Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364139
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62791)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21319)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21692)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8692)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3462)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20644)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Реферат: Газотурбинные установки могут служить приводами для нагнетателей природного газа, а также генераторов электрического тока.

Название: Газотурбинные установки могут служить приводами для нагнетателей природного газа, а также генераторов электрического тока.
Раздел: Остальные рефераты
Тип: реферат Добавлен 01:45:59 18 ноября 2011 Похожие работы
Просмотров: 56 Комментариев: 6 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Содержание

Реферат. 3

Перечень листов графических документов. 4

Основные условные обозначения, индексы и сокращения. 5

Введение. 6

1. Газодинамический расчет турбины.. 7

1.1. Предварительный расчет. 7

1.2. Определение числа ступеней. 8

1.3. Выбор осевой скорости, углов и реактивности ступеней. 9

1.4. Выбор схемы проточной части. 9

1.5. Газодинамический расчет ступени по среднему диаметру. 10

1.6. Выбор и расчет закона закрутки лопаток. 18

1.7. Профилирование рабочей лопатки последней ступени. 32

1.8. Расчет потерь энергии, КПД и мощности турбины.. 38

2. Расчет на прочность элементов турбины.. 41

2.1. Выбор материалов основных деталей (корпуса, ротора, рабочих лопаток) 41

2.2. Определение толщины стенки корпуса в части высокого давления. 41

2.3. Расчет на прочность рабочей лопатки четвертой ступени. 42

2.4. Расчет на прочность диска четвертой ступени. 46

2.5. Определение основных размеров подшипников турбины.. 50

2.6. Оценка размеров выходного диффузора, входного и выходного патрубков. 51

3. Описание конструкции турбины.. 54

Заключение. 55

Библиографический список. 56

Приложение А.. 57

Приложение Б. 58

Приложение В.. 59

Приложение Г. 60


Реферат

Газотурбинные установки могут служить приводами для нагнетателей природного газа, а также генераторов электрического тока. Малые удельные металлоёмкость и трудоёмкость, хорошая маневренность, высокая степень автоматизации управления и эксплуатационная надежность, обусловили распространение ГТУ на воздушном и морском транспорте. Применительно к газовой промышленности важны следующие достоинства ГТУ: низкая стоимость установленного киловатта при компактности агрегата; высокая быстроходность и любая необходимая для компрессорной станции единичная мощность; простота регулирования нагрузки за счёт переменной частоты вращения; способность заметно увеличивать располагаемую мощность в холодное время года, когда потребление газа возрастает; достаточно простая автоматизация обслуживания; продолжающийся заметный прогресс ГТУ в повышении экономичности, надежности конструкции.

Полезная мощность ГТУ составляет сравнительно небольшую долю от мощности турбины. Долю полезной мощности можно увеличить подняв температуру газа перед турбиной или снизив температуру воздуха, засасываемого компрессором. В первом случае возрастает работа расширения (используемый теплоперепад) газа в турбине, во втором – уменьшается работа, затрачиваемая на сжатие воздуха в компрессоре. Оба способа приводят к увеличению доли полезной мощности. Полезная мощность ГТУ зависит также от аэродинамических показателей проточных частей турбины и компрессора: чем меньше аэродинамические потери в турбине и компрессоре, тем большая доля мощности газовой турбины становится полезной.

Эффективность ГТУ в сравнении с другими тепловыми двигателями обнаруживается только при высокой температуре газа и высокой экономичности турбины и компрессора. Поэтому простой по принципу действия газотурбинный двигатель стали применять в промышленности позднее других тепловых двигателей, после того как был достигнут прогресс в технологии жаропрочных материалов и накоплены необходимые знания в области аэродинамики турбомашин.

Современная тенденция в развитии ГТУ состоит в повышении начальной температуры и давления рабочих газов при простых схемных решениях. Применение специального охлаждения горячих деталей и жаропрочных материалов позволило поднять температуру рабочих газов до 850 0 С для базовых и до 950 ¸ 1000 0 С для пиковых установок. Дальнейший прогресс в этой области связан с совершенствованием систем охлаждения и, в первую очередь, способов охлаждения рабочих лопаток газовых турбин, а также с разработкой новых жаропрочных материалов. Ближайшее десятилетие ожидается дальнейший рост единичных мощностей энергетических ГТУ и повышение начальной температуры газа.

При разработке и эксплуатации газотурбинных газоперекачивающих агрегатов необходимы знания тепловых и газодинамических процессов, происходящих в элементах агрегата, вопросов статической и динамической прочности элементов.

В данном курсовом проекте разработана многоступенчатая газовая турбина, которая может быть использована на линейных компрессорных станциях.

Перечень листов графических документов

Название чертежа

Обозначение

Формат

Газовая турбина мощностью 35 МВт

101400.411410.408А . А16.01

А1

Лопатка рабочая

101400.411410.408А . А16.02

А1

Основные условные обозначения, индексы и сокращения

Условные обозначения:

а – скорость звука;

в , В – хорда, ширина лопатки;

с, w – скорость в абсолютном, относительном движении;

Ср –удельная теплоёмкость;

D, Dl – диаметр, веерность;

F, f – площадь венца, площадь поперечного сечения лопатки;

G – массовый расход;

H, h - теплоперепад в турбине, в ступени;

k -показатель адиабаты;

l - высота лопатки;

M - чило Маха;

N, n – мощность, частота вращения;

p - давление;

S, d - осевой зазор и радиальный зазоры;

T,t - температура (К , 0 С );

v- удельный обьём;

z - число ступеней;

a , b - угол потока в абсолютном движении и в относительном движении;

g - угол раскрытия проточной части;

e - коэффициент потерь;

h - КПД;

p - степень понижения давления;

r - степень реактивности;

j,y  - коэффициент скорости в соплах, на рабочих лопатках;

w -угловая частота вращения.

Индексы и сокращения:

* - по заторможенным параметрам;

1 - на выходе из сопел, на входе в рабочие лопатки;

2 - на выходе из рабочих лопаток;

а - осевая;

u - окружная;

с - в абсолютном движении;

w - в относительном движении;

z - последней ступени;

ад . - адиабатический;

г - газа;

к - корневой;

л - лопатки;

н - наружный;

с - сопла;

р - рабочей лопатки;

расп - располагаемый;

ср - средний;

ст - ступени;

т - турбины, за турбиной.


Введение

В данном курсовом проекте производится расчёт и конструирование одновальной газовой турбины. В ходе работы производится определение числа ступеней, их газодинамический расчёт, рассчитываются на прочность лопатки и диск.

Также после проведения необходимых расчетов выполнено профилирование лопаток, эскиз проточной части, построены графики распределения газодинамических параметров по высоте ступени и треугольники скоростей.

Целью курсового проекта является определение проходных сечений сопловых и рабочих венцов ступеней турбины, геометрических характеристик направляющих и рабочих лопаток вдоль радиуса, КПД и мощности турбины.

Расчётная часть курсового проекта включает в себя:

1. газодинамический расчёт турбины;

2. расчёт на прочность элементов турбины;

3. определение основных размеров подшипника;

4. расчет входного и выходного патрубков, диффузора.

Исходные данные для расчета:

Температура газа перед турбиной: t0 = 870 0 С;

Давление газа перед турбиной: р0 = 1,52 МПа;

Полная мощность турбины: N = 35 МВт;

Частота вращения ротора: n = 6500 об/мин.

1. Газодинамический расчет турбины

1.1. Предварительный расчет

Целью предварительного расчета является определение расхода газа через турбину и полезной мощности

Давление газа за турбиной:

Используя опыт предыдущего проектирования газовых турбин, принимаем:

КПД диффузорного входного патрубка: ;

скорость в выходном патрубке ;

скорость перед диффузором ;

плотность газа за турбиной .

Потеря давления в диффузоре:

Полное давление газа за последней ступенью турбины:

Давление за последней ступенью турбины:

107326-1852 ∙0,582 / 2 = 97366 Па ;

Полная мощность турбины N = 35 МВт ;

Теплоемкость газовой смеси Cрт = 1,16 кДж/кг . К ;

Показатель степени:

;

КПД турбины:

Степень понижения давления газа в турбине:

Адиабатический теплоперепад в турбине:

Полная температура газа за турбиной:

1143-655,8∙0,89 / 1,16 = 640 К ;

Температура за турбиной:

640-1852 / 2∙1,16∙1000 = 625 К ;

Уточненная плотность газа за турбиной:

107326 / 640∙288 = 0,582 кг/м3 ;

Сравниваем полученное значение с уточненным: принятое значение плотности правильное

Расход газа через турбину:

59,4 кгс ;

Коэффициент, учитывающий потери воздуха на охлаждение и уплотнение, а также добавку газа в камере сгорания:

0,98;

Теплоемкость воздуха во входном патрубке компрессора: Срк = 1,010 кДж/кг . К ;

Температура воздуха во входном патрубке компрессора:

Показатель адиабаты для воздуха: Кв = 1,4; mк = 0,29.

КПД компрессора:

Такие параметры, как теплоёмкость, показатель адиабаты примем без уточнений, так как точный расчет компрессора в данном курсовом проекте не выполняется.

Степень сжатия в компрессоре (примем потери на трение равными 4%):

15,46. (1 + 0,04) = 16,24;

Напор компрессора:

кДж/кг ;

В многоступенчатой турбине вследствие перехода гидравлических потерь в тепло, располагаемый теплоперепад больше адиабатического на величину коэффициента возврата теплоты который принимаем: a = 0,01;

Располагаемый теплоперепад: кДж/кг ;

Полезная работа цикла:

кДж/кг ;

Эффективная мощность на валу турбины: Ne =He *GT =170,0*59,4=10,09 МВт.

1.2. Определение числа ступеней

При выборе числа ступеней турбины z учитываем назначение ГТУ, необходимость достижения высокого значения КПД турбины . Определяющим фактором в выборе числа ступеней при заданном общем теплоперепад является окружная скорость . Изучая опыт проектирования современных турбин предпочтительно иметь на среднем диаметре , если конструкция ротора этому не препятствует. Исходя из того, что для ступени должно составлять , на каждой ступени при этом можно сработать адиабатический теплоперепад .

На первую ступень желательно принять несколько увеличенный теплоперепад, чтобы заметно снизить температуру газа.

Теплоперепад на последнюю ступень принимают с учётом минимизации потерь с выходной скоростью, обеспечивая эффективную работу диффузора, что при осевом диффузоре достигается при a2 =90 о ;

По опыту стационарного турбостроения принимаем число ступеней в турбине , выполняя первую ступень более нагруженной.

Распределим между ступенями согласно рекомендациям -
Получим:

; ; ; .

Произведем проверку: кДж/кг ;

1.3. Выбор осевой скорости, углов и реактивности ступеней

Для стационарной ГТУ КПД турбины возрастает при уменьшении выходной скорости. Величина этой скорости при заданном расходе и параметрах газа на выходе определяется торцевой площадью последней ступени, которая, в свою очередь, связана с прочностью рабочих лопаток.

Принимаем осевую составляющею скорости выхода газа из ступени с увеличением от первой ступени к последней:

; ; ; ;

Принимаем угол выхода потока из сопел :

; ; ; ;

Степень реактивности на среднем диаметре:

; ; ; ;

1.4. Выбор схемы проточной части

Схему проточной части турбины примем с постоянным внутренним диаметром, так как при этом упрощается конструкция ротора и особенно корневой части рабочих лопаток.

Определим корневой диаметр последней ступени из следующих соотношений:

Коэффициент скорости .

Оптимальное значение характеристики ступени:

0,60;

Окружная скорость:

;

Средний диаметр:

м .

Допустимые напряжения растяжения в корневом сечении рабочей лопатки
МПа .

Коэффициент формы для линейного закона изменения площадей сечений по высоте лопатки принимаем равным 0,5.

Плотность материала лопатки .

Угловая скорость вращения ротора турбины:

.

Кольцевая площадь , ометаемая рабочими лопатками четвертой ступени, определяется по формуле:

м 2 ;

Высота рабочей лопатки:

,

корневой диаметр рабочего колеса:

.

Принимаем конструктивно м .

Значения, полученные в данном разделе, используются только для определения корневого диаметра и в последующих расчетах будут пересчитаны.

1.5. Газодинамический расчет ступени по среднему диаметру

В газодинамическом расчёте ступени по среднему диаметру были определены основные размеры каждой ступени, высоты сопловых и рабочих лопаток, углы выхода потока из лопаточных венцов и параметры потока в межвенцовых зазорах каждой ступени на среднем диаметре. Результаты расчета сведены в таблицу 1.1.

По результатам расчета построен эскиз проточной части (см. рисунок 1.1.) и h- s диаграмма (рис.1.2.)


Таблица 1.1.

Газодинамический расчет ступеней по среднему диаметру

Наименование величины

Формула

Обозна-чение

Размер- ность

Ступень1

Ступень 2

Ступень 3

Ступень 4

1

2

3

4

5

6

7

8

КПД ступени

Принимается

h ст

-

0,89

0,89

0,88

0,87

Средняя температура в ступени

Тср

К

1078

950

826

700

Показатель адиабаты

Принимается

К

-

1,314

1,324

1,335

1,349

Параметр

k-1/k

m

-

0,239

0,245

0,251

0,259

Теплоёмкость газа

R/m

СPT

кДж/кгК

1,205

1,177

1,147

1,114

Адиабатический теплоперепад ступени

из п.1.2

hст ад

кДж/кг

174,9

162,8

161,6

163,1

Полная температура за ступенью

Т2 *

К

1012

888

764

636

Полное давление за ступенью

Р2 *

Па

858652

471471

237647

105253

Осевая составляющая скорости за РЛ

Принимается

С

м/с

120

140

160

185

Статическая температура за РЛ

Т2

К

1007

881

753

622

Статическое давление за РЛ

Р2

Па

836870

441635

209410

83971

Удельный объем РЛ

u 2

м3 /кг

0,346

0,574

1,036

2,132

Ометаемая площадь на выходе из РЛ

F

м2

0,1712

0,2434

0,3844

0,6842

Продолжение таблицы 1.1.

1

2

3

4

5

6

7

8

Высота РЛ

lр

м

0,0631

0,0873

0,1314

0,2146

Веерность ступени

-

13,7

10,2

7,1

4,7

Окружная скорость на среднем диаметре РЛ

u2

м/с

294

302

317

345

Степень реактивности

Принимается

rcp

-

0,25

0,30

0,35

0,45

Коэффициент скорости

Принимается

j

-

0,965

0,965

0,965

0,965

Коэффициент скорости

Принимается

y

-

0,955

0,955

0,955

0,955

Адиабатический теплоперепад в СА

hс ад

кДж/кг

131,1

113,9

105,1

89,7

Адиабатический теплоперепад в РК

hр ад

кДж/кг

43,8

48,9

56,5

73,4

Скорость газа на выходе из сопел

С1

м/с

494

461

442

409

Угол выхода потока из сопел

Принимается

a

град

15

16

18

21

Осевая составляющая скорости за СА

C

м/с

128

127

137

147

Статическая температура за СА

Т1

К

1041

922

803

689

Статическое давление за СА

Р1

Па

1001683

584159

317652

163621

Удельный объём СА

u1

м3 /кг

0,299

0,455

0,728

1,212

Ометаемая площадь на выходе из СА

F1a

м2

0,1390

0,2125

0,3162

0,4912

Продолжение таблицы 1.1.

1

2

3

4

5

6

7

8

Высота сопловой лопатки

lc

м

0,0519

0,0771

0,1105

0,1625

Окружная скорость на среднем диаметре СА

u 1

м/с

290

299

310

328

Коэффициент расхода для СА

-

0,44

0,43

0,44

0,45

Окружная проекция абсолютной скорости

С1u

м/с

477

443

421

382

Окружная проекция относительной скорости

W1u

м/с

187

144

111

54

Угол входа потока на РЛ

b

град

34,3

41,4

51

69,8

Скорость выхода потока на РЛ

W1

м/с

227

192

176

156

Скорость выхода потока из РЛ

W2

м/с

356

350

363

395

Угол выхода потока из РЛ

b2

град

19,7

23,6

26,2

27,9

Окружная проекция относительной скорости

W2u

м/с

335

321

325

349

Окружная проекция абсолютной скорости

C2u

м/с

42

19

8

4

Угол выхода потока за РЛ

a2

град

70,9

82,3

87,0

91,2

Скорость выхода потока

C2

м/с

127

141

160

185

Скорость звука в потока потоке за РЛ

a2

м/с

617

593

556

517

Продолжение таблицы 1.1.

1

2

3

4

5

6

7

8

Число Маха за РЛ

Mc2

-

0,21

0,24

0,29

0,36

Скорость звука на выходе из СА

a1

м/с

628

593

556

517

Число Маха на выходе из СА

Mc1

-

0,79

0,78

0,80

0,79

Температура заторможенного потока на РЛ

T1w *

К

1063

938

817

700

Предел длительной прочности

Принимается

st t

МПа

100

140

220

400

Напряжения растяжения в корне РЛ

sр

МПа

49

70

111

197

Коэффициент запаса

n

-

2

2

2

2

Ширина РЛ на среднем диаметре

Bp cp

м

0,0221

0,0306

0,0460

0,0751

Передний осевой зазор

S1

м

0,0088

0,0124

0,0184

0,0300

Ширина сопел на среднем диаметре

~

Bc cp

м

0,0232

0,0321

0,0483

0,0789

Задний осевой зазор

S2

м

0,0158

0,0220

0,0331

0,0540

Материал

Принимается

ЭИ607

ЭИ572

ЭИ572

25ХМ1Ф


1.6. Выбор и расчет закона закрутки лопаток

Выполненный расчет ступеней по среднему диаметру определяет требования к геометрии лопаток только в одном сечении – среднем. У корня и на периферии условия обтекания будут отличаться. Поэтому произведен расчет ступени с учетом закрутки. За счёт безударного обтекания рабочих лопаток и предупреждения побочных течений газа в ступени экономичность ступени повышается. Закрутка потока приводит к увеличению степени реактивности ступени от корневого сечения к периферии.

Для первой, второй и третей ступеней выбран обратный закон r. tga1(r)=const ,

Для четвертой – закон а1 (r)=const.

Результаты расчета закрутки в трёх сечениях для всех четырёх ступеней сведены в таблицы 1.2.1, 1.2.2, 1.2.3, 1.2.4. Графики изменения степени реактивности, углов и скоростей по высоте четвертой ступени показаны на рисунках 1.3. – 1.5. По результатам расчёта построены треугольники скоростей (рис. 1.6. – 1.9.)


Таблица 1.2.1.

Расчет закрутки первой ступени по радиусу

Наименование величины

Формула

Обозначение

Размерность

Сечение

Корн.

Средн.

Периф.

1

2

3

4

5

6

7

Относительный радиус

0,927

1,000

1,073

Угол выхода потока из сопел

a 1

град

16,1

15

14

Осевая составляющая скорости за СА

C1a

м/с

147

128

112

Окружная проекция абсолютной скорости

C1u

м/с

510

477

450

Скорость газа на выходе из сопел

C1

м/с

531

494

463

Осевая составляющая скорости за РЛ

C2a

м/с

120

120

120

Окружная скорость

U1

м/с

269

290

311

Окружная скорость

U2

м/с

272

294

315

Адиабатический теплоперепад в соплах

hc ад

кДж/кг

151,5

131,1

115,3

Термодинамическая степень реактивности

r т

0,13

0,25

0,34

Угол входа потока на РЛ

b 1

град

31,4

34,3

39

Скорость входа потока на РЛ

W1

м/с

282

287

178

Продолжение таблицы 1.2.1.

1

2

3

4

5

6

7

Скорость выхода потока из РЛ

W2

м/с

338

356

371

Угол выхода потока из РЛ

b 2

град

20,8

19,7

18,9

Окружная проекция относительной скорости

W2u

м/с

316

335

351

Окружная проекция абсолютной скорости

C2u

м/с

44

42

36

Угол выхода потока за РЛ

a 2

град

69,9

70,9

73,5

Кинематическая степень реактивности

r кин

0,13

0,25

0,34

Удельная работа на ободе

hн

кДж/кг

125,3

126,4

128,8

Скорость выхода потока

C2

м/с

128

127

125

Статическая температура за СА

T1

К

1026

1042

1054

Статическое давление за СА

P1

МПа

0,935

1,002

1,056

Температура заторможенного потока за РЛ

T1w *

К

1059

1063

1067

Скорость звука на выходе из СА

a1

м/с

623

628

632

Число Маха на выходе из СА

с11

Mc1

0,85

0,79

0,73

Скорость звука на входе в РК

a1

м/с

623

628

632

Число Маха на входе в РК

w1 /a1

M1w

0,45

0,36

0,28

Таблица 1.2.2.

Расчет закрутки второй ступени по радиусу

Наименование величины

Формула

Обозначение

Размерность

Сечение

Корн.

Средн.

Периф.

1

2

3

4

5

6

7

Относительный радиус

0,902

1,000

1,098

Угол выхода потока из сопел

a 1

град

17,6

16

14,6

Осевая составляющая скорости за СА

C1a

м/с

154

127

107

Окружная проекция абсолютной скорости

C1u

м/с

484

443

410

Скорость газа на выходе из сопел

C1

м/с

508

461

423

Осевая составляющая скорости за РЛ

C2a

м/с

140

140

140

Окружная скорость

U1

м/с

269

299

328

Окружная скорость

U2

м/с

272

302

332

Адиабатический теплоперепад в соплах

hc ад

кДж/кг

138,4

114,0

96,2

Термодинамическая степень реактивности

r т

0,15

0,30

0,40

Угол входа потока на РЛ

b 1

град

35,6

41,3

52,6

Скорость входа потока на РЛ

W1

м/с

264

192

134

Продолжение таблицы 1.2.2.

1

2

3

4

5

6

7

Скорость выхода потока из РЛ

W2

м/с

329

351

372

Угол выхода потока из РЛ

b 2

град

25,2

23,5

22,1

Окружная проекция относительной скорости

W2u

м/с

297

321

345

Окружная проекция абсолютной скорости

C2u

м/с

25

19

13

Угол выхода потока за РЛ

a 2

град

79,9

82,1

84,8

Кинематическая степень реактивности

r кин

0,15

0,30

0,40

Удельная работа на ободе

hн

кДж/кг

123,5

126,4

130,1

Скорость выхода потока

C2

м/с

142

141

141

Статическая температура за СА

T1

К

903

922

936

Статическое давление за СА

P1

МПа

0,520

0,571

0,610

Температура заторможенного потока за РЛ

T1w *

К

932

938

944

Скорость звука на выходе из СА

a1

м/с

587

593

598

Число Маха на выходе из СА

с11

Mc1

0,87

0,78

0,71

Скорость звука на входе в РК

a1

м/с

587

593

598

Число Маха на входе в РК

w1 /a1

M1w

0,45

0,32

0,22

Таблица 1.2.3.

Расчет закрутки третей ступени по радиусу

Наименование величины

Формула

Обозначение

Размерность

Сечение

Корн.

Средн.

Периф.

1

2

3

4

5

6

7

Относительный радиус

0,859

1,000

1,141

Угол выхода потока из сопел

a 1

град

20,7

18,0

15,9

Осевая составляющая скорости за СА

C1a

м/с

179

137

107

Окружная проекция абсолютной скорости

C1u

м/с

474

421

377

Скорость газа на выходе из сопел

C1

м/с

507

442

392

Осевая составляющая скорости за РЛ

C2a

м/с

160

160

160

Окружная скорость

U1

м/с

266

310

354

Окружная скорость

U2

м/с

272

317

362

Адиабатический теплоперепад в соплах

hc ад

кДж/кг

138,0

105,1

82,5

Термодинамическая степень реактивности

r т

0,15

0,34

0,48

Угол входа потока на РЛ

b 1

град

40,7

51,0

77,7

Скорость входа потока на РЛ

W1

м/с

275

176

110

Продолжение таблицы 1.2.3.

1

2

3

4

5

6

7

Скорость выхода потока из РЛ

W2

м/с

336

363

394

Угол выхода потока из РЛ

b 2

град

28,4

26,2

23,9

Окружная проекция относительной скорости

W2u

м/с

296

325

361

Окружная проекция абсолютной скорости

C2u

м/с

24

8

1

Угол выхода потока за РЛ

a 2

град

81,6

87,0

90,4

Кинематическая степень реактивности

r кин

0,15

0,34

0,48

Удельная работа на ободе

hн

кДж/кг

119,9

127,8

133,7

Скорость выхода потока

C2

м/с

162

160

160

Статическая температура за СА

T1

К

776

803

821

Статическое давление за СА

P1

МПа

0,265

0,306

0,337

Температура заторможенного потока за РЛ

T1w *

К

809

817

827

Скорость звука на выходе из СА

a1

м/с

546

556

562

Число Маха на выходе из СА

с11

Mc1

0,93

0,80

0,70

Скорость звука на входе в РК

a1

м/с

546

556

562

Число Маха на входе в РК

w1 /a1

M1w

0,50

0,32

0,20

Таблица 1.2.4.

Расчет закрутки четвертой ступени по радиусу

Наименование величины

Формула

Обозначение

Размерность

Сечение

Корн.

Средн.

Периф.

1

2

3

4

5

6

7

Относительный радиус

0,788

1,000

1,212

Угол выхода потока из сопел

a 1

град

21,0

21,0

21,0

Осевая составляющая скорости за СА

C1a

м/с

178

147

125

Окружная проекция абсолютной скорости

C1u

м/с

463

382

327

Скорость газа на выходе из сопел

C1

м/с

496

409

350

Осевая составляющая скорости за РЛ

C2a

м/с

185

185

185

Окружная скорость

U1

м/с

258

328

397

Окружная скорость

U2

м/с

272

345

418

Адиабатический теплоперепад в соплах

hc ад

кДж/кг

132,0

89,7

65,7

Термодинамическая степень реактивности

r т

0,17

0,43

0,58

Угол входа потока на РЛ

b 1

град

41,0

69,8

60,7

Скорость входа потока на РЛ

W1

м/с

271

156

144

Продолжение таблицы 1.2.4.

1

2

3

4

5

6

7

Скорость выхода потока из РЛ

W2

м/с

351

395

444

Угол выхода потока из РЛ

b 2

град

31,8

27,9

24,6

Окружная проекция относительной скорости

W2u

м/с

299

349

404

Окружная проекция абсолютной скорости

C2u

м/с

26

4

-14

Угол выхода потока за РЛ

a 2

град

81,9

88,8

94,4

Кинематическая степень реактивности

r кин

0,17

0,43

0,58

Удельная работа на ободе

hн

кДж/кг

112,7

123,7

135,3

Скорость выхода потока

C2

м/с

187

185

186

Статическая температура за СА

T1

К

653

689

709

Статическое давление за СА

P1

МПа

0,124

0,155

0,174

Температура заторможенного потока за РЛ

T1w *

К

686

700

718

Скорость звука на выходе из СА

a1

м/с

504

517

525

Число Маха на выходе из СА

с11

Mc1

0,98

0,79

0,67

Скорость звука на входе в РК

a1

м/с

504

517

525

Число Маха на входе в РК

w1 /a1

M1w

0,54

0,30

0,27


1.7. Профилирование рабочей лопатки последней ступени

Данный расчёт геометрических параметров профиля основан на результатах статистического анализа геометрических параметров профилей большого числа реально выполненных, тщательно отработанных и испытанных ступеней. Так как исходные профили были аэродинамически совершенными, можно ожидать, что профили, построенные по полученным формулам, также будут совершенными. Исходными данными для расчёта геометрических параметров профилей являются результаты газодинамического расчёта ступени по сечениям, в частности, входные и выходные углы потока.

Расчёт геометрических параметров профиля в данной работе произведен для последней ступени. Профилирование выполнено для трёх сечений: корневого, среднего и периферийного.

Результаты расчета геометрических параметров профиля сведены в таблицу 1.3. На основе полученных данных построены профили сопловой и рабочей лопаток четвертой ступени в трёх сечениях (рис. 1.10. – 1.11.)


Таблица 1.3.

Профилирование лопаток четвертой ступени

Наименование величины

Формула

Обозна-чение

Размер-ность

Значение величины для сечения лопатки

рабочая

сопловая

Корн.

Сред.

Периф.

Корн.

Сред.

Периф.

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Скорость входа потока в решётку

Из расчёта закона закрутки

W 1

м/с

271

156

144

160

160

160

Скорость выхода потока из решётки

Из расчёта закона закрутки

W 2

м/с

351

395

444

496

409

350

Входной угол потока

Из расчёта закона закрутки

b 1

град

41,0

69,8

60,7

87,2

87,0

88,9

Выходной угол потока

Из расчёта закона закрутки

b 2

град

31,8

27,9

24,6

21

21

21

Число Маха

Из расчёта закона закрутки

M w2

0,70

0,76

0,85

0,98

0,79

0,67

Ширина решётки

Из расчёта по среднему диаметру

B

м

0,0791

0,0751

0,0711

0,0829

0,0789

0,0749

Угол установки профиля

,

где А=1 для НЛ и для среднего и периферийного сечения РЛ ,

А=0.85 для корневого сечения РЛ

b y

град

74,1

58,3

52,9

46,6

49,4

51,4

Хорда профиля

b

м

0,0821

0,0876

0,0881

0,1124

0,1025

0,0946

Относительная макс. толщина профиля

Принимается

C max

0,3

0,12

0,04

0,10

0,10

0,10

Оптимальный относительный шаг решётки

0,537

0,864

0,913

0,774

0,773

0,781

Продолжение таблицы 1.3.

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Число лопаток в решётке

Zл

шт

57

57

57

29

29

29

Шаг решётки

t

м

0,0441

0,0458

0,0476

0,0867

0,0895

0,0923

Фактический относительный шаг

-

0,537

0,523

0,540

0,771

0,873

0,976

Входной геометрический угол профиля

b

град

44,0

72,1

64,4

86,2

86,0

87,8

Эффективный выходной угол решётки

b

град

28,8

24,9

21,6

18

18

18

Затылочный угол профиля

Принимается

g

град

9,2

8,3

7,1

5,3

7,9

9,5

Выходной геометрический угол профиля

b

град

36,1

27,7

22,5

20,0

18,9

18,0

Относительный радиус выходной кромки

Принимается

0,010

0,010

0,010

0,015

0,015

0,015

Относительный радиус входной кромки

0,060

0,031

0,008

0,028

0,028

0,028

Относительное положение макси-

мальной толщины

X c

0,301

0,260

0,209

0,192

0,185

0,176

Относительная длина средней линии профиля

1,223

1,122

1,125

1,107

1,111

1,110

Продолжение таблицы 1.3.

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Угол заострения входной кромки

j 1

град

57,2

22,3

10,6

23,9

24,8

26,3

Угол заострения выходной кромки

j 2

град

20,3

7,5

1,4

4,9

4,9

4,8

Горло межлопаточного канала

a 2

м

0,0212

0,0193

0,0175

0,0268

0,0277

0,0285

Радиус входной кромки

R 1

м

0,0049

0,0027

0,0007

0,0031

0,0029

0,0026

Радиус выходной кромки

R 2

м

0,0008

0,0009

0,0009

0,0017

0,0015

0,0014

Максимальная толщина профиля

C max

м

0,0246

0,0105

0,0035

0,0112

0,0103

0,0095

Положение максимальной толщины профиля

X c

м

0,0247

0,0228

0,0184

0,0216

0,0190

0,0166


1.8. Расчет потерь энергии, КПД и мощности турбины

После выполнения профилирования лопаток и детального учета особенностей конструкции произведен приближенный расчет потерь энергии по принятым значениям коэффициентов jc и y р . В общие потери энергии входят профильные потери, вторичные потери, потери от перетекания в радиальном зазоре. Профильные потери энергии были определены для средних сечений венцов. Результаты расчёта сведены в таблицу 1.4.


Таблица 1.4.

Расчет потерь энергии, КПД и мощности турбины

Наименование величины

Формула

Обозна-чение

Размер-ность

1

ступень

2

ступень

3

ступень

4

ступень

1

2

3

4

5

6

7

8

Профильные потери в сопловом аппарате

Dh c пр

кДж/кг

9,015

7,834

7,227

6,168

Профильные потери в рабочем колесе

Dh p пр

кДж/кг

2,485

1,778

1,492

1,175

Концевые потери в СА

Dh c конц

кДж/кг

2,241

1,933

2,097

2,304

Концевые потери в РК

Dh p конц

кДж/кг

0,997

1,323

1,685

2,319

Потери от перетеканий в радиальном зазоре РЛ

Dh c заз

кДж/кг

0,000

2,955

1,902

1,104

Потери от перетеканий в радиальном зазоре СА

Dh р заз

кДж/кг

1,387

1,120

0,860

0,684

Общие потери на ободе в ступени

SDh

кДж/кг

16,125

16,942

15,264

13,755

Использованный теплоперепад в ступени

h u

кДж/кг

158,73

145,83

146,35

149,35

Внутренний КПД ступени на ободе

h u

-

90,8%

89,6%

90,6%

91,6%

Суммарный теплоперепад

H u

кДж/кг

600,3

Продолжение таблицы 1.4.

1

2

3

4

5

6

7

8

КПД турбины без потерь на трение

h

-

90,6%

Внутренний КПД турбины

h т

-

89,7%

Общая мощность турбины

N т

МВт

35,28

Мощность затрачиваемая на привод компрессора

N к

МВт

24,66

Эффективная мощность

N e

МВт

10,62


2. Расчет на прочность элементов турбины

2.1. Выбор материалов основных деталей
(корпуса, ротора, рабочих лопаток)

Детали турбины испытывают как статические нагрузки, обусловленные действием потока рабочего тела на детали турбины, так и динамические, вызываемые повторяющимися импульсами, многократное действие которых приводит к усталостным разрушениям. Статические нагрузки вызываются действием ЦБС, передачей крутящего момента, давлением газов. Динамические силы и напряжения, связанные с колебаниями и определяющие длительную усталостную прочность деталей в рамках данного курсового проекта не рассматриваются. Основные детали, расчет которых будет произведен ниже – корпус, ротор, лопатки. Выбор материалов для этих элементов газотурбинной установки осуществляется по таблицам, приведенным в [5].

Основным параметром, влияющим на прочность лопаток, является температура, воздействующая на нее при работе. Так как лопатки первых ступеней работают при высоких температурах (в первой ступени свыше 8000 С), то для них выбирается жаропрочный сплав ЭИ607 и ЭИ572 (первая и вторая ступени) [2]. Для лопаток третьей ступени также выбран сплав ЭИ572. Лопатки четвёртой ступени работают при более низких температурах, поэтому для них выбран сплав 25ХМ1Ф.

Корпус ГТУ воспринимает силовые нагрузки и защищен от контакта с высокотемпературными потоками тепловым экраном, но возможен прогрев корпуса до 7000 С, поэтому для него выбран жаропрочный сплав ЭИ417.

На ротор действуют значительные механические напряжения в четвертой ступени и термические напряжения в первой ступени, поэтому для него выбран легированный сплав 20Х12ВНМФШ (ЭП428), обладающий высокими прочностными характеристиками.

Для расчета на прочность лопатки используется предел длительной прочности sД t t для времени работы t = 20000 часов. Для остальных деталей используется предел
текучести s0,2 .

2.2. Определение толщины стенки корпуса
в части высокого давления

Корпус газотурбинной установки выполнен из стали 20Х23Н18 (ЭИ417). Расчёт корпуса ведется по участку, испытывающему наибольшее давление и температуру, Этим участком является входной патрубок.

.

Перепад давлений, действующий на корпус:

.

Внутренний радиус корпуса:

.

Допускаемые напряжения считаем по температуре :

.

Толщина стенки корпуса турбины.

.

Полученная величина толщины стенки корпуса выдержит перепад давления, действующий на неё, но она не сможет обеспечить необходимую жёсткость корпуса турбины, поэтому была принята толщина стенки корпуса 30 мм.

2.3. Расчет на прочность рабочей лопатки четвертой ступени

Рабочие лопатки газовых турбин – наиболее нагруженные детали газотурбинных установок. Лопатка нагружена центробежными силами (ЦБС), возникающими при вращении ротора, и газодинамическими силами (ГДС), обусловленными взаимодействием пера лопатки с потоком рабочего тела. Наиболее важную роль в статической прочности лопаток играют растяжения от действия ЦБС и изгиб от действия ГДС. Лопатка четвертой ступени имеет наибольшую длину, а, следовательно, и самые большие напряжения от ЦБС.

Расчет геометрических характеристик корневого, среднего и периферийного сечений рабочей лопатки произведен по рекомендациям представленным в [3]

Профиль корневого сечения, необходимый для расчета, представлен на рисунке 2.1.

Результаты расчета на прочность сведены в таблицу 2.1, координаты опасных точек и напряжения в них в таблицу 2.2.

Таблица 2.1.

Расчет на прочность рабочей лопатки четвертой ступени

Наименование величины

Формула

Обозна-чение

Размер-ность

Значение

1

2

3

4

5

Высота лопатки

Из газодинамического расчета

lp

м

0,2146

Радиус в корне

Rк

м

0,400

Радиус в периферии

Rп

м

0,6146

Площадь сечения в корне

Из приложения А

F к

мм 2

1463,2

Площадь сечения в периферии

Из приложения Б

Fп

мм2

426,2

Абсцисса центра тяжести

Из приложения А

Xц.т

мм

53,9375

Ордината центра тяжести

Из приложения А

Уц.т.

мм

47,3078

Момент инерции относительно оси х

Из приложения А

Ix

мм4

3405728

Момент инерции относительно оси у

Из приложения А

Iy

мм 4

4819912

Продолжение таблицы 2.1.

1

2

3

4

5

Полный момент инерции относительно осей ху

Из приложения А

I xy

мм 4

3814258

Момент инерции относительно оси х1

I x1

мм4

130741

Момент инерции относительно оси у1

I y1

мм 4

562697

Полный момент инерции относительно осей х1у1

I x1y1

мм 4

80316

Максимальный момент инерции

I z

мм4

562697

Минимальный момент инерции

I h

мм4

130741

Угол ориентации главных Ц.О.

a

град

10,5

Коэффициент формы

Принимается

m

-

0,5

Плотность материала лопатки

Из газодинамического расчета

r

кг/м3

7820

Угловая частота вращения ротора

Из газодинамического расчета

w

рад/с

680,7

ЦБС лопатки

C к

Н

292941

Напряжения растяжения

s цбс

МПа

200,2

Число лопаток в решетке

Из профилирования ступени

Z л

шт

57

Расход газа через турбину

Из предварительного расчета

G т

кг/с

59,4

Окружная проекция абсолютной скорости

Из газодинамического расчета

С 1u

м/с

463

Окружная проекция абсолютной скорости

Из газодинамического расчета

C 2u

м/с

26

Статическое давление перед РЛ

Из газодинамического расчета

Р 1

Па

124468

Статическое давление за РЛ

Из газодинамического расчета

Р 2

Па

83971

Изгибающий момент относительно главных Ц.О.

M x1

Н. м

54,7

Изгибающий момент относительно главных Ц.О.

My1

Н.м

14262

Продолжение таблицы 2.1.

1

2

3

4

5

Главный изгибающий момент

M z

Н. м

14036

Главный изгибающий момент

M h

Н. м

2530

Координата опасной точки

Из таблицы 2.2.

h

м

-0,0445

Координата опасной точки

Из таблицы 2.2.

z

м

-0,0299

Напряжения изгиба

s гдс

МПа

52,05

Суммарные напряжения

s S

МПа

252,25

Предел длительной прочности

Из газодинамического расчета

st t

МПа

400

Коэффициент запаса прочности

n

-

1,59

Таблица 2.2.

Координаты опасных точек

Опасные

Точки

Координаты

Напряжения, МПа

Коэф. запаса прочности

h , мм

x , мм

s ЦБС , МПа

s ГДС , МПа

s СУММ , МПа

n

А

34,25

-22,48

200,2

50,31

252,25

1,59

B

-44,56

-21,66

200,2

30,8

231,0

1,73

C

-43,73

-22,48

200,2

32,6

232,6

1,72

D

36,11

-19,96

200,2

47,6

247,8

1,61

E

2,62

18,32

200,2

-34,8

165,4

2,41


2.4. Расчет на прочность диска четвертой ступени

Диски роторов являются одними из самых напряженных элементов турбины. Основные напряжения в дисках возникают вследствие центробежных сил инерции, обусловленных вращением ротора (динамические напряжения), и неравномерного распределения температуры по объему диска (температурные напряжения). Расчет распределения напряжений по диску выполняем с помощью программы DISK 22, предварительно разбив диск по радиусу на 10 участков (см. рис.2.2.)

Исходные данные приведены в таблице 2.3, характеристики материала диска - в
таблице 2.4.

В качестве материала диска выбираем легированную сталь 20Х12ВНМФШ, предел текучести которой = 600 МПа при t=380 0 С .

В основу расчета положены допущения о постоянстве температуры на одном радиусе по ширине диска. Изменение температуры по радиусу диска задано в виде функции:

Изменение температуры от наружного радиуса диска к внутреннему принято 1200 , т.к. турбина не имеет охлаждения.

Радиальные напряжения на наружном радиусе диска, возникающие ЦБС лопаток, определяются по формуле:

sr н = (Ск z л )/(2 r н p ун ) = (292941×57)/(2×0,4×3,14×0,120) = 55,4 МПа ,

где Ск – ЦБС рабочей лопатки четвертой ступени;

z л – количество рабочих лопаток четвертой ступени;

ун – ширина диска на наружном радиусе.

Таблица 2.3.

Исходные данные

Материал диска

sr в ,

МПа

sr н ,

МПа

Размеры диска, мм

n,

об/мин

to , о С

Dt, о С

rв

rст

rн

yв

yн

20Х12ВНМФШ

0

55,4

115

215

400

160

120

6500

260

120

Таблица 2.4.

Характеристика материала диска

Мате-

риал

Характеристика материала

Температура, о С

20

300

400

500

600

20Х12ВНМФШ

Модуль упругости, Е. 10-5 , МПа

2,28

2,09

1,95

1,88

1,73

Коэф. линейного расширен. at . 106 , 1/о С

9,7

10,7

11

11,2

11,6

Коэф. Пуассона, n

0,3

0,3

0,3

0,3

0,3

Плотность, r , кг/м3

7850

7850

7850

7850

7850

Предел текучести, s0,2 , МПа

730

630

600

570

380


Результаты расчета сведены с таблицу 2.5., по полученным данным построены графики динамических и температурных напряжений (рис.2.3. – 2.4.)

Распределение температуры по радиусу диска

№ участка

Внутренний радиус участка, R , м

Температура,

t , 0 C

0

0,115

180

1

0,117

180,6

2

0,095

182,4

3

0,120

185,4

4

0,183

198,1

5

0,246

218,5

6

0,309

246,4

7

0,370

280,6

8

0,380

286,9

9

0,390

293,3

10

0,400

300

Таблица 2.5.

Результаты расчета диска на прочность

Радиус участка,
R , м

Температура участка

Динамические напряжения, МПа

Температурные напряжения, МПа

Суммарные напряжения, МПа


МПа


МПа

n

0,355

380

50,8

101,1

0,00

-157,87

50,80

-56,7

65,9

600

9,1

0,331

368

70,9

128,8

4,38

-116,69

75,32

12,2

49,5

604

12,2

0,307

356

88,5

155,8

6,71

-83,03

95,19

72,8

60,9

608

10,0

0,283

344

103,1

182,3

10,47

-56,26

113,57

126,1

85,1

612

7,2

0,259

332

114,3

208,9

12,18

-35,73

126,50

173,2

109,7

616

5,6

0,235

320

121,4

236,3

12,09

-20,78

133,49

215,5

133,2

620

4,7

0,211

308

123,1

265,7

10,49

-5,48

133,63

260,2

159,3

624

3,9

0,187

296

117,6

299,0

7,75

10,52

125,31

309,0

190,3

628

3,3

0,163

284

101,1

339,9

4,37

30,12

105,46

369,9

233,3

632

2,7

0,139

272

66,8

395,2

1,22

60,48

68,04

455,2

300,7

636

2,1

0,115

260

0,0

479,7

0,00

98,50

0,00

578,2

408,8

640

1,6

Коэффициент запаса на внутренней расточке диска проходит по условиям рекомендованными прочностью () [4].

2.5. Определение основных размеров подшипников турбины

Подшипники турбомашин служат опорами роторов. Опорные подшипники воспринимают массу роторов и усилия, возникающие при их изгибных колебаниях. Упорные подшипники воспринимают осевые усилия, возникающие от газодинамических сил на лопаточном аппарате и от перепадов давления на торцевых плоскостях роторов.

Подшипники, жестко закреплённые в корпусе турбомашины, определяют положение роторов относительно статора в радиальном и осевом направлениях. Это обеспечивает заданные радиальные и осевые зазоры в проточной части турбины, а также в их уплотнениях. Исходя из выше сказанного, необходимо производить расчет подшипников. Для их расчета необходимо знать массу пакетов лопаток всех ступеней, а также массу ротора, которая вычислена через объём, определённый в AutoCAD. Все расчеты приведены в таблице 2.6.

Таблица 2.6.

Расчёт основных размеров подшипников турбины

Наименование величины

Формула

Обозна-чение

Размер-ность

Значение

1

2

3

4

5

Число лопаток в решётке

Из профилирования ступени

Zл4

шт

37

Площадь корневого сечения

Из приложения А

Fк

м2

0,00258

Площадь среднего сечения

Из приложения В

Fср

м2

0,00169

Площадь периферийного сечения

Из приложения Б

Fпериф

м2

0,00095

Плотность материала лопатки

Из газодинамического расчёта

r л

кг/м3

7820

Высота РЛ 4 ступени

Из газодинамического расчёта

l р4

м

0,221

Объем РЛ 4 ступени

V

м3

0,000294

Масса лопатки

m4

кг

2,3

Масса всех лопаток 4 ступени

M4

кг

85,1

Высота РЛ 1 ступени

Из газодинамического расчёта

lр1

м

0,068

Масса лопатки

m1

кг

0,73

Число лопаток в решётке

Принимается

Zл1

шт

39

Масса всех лопаток 1 ступени

M1

кг

28,47

Высота РЛ 2 ступени

Из газодинамического расчёта

lр2

м

0,102

Масса лопатки

m2

кг

1,09


Продолжение таблицы 2.6.

1

2

3

4

5

Число лопаток в решетке

Принимается

Zл2

шт

39

Масса всех лопаток 2 ступени

M2

кг

42,51

Высота РЛ 3 ступени

Из газодинамического расчёта

lр3

м

0,151

Масса лопатки

m3

кг

1,62

Число лопаток в решетке

Принимается

Zл3

шт

37

Масса всех лопаток 3 ступени

M3

кг

60,0

Масса всех лопаток

Mл

кг

216,1

Объём ротора

Из приложения Г

м3

0,4344

Плотность материала ротора

Из расчёта диска

r р

кг/м3

7820,0

Масса ротора без лопаток

M S

кг

3397,0

Общая масса ротора

Mр

кг

3613,1

Вес ротора

Gp

Н

36131

Вес, приходящийся на один подшипник

P

H

18062,5

Частота вращения ротора

Задается

n

об/мин

6400

Вязкость масла Т-22

Принимается

m

H/мм2

0,030

Относительная ширина

Принимается

l/d

-

0,8

Диаметр подшипника

d

мм

118,6

Диаметр подшипника

Округляется по нормальному ряду размеров

d

мм

125,0

Длина подшипника

l

мм

100,0

Длина подшипника

Округляется по нормальному ряду размеров

l

мм

100,0

2.6. Оценка размеров выходного диффузора,
входного и выходного патрубков

Входной патрубок обеспечивает подвод рабочего тела к первой ступени турбины. Поток поворачивает в нём и разгоняется от скорости Спатр до скорости С0 . Главное требование к нему – ускорение потока, поворот без вихреобразований, равномерный подвод среды по окружности и по радиусу как по величине, так и направлению скорости. Расчёт входного патрубка представлен в таблице 2.7.


Таблица 2.7.

Определение размеров входного патрубка

Наименование величины

Формула

Обозна-чение

Размер-ность

Значение

Скорость потока в патрубке

Принимается

Спатр

м/с

50

Полная температура газа перед турбиной

Задается

Т0 *

К

1113,0

Полное давление газа перед турбиной

Задается

Р0 *

МПа

1,48

Газовая постоянная

Из газодинамического расчёта

R

Дж/кгК

288,0

Плотность газа перед турбиной

Принимается

r патр

кг/м3

4,78

Теплоёмкость газа

Из газодинамического расчёта

Срт

кДж/кгК

1,161

Статическая температура газа перед турбиной

Т0

К

1112,0

Статическое давление газа перед турбиной

Р0

МПа

1,47

Плотность газа перед турбиной (уточнённая)

r патр

кг/м3

4,62

Расход газа через турбину

Из предварительного расчёта

Gт

кг/с

63,2

Диаметр входного патрубка

d п

м

0,8

За последней ступенью турбины устанавливают диффузор осевого типа с поворотным коленом на выходе для уменьшения потерь с выходной скоростью за счет преобразования кинетической энергии потока в давление и увеличения теплоперепада на турбину.

Расчёт диффузора представлен в таблице 2.8.

Таблица 2.8.

Расчёт диффузора

Наименование величины

Формула

Обозна-чение

Размер-ность

Значение

1

2

3

4

5

Корневой диаметр

Из газодинамического расчёта

D к

м

0,710

Плотность газа за турбиной

Из предварительного расчёта

r диф

кг/м3

0,596

Скорость газа на выходе из ступени

Из предварительного расчёта

С z

м/с

170

Скорость газа на входе в патрубок

Из предварительного расчёта

С д

м/с

70


Продолжение таблицы 2.8.

1

2

3

4

5

Ометаемая площадь за 4ступенью

Из газодинамического расчёта

Fz

м2

0,66

Ометаемая площадь на L

Fд

м2

1,60

Высота РЛ 4 ступени

Из газодинамического расчёта

lр4

м

0,221

Высота канала на L

lд

м

0,630

Угол раскрытия диффузора

Принимается

a

град.

17,0

рад

0,297

Длина диффузора

L

м

1,40

Выходной патрубок предназначен для отвода отработавшего рабочего тела из турбины. Он должен обеспечивать нужную пропускную способность. Расчёт выходного патрубка представлен в таблице 2.9.

Таблица 2.9.

Расчёт выходного патрубка

Наименование величины

Формула

Обозна-чение

Размер-ность

Значение

Ширина выходного патрубка

Конструктивно

b

м

1,5

Расход газа через турбину

Из предварительного расчёта

Gт

кг/с

63,2

Плотность газа за Т

Из предварительного расчёта

r вп

кг/м3

0,596

Скорость газа на входе в патрубок

Из предварительного расчёта

Свп

м/с

70

Длина выходного патрубка

а

м

1,0

Площадь выходного патрубка

F вп

м2

1,5


3. Описание конструкции турбины

В данном курсовом проекте была спроектирована осевая четырехступенчатая турбина общей мощностью 35,5 МВт. С учетом привода компрессора, обеспечивающего давление 1,48 МПа и расход 63,2 кг/с рабочего тела, полезная мощность составила около 10 МВт.

Корпус турбины сварно-литой, представляет собой осесимметричную, одностенную конструкцию, выполненную из жаростойкой стали ЭИ417. Внутренняя часть корпуса образована обоймами, в которых размещены сопловые лопатки. Наружная часть корпуса цилиндрической формы, воспринимающая полное давление газа, обеспечивает высокую жесткость и прочность при относительно небольшой толщине стенки. Корпус имеет горизонтальный разъём. Для термического расширения корпуса используются направляющие шпонки. Снаружи корпус покрыт теплоизоляцией.

Сопловые лопатки с помощью Т-образного хвостовика устанавливаются в промежуточные сегменты, которые затем крепятся к обоймам. Обоймы литые, состоят из двух половин и имеют горизонтальный разъем. По плоскости горизонтального разъёма верхняя и нижняя половины обойм подгоняются друг к другу шабрением. Крепеж горизонтального разъема осуществляется шпильками и призонными болтами с колпачковыми гайками. Все гайки стопорятся при помощи шайб с двумя лапками.

Рабочие лопатки первой ступени выполнены из сплава на никель-кобальтовой основе ЭП80ВД. Расчетный ресурс для лопаток из сплавов такого типа составляет для приводных ГТУ не менее 20 тыс. часов. Лопатки второй и третьей ступеней изготовлены из аустенитной стали с карбидным упрочнением ЭИ572. Для лопаток последней ступени применена сталь марки ЭП428. Рабочие лопатки закреплены на валу с помощью хвостовика елочного профиля.

Ротор турбины стальной цельнокованый, выполнен из стали 20Х12ВНМФШ, и состоит из двух частей, соединяющихся между собой фланцевым разъемом. Обе части имеют центральную расточку, предназначенную для уменьшения их массы и удаления производственных шлаков. При нахождении массы ротора использовалось программное приложение AutoCAD, при помощи которого был найден объем вала ротора. Нагрузка на подшипники от веса облопаченного ротора разделена поровну.

Входной патрубок выполнен круглого сечения с диаметром 800 мм, а выхлопной – прямоугольного с размерами 1200х3000 мм. Выхлопная часть изготовлена из листовой стали.

Заключение

В данном курсовом проекте была спроектирована одновальная четырехступенчатая осевая турбина для привода компрессора и нагрузки с полной мощностью 35,5 МВт и полезной мощностью 9,995 МВт. Расход рабочего тела 63,2 кг/с, а внутренний КПД турбины без потерь на трение составляет 0,89.

Спроектированная турбина имеет следующие основные размеры:

диаметры шейки вала под передний опорный подшипник 125 мм и задний опорно-упорный подшипники 125 мм;

межосевое расстояние между подшипниками 3820 мм;

периферийный диаметр последней ступени 1152 мм;

корневой диаметр ступеней 710 мм;

Входной патрубок имеет круглое сечение диаметром 800 мм.

Выходной патрубок имеет прямоугольное сечение 1200´3000 мм.

Библиографический список

1. Газодинамический расчет многоступенчатой газовой турбины: Методические указания к курсовому проектированию по курсу “Турбомашины”/ Б.С. Ревзин, В.Г. Шамрук. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1994, 31с.

2. Газотурбинные установки. Конструкции и расчет./ Справочное пособие под общ. ред. Л.В. Арсеньева и В.Г. Тырышкина. Л.: Машиностроение, Ленинградское отделение, 1978, 232с.

3. Расчет на прочность рабочей лопатки газовой турбины: Методические указания к курсовому и дипломному проектированию/ И.Д. Ларионов, Свердловск: УПИ, 1990, 36с.

4. Динамика и прочность турбомашин: Учебник для вузов. – 2-е изд., перераб. и доп. под общ. ред. А.Г. Костюк – М.: Издательство МЭИ, 2000. – 480 с.: ил.


Приложение А


Приложение Б


Приложение В


Приложение Г

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Olya17:47:21 01 сентября 2019
.
.17:47:21 01 сентября 2019
.
.17:47:20 01 сентября 2019
.
.17:47:19 01 сентября 2019
.
.17:47:18 01 сентября 2019

Смотреть все комментарии (6)
Работы, похожие на Реферат: Газотурбинные установки могут служить приводами для нагнетателей природного газа, а также генераторов электрического тока.

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(258786)
Комментарии (3487)
Copyright © 2005-2020 BestReferat.ru support@bestreferat.ru реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru