137
	кДж/кг°С	0,0950	0,0966	0,09832	0,09332
	кДж/кг°С	1,093	1,099	1,105	1,111
	кДж/кг°С	2,515	2,573	2,631	2,713
	-	2,168	2,206	2,241	2,309
	-	0,461	0,453	0,445	0,433

Вспомогательная таблица б

Величины	Соотношение давлений сжатия
	4	6	8	10
	0,4925	0,4925	0,4925	0,4925
	0,04756	0,04674	0,04591	0,04468
	0,03656	0,03653	0,03651	0,03646
	27,35	27,37	27,39	27,41

Пункт 23 табл. 1. Уточненное значение коэффициента избытка воздуха определяется по формуле:

Гдеt₁=t_н -- температура воздуха за регенератором.

Величины () и () определяются в зависимости от средней температуры .

В рассматриваемом примере оптимальное значение соотношений давлений сжатия выбрано равным С =8. Все последующие расчеты ведутся из условия соотношения давлений сжатия в осевом компрессоре С=8.

Таблица I

Термодинамический расчет газотурбинной установки ГТК-16

№ п/п	Наименование соотношений или характеристик	Расчетное уравнение	Размер-ность	Соотношение давлений сжатия	Примечание
				4	6	8	10
1	2	3	4	5	6	7	8	9
1	In С = 2,3026 lg С	--		1,386	1,792	2,079	2,303	AR = 8,314
2	Начальное расчетное значение аргумента (показателя) процесса сжатия		--	0,4002	0,5175	0,6003	0,665	= 28,93 Срх(Tа)=1,01055 кДж/кгК
3	Вспомогательная показательная функция			1,256	1,340	1,432	1,523	Прил. II, табл. 1
4	Удельная адиабатическая работа сжатия		кДж кг	145,49	200,69	248,83	293,16
5	Удельная индикаторная работа сжатия	hic=hc/зic	кДж кг	169,17	233,36	289,34	340,88	зiс =0,86
6	Температура воздуха в конце сжатия (индикаторный процесс)		°К	456	520	576	626
7	Конечное давление сжатия	Pc=cPa	МПа	0,0044	0,0066	0,0088	0,010
8	Давление на входе в турбину		МПа	0,0035	0,0057	0,0079	0,0101
9	Соотношение давлений расширения	Cz = Pz/Ps	--	2,8	4,56	6,32	8,08
10	In Сz	--	Ї	1,029	1,517	1,844	2,089
11	Коэффициент избытка воздуха ()	--	--	2,168	2,206	2,244	2,309	Вспомогательная таблица, а
12	Приведенная молекулярная масса продуктов сгорания		--	27,35	27,37	27,39	27,41	Вспомогательная таблица, б
13	Молекулярная масса продуктов сгорания		--	27,53	27,55	27,57	27,59
14	Удельный водяной эквивалент продуктов сгорания		кДж кгоС	1,283	1,281	1,279	1,278	Определяется по графику (прил. I) рис. 6
15	Начальное расчетное значение аргумента (показателя) процента расширения		--	0,2438	0,3519	0,4376	0,4851
16	Вспомогательная показательная функция		--	0,8890	0,8398	0,7942	0,7906	Прил. II табл. 2
17	Удельная адиабатическая работа расширения		кДж кг	350,76	517,11	628,57	712,09
18	Удельная индикаторная работа расширения		кДж кг	308,67	455,06	553,14	626,63
19	Предварительное значение приведенного эквивалента продуктов сгорания при расширении		кДж кгоС	1,517	1,516	1,515	1,507	ts= 600 0C tmA=700 0C
20	Температура продуктов сгорания в конце расширения (индикаторный процесс)		0C	609,93	494,80	417,36	395,87
21	Температура воздуха после регенератора		°С	183	247	302	353
22	Средняя температура в камере сгорания с учетом повышения температуры воздуха в регенераторе		°С	491,5	523,5	551	576,5
23	Уточненное значение коэффициента избытка воздуха		--	7,936	7,113	6,721	6,549
24	Удельная индикаторная работа газотурбинного двигателя (ГТД)		кДж кг	243,15	252,8	263,8	288,7
25	Эффективная удельная работа расширения		кДж кг	397,8	453,2	486,76	512,3
26	Эффективная удельная работа сжатия		кДж кг	297,18	318,7	328,79	337,51
27	Удельная эффективная работа ГТД		кДж кг	143,13	156,11	157,97	169,23
28	Удельный расход теплоты		кДж кг	367,4	409,9	433,8	445,2
29	Индикаторный к.п.д. ГТД		--	0,597	0,603	0,608	0,627
30	Эффективный к. п.д ГТД		--	0,2708	0,3427	0,4453	0,3196
31	Эффективный к.п.д. ГТУ		--	0,2689	0,3403	0,4421	0,3174
32	Секундный расход сухого воздуха		кг.\сек	141,69	100,35	72,97	99,08
33	Часовой расход топлива		кг\час	4010	3169	2438	3398	кДж/кг

3. РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА ГТУ

Для расчета мощности компрессора двухзальных ГТУ используются данные задания и результаты термодинамического расчета.

Удельная индикаторная работа сжатия воздуха в осевом компрессоре (термодинамический расчет-- п. 5).

Расход сухого воздуха через осевой компрессор М_А=72,97 кг/с (из термодинамического расчета п. 32, без учета утечек воздуха через уплотнения компрессора и расхода воздуха на охлаждение лопаток и дисков турбины).

Расход сухого воздуха через осевой компрессор с учетом утечек и охлаждения турбины

М_ас= М_a (1 + 0,01+0,005) = 72,97·1,015 = 74,06 кг/с.

Механический к. п. д. осевого компрессора з_мех,с= 0,99. Индикаторная мощность осевого компрессора:

Эффективная мощность осевого компрессора

4. РАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ

Расчет проточной части турбины выполняется с целью определения геометрических размеров отдельных деталей турбины: диаметр ротора, высота рабочих и направляющих лопаток, радиальные зазоры проточной части. Кроме того, определяются характеристики ступеней турбины: скорости, степень реактивности, углы потока и т. д.

Исходными материалами для расчета турбины являются данные, приведенные в задании на проектирование, а также некоторые результаты термодинамического расчета, таблице. 2.

Таблица 2

Исходные данные расчета проточной части турбины

№ п/п	Наименование величин	Обозначение	Размерность	Расчетное значение
1	2	3	4	5
1	Начальные параметры газа перед турбиной давление абсолютная температура		МПа °К	0,0079 1123
2	Конечное состояние газа после расширения в газовой турбине (индикаторный процесс) Давление абсолютная температура		МПа oK	0,00125 783
3	Молекулярная масса продуктов сгорания приведенная истинная		-- --	27,39 28,65
4	Удельная работа газа в турбине, отнесенная к 1 кг сухого воздуха: адиабатический процесс индикаторный процесс эффективный процесс		кДж/кг кДж/кг кДж/кг	628,75 553,14 486,76
5	Эффективная удельная работа газа в ГТД		кДж/кг	193,16
6	Эффективная мощность ГТУ	Ne	кВт	14 000
7	Секундный расход сухого воздуха	МA	кг/с	72,97
8	Частота вращения вала турбины высокого давления	n1	об/мин	6800
9	Частота вращения вала турбины низкого давления	n2	об/мин	6200
10	Число ступеней давления	z	--	4
11	Индикаторная мощность осевого компрессора	Nic	кВт	21429,8
12	Эффективная мощность осевого компрессора	Nec	кВт	21866

5. РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ

1. Показатель адиабаты процесса расширения в турбине k (и см. термодинамический расчет п. п. 12 и 19)

2. Соотношение граничных давлений по турбине (термодинамический расчет п. 9):

3. Политропический к. п. д. турбины () определяется в зависимости от заданного внутреннего относительного к. п. д. и соотношения давлений сжатия.

компрессорный станция турбина давление

4. Коэффициент возврата теплоты для бесконечно большого числа ступеней:

5. Коэффициент возврата теплоты при заданном числе ступеней (z=3);

6. Секундный массовый расход продуктов сгорания через турбину:

7. Полный изоэнтропийный (адиабатический) перепад теплоты в турбине с учетом коэффициента возврата теплоты:

8. Площадь, сметаемая рабочими лопатками последней ступени,

где -- коэффициент прочности лопатки, определяемый в зависимости от соотношения сечения лопатки у корня к сечению той же лопатки на периферии (принято F₁/F₂ = 3,7)

--плотность материала лопатки (сталь)



--окружная скорость лопаток (ротора).

--допустимое напряжение материала лопаток, которое зависит от марки стали и температуры продуктов сгорания в зоне работы лопатки, рекомендуется определять для широко распространенной лопаточной высоколегированной стали марки ЭИ-893.

9. За последней ступенью расположен диффузор с прямолинейной осью к. п. д. диффузора = 0,70.

Удельный объем газа за диффузором при давлении P_s и температуре Т_s (табл. 2):

10. Значение осевой скорости (проекции абсолютной скорости потока в треугольнике скоростей на ось):

Здесь в первом приближении принято значение удельного объема за турбиной (v_s'), равное удельному объему за диффузором ().

11. Выходная скорость за диффузором (С_а) в целях снижения выходных потерь энергии принимается равной 0,6 осевой скорости (C_z):

С_а = 0,6•755 = 453 м/с.

В диффузоре будет достигнут изоэнтропийный (адиабатический) перепад теплоты, характеризующий соответствующее увеличение адиабатического перепада турбины в целом (от

=1 (в системе СИ)

12. Потери в диффузоре составят:

13. Потери энергии с выходной скоростью после диффузора:

14. Полный (расчетный) адиабатический перепад теплоты в турбине, соответствующий изменению давления от Р₁=Р_z до и C_o=0

15. Теплоперепад, соответствующий осевой скорости потока:

16. Распределению между ступенями подлежит теплоперепад (располагаемый теплоперепад):

Н' = Н_z =745,43 - 285,01=460,42 кДж/кг.

Теплоперепад затрачивается на создание осевой скорости потока C_z.

17. Как указано в задании, установка является газотурбинной установкой с разрезным валом, поэтому после определения располагаемого теплоперепада этот теплоперепад следует распределить между компрессорной турбиной (турбина высокого давления -- ТВД) и силовой турбиной (турбина низкого давления -- ТНД).

Уравнение баланса мощности осевого компрессора и мощности ТВД

Численное значение величины N_ec (см. предварительный расчет осевого компрессора п. 5, все остальные величины берутся из предыдущих расчетов и задания). Следовательно,

Полученная величина h_z1, = 293,8 кДж/кг, является тепловым перепадом турбины высокого давления без учета затраты перепада на создание осевой скорости потока.

Распределим величину h_zI между первой и второй ступенью турбины высокого давления. Теплоперепад, соответствующий снижению давления (ДP) в первой ступени давления (H₁), принимается большим, чем соответственно равнораспределенный теплоперепад в каждой из последующих ступеней Н_i (вторые ступени i=2, 3, 4, 5), на величину теплоперепада, эквивалентного осевой скорости потока ДH₁. Тем самым определяется величина теплоперепада в каждой из вторых ступеней (i=2, 3, 4, 5) _за счет изменения давления

Т.е.

Расчетный полный перепад в первой ступени турбины высокого давления

Расчетный полный перепад теплоты во второй ступени турбины высокого давления (ТВД):

Теплоперепад в турбине низкого давления (ТНД) затрачивается на создание работы, передаваемой приводному механизму (центробежный нагнетатель газа, электрический генератор и т. д.)

h_z2 = H'-h_z1 = 460,42--249,57 = 210,85 кДж/кг .

Мощность силовой турбины (ТНД)-- контроль:

При распределении мощностей между ТВД и ТНД в двухвальных ГТУ может иметь место некоторое отличие эффективной мощности, указанной в задании и полученной в результате расчетов. В рассматриваемом примере N_{е ГТУ}=14000 кВт, а после перераспределения получено значение N_{е ГТУ}=14021 кВт

Точное балансирование мощности ТНД с величиной заданной мощности составляет специальную задачу и на стадии курсового проектирования не производится.

18. Конечное состояние газа за турбиной (перед диффузором) определяется из выражения потенциальной работы в условиях малых теплоперепадов:

Отсюда

А=1 н•м/Дж - термический эквивалент работы.

19. Удельный объем газа за последней ступенью турбины перед диффузором:

20. Внутренний (индикаторный) процесс газовой турбины в дальнейшем рассматривается как политропический;

п -- постоянный показатель политропы;

T_z,T_s'-- действительные значения температуры;

Р_z,P_s--действительные значения давления в пределах проточной части турбины-- от входа в первую ступень до выхода из последней ступени.

Уравнение политропы для турбины в целом:

В дальнейшем принимается, что значение температуры в действительном процессе проточной части турбины является линейной функцией текущего значения адиабатического перепада.

Соответственно находится текущее значение давления:

Опорные точки для построения диаграммы состояния газа в пределах проточной части турбины должны быть представлены в табличной форме (таблица 3).

Таблица 3

Опорные точки диаграммы физического состояния рабочего тела в пределах проточной части турбины

H Соотношения	0	149,08	298,17	447,25	596,33	745,43
	0	0,200	0,400	0,600	0,800	1,00
	0	96,52	193,04	289,57	386,09	482,61
	1123	1026,48	929,96	833,43	736,91	640,39
	1	0,9141	0,8281	0,7421	0,6562	0,5702
	0	- 0,898	- 0,188	- 0,298	- 0,421	- 0,561
	0	- 0,242	- 0,498	- 0,796	- 1,112	- 1,501
	1	0,785	0,608	0,451	0,329	0,223
	0,0079	0,0062	0,0048	0,0036	0,0026	0,0018
	0,4125	0,4856	0,5622	0,6794	0,8225	1,0558

На основании данных табл. 3 строится диаграмма физического состояния рабочего тела в пределах проточной части турбины (рис. 3).

21. Расчет проточной части турбины начинается с определения диаметра барабана (или диска) и высоты лопаток последней ступени.

Расчетный полный тепловой перепад в последней ступени турбины (см. также пункт 17).

(А=1 в системе СИ)

В корневом сечении ступени принимается малая степень реактивности или чисто активный принцип. В этом случае может быть принято следующее соотношение скоростей:

где U'₀ -- окружная скорость в корневом сечении (первое приближение).

С'₀ -- абсолютная скорость, соответствующая работе на окружности ступени в целом (h_u= h'_on).



-- к. п. д. на окружности, определяемый по балансу потерь без учета концевых потерь и потерь от трения диска:

Диаметр диска (а в одновальных многоступенчатых турбинах диаметр барабана) у корня лопаток:

Поковка такого диаметра может быть осуществлена.

Переферийный диаметр последнего рабочего колеса () находится в зависимости от площади, ометаемой лопатками ,(S'):

Отсюда

Средний диаметр рабочего колеса

Высота лопатки последней ступени:

Втулочное отношение

При отношении лопатка должна быть закрученной.

22. Расчет корневого сечения последней ступени выполняем по условию осевого выхода потока, т. е. С_2u=0.

Из уравнения баланса работ на окружности колеса ступени находим

Отсюда

Абсолютная скорость потока на выходе из направляющего аппарата:

Местная скорость звука в потоке за рабочим колесом:



Полный тепловой перепад в направляющем аппарате (коэффициент потерь энергии (о₁=1-ц²=0)

Тепловой перепад в рабочем колесе:

Степень реактивности в корневом сечении:

Следовательно, диаметр барабана, подсчитанный с помощью приближенной формулы (пункт 21), обеспечил небольшую степень реактивности в корневом сечении ступени. Если бы у корня лопаток получилась отрицательная степень реактивности, то диаметр барабана следовало бы немного увеличить, чтобы достигнуть положительной степени реактивности.

Угол выхода потока из направляющего аппарата:

Относительная скорость газа:

Угол входа потока в рабочее колесо:

Относительная скорость выхода газа из рабочего колеса:

Коэффициент скорости принимается равным ш=0,97ч0,98 (по результатам испытаний натурных ступеней).

Угол выхода потока из рабочего колеса (С₂ = C_lz=C_2z = 755 м /с, по условию, см. п. 10)

Отношение

23. Расчет ступеней в среднем сечении выполняем в предположении закрутки по закону C_1ud=const _ практически по условию постоянства удельной работы в любом сечении лопаток (d--диаметр окружности, на котором расположены лопатки, а С_1u-- проекция абсолютной скорости потока на направление окружной скорости U).

Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса d_m=1434 мм:

Окружная составляющая скорости потока (по закону закрутки C_lud=const) на среднем диаметре рабочего колеса:

Скорость истечения газа из направляющего аппарата:

Полный изоэнтропийный (адиабатический) перепад тепла в направляющем аппарате на уровне среднего диаметра (о₁=1-ц²=0):

Тепловой перепад в рабочем колесе

Степень реактивности на среднем диаметре ступени (по среднему диаметру рабочего класса):

Из диаграммы состояния (рис. 3) находим параметры газа в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом последней ступени (ступень турбины низкого давления-- ТНД).

Для этого используем условие--теплоперепад в зазоре между рабочим колесом и направляющим аппаратом последней ступени

Величины P₁, Т₁, v₁ соответствующие перепаду теплоты Н = 335 кДж/кг, определяем графически: Р₁=0,19 МПа; Т₁=783°К; v₁=1,62 кг/м³.

Найденному удельному объему соответствует площадь кольца, занятого направляющими лопатками (v₂--удельный объем газа за последней ступенью --табл. 3).

По величине площади S₁ вычисляется внешний диаметр направляющего аппарата (- диаметр диска -барабана)

Средний диаметр направляющего аппарата последней ступени:

Высота лопатки направляющего аппарата последней ступени:

Для полученного среднего диаметра направляющего аппарата уточним расчет среднего сечения ступени.

Окружная скорость на среднем диаметре направляющего аппарата:



Окружная составляющая скорости потока на среднем диаметре (закон закрутки C_lu d -- const):

Скорость истечения из направляющего аппарата:

Угол выхода потока из направляющего аппарата:

Полный тепловой перепад в направляющем аппарате (коэффициент потерь (о₁=1-ц²=0)

Тепловой перепад в рабочем колесе:

Степень реактивности на среднем диаметре:

Относительная скорость газа на входе

Относительная скорость на выходе из рабочего колеса:

Угол входа газа в рабочее колесо:

Угол выхода потока из рабочего колеса:

Скорость адиабатического истечения из ступени в целом:

Характеристическое число:

24. Расчет внешнего сечения ступени выполняется аналогично расчету среднего сечения.

Внешний диаметр направляющего аппарата = 1649 мм. Внешний диаметр рабочего колеса =1544 мм.

Таблица 4

Характеристика последней ступени турбины в трех различных сечениях

Обозначение	Размерность	Диаметр сечения мм
		у корня 1324	средний 1486	внешний 1544
1	2	3	4	5
и	м/с	436	465	535
	м/с	859	765	869
	м/с	1143	869	1134
	кДж/кг	0	0	0
	кДж/кг	410	410	410
	кДж/кг	410	410	410
с		1	1	1
	м/с	868	838	770
	град, мин	60°27'	64°43'	78°36'
	м/с	1150	1022	779
	град, мин	120°59'	115°37'	104°21'
	град, мин	27°13'	28°09'	41°27'
		0,479	0,513	0,591

25. На основании полученных данных (табл. 4) строится график изменения параметров по высоте лопатки (рис. 4) и треугольники скоростей (рис.5).

Параметры наносятся в функции от радиуса или диаметра, для которого выполнен расчет.

26. Как было отмечено выше, в расчетах в объеме принимают проточную часть турбины выполненной из однотипных лопаток, поэтому результатами расчета последней ступени можно воспользоваться для определения размеров других ступеней.

27. Расчеты всех первых ступеней (кроме последней ступени) могут быть осуществлены по методике, принятой при расчете последней ступени.

В соответствии с принятыми предпосылками, характеристики промежуточных ступеней принимаются по закону линейного интерполирования по граничным опорным точкам, то есть по характеристикам первой и последней ступени при условии d'=const=1861 мм.

28. Первая ступень характеризуется следующим параметрами рабочего тела за рабочим колесом (определяем по диаграмме рис. 3.) Для полного перепада теплоты этой ступени Н= 410 кДж/кг, Р₂ = 0,019 МПа, v₂ = = 0,62 м3/кг, Т₂=730°К. Ометаемая лопатками площадь первой ступени:



Индексом z здесь обозначены параметры рабочего колеса последней ступени турбины.

Внешний диаметр рабочего колеса первой ступени:

Средний диаметр рабочего колеса первой ступени:

Высота рабочей лопатки первой ступени:

По диаграмме параметров ступени (рис. 4) для среднего диаметра d_cp=1365 мм находим:

С_Т=0,03

Получив значение степени реактивности, вычислим перепад теплоты в рабочем колесе первой ступени

На диаграмме состояния (рис. 3) от перпендикуляра, соответствующего параметрам газа за первой ступенью, отложим влево тепловой перепад h₂=12,3 кДж/кг и восстановим перпендикуляр, который при пересечении с линиями на диаграмме состояния укажет параметры газа в осевом зазоре между рабочим колесом и направляющим аппаратом первой ступени:

Р₁ = 0,323 МПа; v₁ = 0,61м³/кг; T₁ = 1117°К.

Площадь кольца, образованная направляющим аппаратом первой ступени:

Индексом z обозначены параметры последнего рабочего колеса,

Внешний диаметр направляющего аппарата:

Средний диаметр направляющего аппарата

Высота лопатки направляющего аппарата

Условная скорость

Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса первой ступени d=1,893 м

Отношение

29. Размеры и параметры второй ступени определяются в такой последовательности:

длина рабочей лопатки второй ступени:

внешний диаметр рабочего колеса:

средний диаметр рабочего колеса:

условная скорость:

окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса -- d= 1,924м

Отношение

Аналогичные вычисления производятся для получения размеров направляющих аппаратов второй ступени:

Высота направляющей лопатки второй ступени:

Внешний диаметр направляющего аппарата:

Средний диаметр направляющего аппарата:

По значению среднего диаметра второй ступени (1924 мм) из диаграммы рис.4 определяются величины:

с_Т=0,047

Получив значение степени реактивности, вычислим перепад в рабочем колесе второй ступени:

Тепловые перепады в рабочем колесе и в направляющем аппарате второй ступени откладываются на диаграмме параметров состояния (рис.3), после чего определяются параметры рабочего тела за второй ступенью: Р₂=0,297 МПа, v₂=0,49м³/кг, Т₂=1023^оК

и параметры в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом второй ступени;

Р₁=0,313МПа , v₁=1,37м³/кг, Т₁=1057^оК . Результаты расчета всех ступеней сведены в табл. 5

Для удобства сопоставления характеристик ступеней скорости и углы определены в этом случае в функции среднего диаметра рабочего колеса каждой ступени , для третьей и четвертой ступени (ранее эти данные не определялись) вычислим по рис. 4

3 - ая:

4 - ая:

Таблица 5

Характеристики ступеней турбины (итоговые результаты)

№ п/п	Наименование величин	Обозначение	Размерность	№ ступеней
				1	2	3
1	2	3	4	5	6	7
1	Внутренний диаметр		мм	1861	1861	1861
2	Внешний диаметр		мм	1926	1987,5	2050
3	Средний диаметр		мм	1894	1924	1956
4	Высота направляющей лопатки		мм	32	61,5	91
5	Высота рабочей лопатки		мм	32,5	63,25	94,5
6	Окружная скорость на среднем диаметре		м/сек	565	574,2	470
7	Располагаемый перепад тепла		кДж/кг	146,9	146,9	414,1
8	Полный изоэнтропический Перепад ступени		кДж/кг	185,32	185,32	441,9
9	Условная скорость		м/с	940	940	940
10	Характеристическое число		_	0,6	0,61	0,5
11	Степень реактивности	с	_	0,03	0,061	0,08667
12	Тепловой перепад в рабочем колесе		кДж/кг	5,557	11,3	38,3
13	Тепловой перепад в направляющем аппарате		кДж/кг	179,8	174,02	403,6
14	Скорость (из графиков)		м/с	905 490 492 277,2	890 475 485 277,2	882 460 484 277,2
15	Угол потока (из графиков)	б1 в1 в2	град, мин	17 34 145	18 35 145	18 37 145
16	Давление перед ступенью		МПа	0,754	0,508	0,32
17	Давление в зазоре		МПа	0,516	0,332	0,124
18	Давление за ступенью		МПа	0,508	0,32	0,09303
19	Удельный объем перед ступенью		м3/кг	0,5843	0,75	0,02
20	Удельный объем за ступ-ю		м3/кг	0,75	1,02	2,251

30. Профильные потери принимаются по данным продувок решеток турбинных профилей.

При профилировании закрученных лопаток приходится несколько отступить от наивыгоднейшей формы профилей; в связи с этим расчетные значения коэффициентов потерь энергии принимаем несколько завышенными сравнительно с опытными данными:о₁=0,04, о₂=0,06;

а) потери энергии в направляющем аппарате первой ступени:

б) потери энергии в рабочем колесе первой ступени:

Аналогично рассчитаны профильные потери во второй и третьей ступенях. Результаты расчета сведены в табл. 6.

31. Концевые потери энергии определяются в предположении, что направляющие и рабочие лопатки выполнены без бандажей. Радиальный зазор выбирается из конструктивных соображений.

При выполнении поверочного расчета проточной части турбины целесообразно расчет выполнить при двух-трех размерах радиальных зазорах:

д=0,3 мм д=0,5 мм д=1,0 мм

Потери теплового перепада вычисляются по формуле:

Где д _ величина радиального зазора, мм.

l- средняя высота лопатки, мм.

l₁- высота лопатки направляющего аппарата, мм

l₂- высота лопатки рабочего колеса

- перепад тепла, кДж/кг

а) Концевые потери энергии в первой ступени при величине радиального зазора д=0,3:



б) Концевые потери энергии в первой ступени при величине радиального зазора д=0,5:

в) Концевые потери энергии в первой ступени при величине радиального зазора д=1,0:

Аналогично вычислим концевые потери энергии при трех значениях зазоров

д=0,3 мм д=0,5 мм д=1,0 мм, для второй, третьей и четвертой ступеней. Результаты расчетов сведены в табл. 6.

Таблица 6

Потери энергии при различных радиальных зазорах

№ п/п	Наименование величин	Обозначение	Размерность	№ ступеней
				1	2	3	4
1	2	3	4	5	6	7	8
1	Профильные потери в направляющем аппарате		кДж/кг	15,81	15,96	16,2	16,43
2	Профильные потери в рабочем колесе		кДж/кг	7,26	7,34	7,476	7,578
3	Средняя высота лопаток	l	мм	32,25	62,375	92,75	102,76
4	Концевые потери		кДж/кг кДж/кг кДж/кг	2,27 4,65 12,26	0,987 3,47 5,67	2,56 6,78 9,32	2,67 8,89 11,37
5	Теплоперепад		кДж/кг	410	410	410	410
6	Сумма потерь энергии		кДж/кг кДж/кг кДж/кг	26,62 28,53 34,67	24,95 25,94 29,12	25,20 26,78 31,87	27,49 27,52 27,93
7	Использованный теплоперепад	h h h	кДж/кг кДж/кг кДж/кг	158,7 156,8 150,7	160,4 159,4 153,2	416,7 415,1 410,0	321,6 320,8 317,2

32. Внутренний относительный К.П.Д. турбины определяется по формуле:

где - полный изоэнтропический (адиабатический) перепад тепла в турбине, см. п. 7;

- суммарное значение потерь энергии при выбранном зазоре для трехступеней;

-перепад на создание осевой скорости потока, см. п. 15.

-удельная работа в турбине (см. термодинамический расчет п. 17.).

Внутренний к.п.д. турбины вычислим для трех значений зазоров:

д=0,3 мм д=0,5 мм д=1,0 мм

а) при д=0,3 мм

б) при д=0,5 мм

в) при д=1,0 мм

Следовательно, заданный внутренний адиабатический к.п.д. турбины () может быть достигнут при величине зазора 0,3<<0,5 мм.

Принимаем величину радиального зазора д=0,4 мм

Размещено на Allbest.ru

...