|
|
вкр. Брянский государственный технический
РЕФЕРАТ
В дипломном проекте разработана двухвальная газотурбинная установка мощностью Ne = 25 МВт для привода нагнетателя природного газа.
Дано технико-экономическое обоснование выбора параметров и конструкции установки, ее сравнение с аналогичными агрегатами.
Выполнены необходимые тепловые расчёты турбины и определены напряжения в основных деталях и узлах.
Большое внимание уделено: оптимизации проточной части путем постановки сотовых уплотнений; уплотнение радиального зазора рабочих лопаток; расчёту технико-экономических показателей и экономического эффекта от эксплуатации спроектированной ГТУ.
Пояснительная записка и графическая часть выполнены в соответствии с нормами и требованиями ЕСКД, ЕСТД и других нормативно-технических документов.
СОДЕРЖАНИЕ 
Реферат………………………………………………………………………….. 5
Введение……………………………………………………………………….... 9
1.Технико-экономическое обоснование…………………………………….. 12
2.Конструкторская часть…………………………………………………….. 16
3.Эксплуатационно-технологическая часть………………………………. 75
4.Иссдежовательская часть…………………………………………………. 91
Заключение…………………………………………………………………… 115
Список использованной литературы………………………………………117
ВВЕДЕНИЕ
Введение
Одно из основных мест в топливном балансе нашей страны занимает природный газ, как наиболее удобное, дешёвое и чистое топливо.
Наиболее экономичным способом доставки газа от мест добычи к потребителю является транспортировка его по трубам.
В связи с этим необходимо увеличить как число новых магистральных газопроводов с высокой степенью автоматизации и эксплуатационной надежности, так и осуществить серийное производство газоперекачивающих агрегатов к газопроводам на давление 100 атм (98,1 МПа). Предполагалось и осуществлено внедрение на газопроводах труб для транспортировки газа диаметром 1420 мм, а также новые перспективные газоперекачивающие агрегаты мощностью 25,4 МВт.
Современная тенденция в развитии ГТУ состоит в том, чтобы повысить температуру и давление рабочих газов при простых схемных решениях, совершенствование системы охлаждения и применение более жаростойких материалов. При проектировании турбины типа ГТН – 25 были учтены все современные достижения в решении этих вопросов.
Проектируемая турбина рассчитана для изготовления в блочном исполнении. Принцип блочного проектирования ГТУ заключается в разбивке всей установки на минимальное количество конструктивных законченных узлов в виде легко поддающихся стыковке, осмотру и замене монтажных блоков, вписывающихся в допустимые транспортные габариты, не подлежащие разборке, не требующие подгонки, наладки и других операций при монтаже. Такое решение существенно снижает затраты на монтаж и ремонт.
В данном дипломном проекте произведены тепловой расчет ГТУ с номинальной мощностью на муфте нагнетателя 25 МВт, температурой рабочего тела перед турбиной 1293 К (1020 оС).
В ходе дипломного проектирования для повышения КПД ГТУ, ее экономичности при эксплуатации была применена установка сотовых уплотнений.
1.технико – экономическое обоснование
Технико-экономическое обоснование
Агрегат ГТН-25, головной образец которого изготовлен в 1987 году на ПО ТМЗ является однотипным в ряде без подвальных ГПА 6, 16, 25 МВт. Исходя из этого было решено выполнить его по той же конструктивной схеме, а увеличение мощности и тепловой экономичности обеспечить необходимым повышением параметров. Такой путь позволяет в максимальной степени использовать накопленный заводом опыт в создании высоконапорных одновальных осевых компрессоров (ГТ-6-750 и ГТН-6 на степень сжатия 6, ГТК-16 на степень сжатия 7,5, научно-технический раздел по разработки компрессора установки ГТН-16 с поворотными направляющими лопатками).
Величина быстроходности турбокомпрессорной группы (n=119,5 с-1) определялась заданной мощностью и использованием, как и в ГТН–16, лопаточного аппарата компрессора газотурбинной установки ГТ-6-750 с надстройкой последнего двумя трансзвуковыми ступенями спереди. При этом достигается высокая степень унификации с ГТН–6 и ГТН–16[8]. При такой быстроходности ТВД удаётся сохранить двухступенчатой с изменённым диаметром дисков (0,750 м), несмотря на увеличение изоэнтропийного перепада.
Скорость вращения силовой турбины определяется оптимальной быстроходностью одноступенчатого нагнетателя (на степень сжатия 1,37 и 1,45) и прочностными характеристиками ТНД. Варианты расчётов показывают, что сохранение частоты вращения на уровне ГТН–16 (103,8 с-1) невозможно: рост перепада энтальпий в ТНД (из-за увеличения начальной температуры) не позволяет ограничиться одной ступенью прежнего диаметра, а дальнейшее увеличение окружной скорости приводит к недопустимым напряжениям в диске. Поэтому турбина низкого давления выполняется двухступенчатой с корневым диаметром =0,904 м и частотой вращения 100
с-1. При этом удельная быстроходность нагнетателя Н-25-76 получилась на 6% выше, чем в ГТН-16 у нагнетателя Н–16–76, что позволило выполнить его одноступенчатым и соединить с ТНД непосредственно(без редуктора).
Некоторое снижение быстроходности ТНД (на 3,8% ниже) получено из-за повышения температуры продуктов сгорания в конце процесса расширения.
Комплексное повышение всех параметров в ГТН-25 позволило выполнить агрегат на общей раме в виде транспортабельного блока, а также увеличить его тепловую экономичность.
С целью выбора начальной температуры газа, как главного параметра, определяющего КПД установки, выполняется расчёт КПД цикла установки при различных значениях температурыТ*1:
1293К; 1193К; 1393К; 1243К; 1343К.
На основании выполненных расчетов наибольшее значение КПД имеет установка при  и  . Однако ввиду того, что наша гражданская промышленность не располагает достаточным количеством жаропрочных материалов, чтобы обеспечить такую температуру, остановим свой выбор на температуре 1293К;  . Эта температура обеспечивается жаропрочными материалами (ЖСБ-К ГОСТ 20072-74) [25].
Расчётную степень повышения давления принимаем равной πк =13,2 как и в ГТН–25, т.к. оптимальную степень повышения давления πк opt=22 в однокаскадном компрессоре получить невозможно. Это ведёт к существенному снижению КПД компрессора.
На принятые значения  и  определим расход воздуха
где  - эффективная мощность ГТУ, КВт;
 - эффективная удельная работа ГТУ;
где  - теплоперепад в турбине (см. Тепловые расчеты);
 - теплоперепад в компрессоре;
 - расход воздуха на охлаждение;
 - расход газа через турбину.
Тогда  .
 .
Данное значение расхода является приближенным. Принимаем ориентируясь на заводской вариант расход воздуха  .
В дальнейших расчетах значение расхода, теплоперепадов ТВД, ТНД будут уточнены.
Таким образом, на основе изложенного технико-экономического анализа принимаем следующие исходные данные:
 - по камере сгорания.
2.Конструкторская часть
2.1. Описание конструкции
2.1.1. Общие сведения
Газотурбинная установка типа ГТН–25 представляет собой единый блок массой 90 тонн, включающий следующие основные части: газотурбинный двигатель, нагнетатель, раму–маслобак с установленным на ней и встроенным в неё вспомогательным оборудованием и маслопроводами.
Корпус ГТУ выполнен максимально жёстким и состоит из двух независимых друг от друга частей: несущего цилиндра и выхлопной части турбины.
Несущий цилиндр в передней части образует осевой входной патрубок компрессора с четырьмя стойками, на которые опирается корпус переднего подшипника с расположенными в нём опорно-упорными вкладышами, муфтой свободного входа и коническим редуктором пускового устройства.
Цилиндр ГТУ имеет горизонтальный и четыре вертикальных разъёма, открывающих доступ к основным узлам агрегата: подшипникам, проточной части компрессора и турбин, камере сгорания.
Выхлопная часть турбины, жёстко не связанная с цилиндром, устанавливается на раму-маслобак на четырёх гибких опорах и стыкуется с корпусом среднего подшипника и заднего лабиринтового уплотнения ТНД при помощи эластичных контактных колец (уплотнений). Заднее уплотнение крепится к корпусу заднего подшипника ТНД только в нижней половинке.
Диффузор за турбиной низкого давления крепится к несущему цилиндру и корпусу заднего подшипника (в нижней половине). Такой принцип разделения статора на две независимые части, кроме повышенной жёсткости цилиндра и стабильности размеров проточной части исключает передачу к несущему цилиндру (корпусу) усилий от горячих газоходов.
Передняя часть корпуса выполнена безобоймовой. Непосредственно в неё установлены направляющие аппараты первых шести ступеней компрессоров. Входной направляющий и последующие три направляющие аппарата выполнены поворотными с приводом от одного сервомотора через качающийся рычаг.
Камера сгорания кольцевого типа в виде жарового пространства, ограниченного двумя листовыми оболочками, установленными в каркасе, размещается между радиальным диффузором компрессора и обоймой ТВД.
Конструкция выполнена из двух половин, имеет горизонтальный разъем и крепится к обойме ТВД.
Подвод топлива к камере сгорания осуществляется по наружному трубопроводу с двух сторон четырьмя патрубками к верхней и нижней половинам внутреннего коллектора. Последний (раздельно в верхней и нижней половинах) осуществляет раздачу газа к двадцати струйным горелкам типа «грибок», выполненных в центре лопаточных завихрителей. Встроенные запальные устройства со свечой СП–08 установлены в двух горелках.
Роторы выполнены сборными дисковыми. В агрегате ГТН-25 вместе с более высоким уровнем температур, окружные скорости в компрессоре и ТВД увеличены до 245 м/с. В этих условиях применение дискового ротора стало неизбежным. Конструкция ротора турбокомпрессора с центральной стяжкой в первых трёх ступенях компрессора такова из-за их малым втулочным диаметром и стремлением уменьшить диаметр пояса жёсткости в остальной части ротора, где применяются десять периферийных болтов. Болты служат для крепления между собой дисков, промежуточной части барабанного типа и хвостовиков ротора.
Сборным из двух дисков и двух хвостовиков, стянутых болтами по периферии, выполнен и ротор турбины низкого давления.
Нагнетатель природного газа Н–25–76 (Н-25-100) выполнен для степеней сжатия (1,25; 1,37; 1,45) одноступенчатым с консольным расположением рабочего колеса.
Упорный подшипник нагнетателя (ТНД упорного подшипника не имеет) выполнен с двумя упорными гребнями, что позволяет значительно снизить удельные нагрузки на любых режимах работы агрегата.
Соединения нагнетателя и турбины низкого давления осуществляется с помощью промежуточного вала и включает две гибкие муфты с упорными сухарями.
Установка уплотнений и опорного вкладыша в общей обойме горизонтального разъема обеспечивает стабильность радиальных зазоров. К корпусу эта обойма крепится разбитым вертикальным фланцем, в котором размещены каналы подвода и отвода газа.
2.1.2. Технические данные
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
Тип газовой турбины……………………………………….силовой привод
Цикл………………………………………………………….простой
Количество валов…………………………………………….2
Направление вращения, смотря со стороны выходной
муфты нагрузочного оборудования ……………………….по час. стрелке
НОМИНАЛЫ НА ПАСПОРТЕ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ
МЕСТОПОЛОЖЕНИЕ
Выход /газовое топливо/………………………………………..25000 квт
Температура на выхлопе …………………………………………764,5°С
Температура на входе ……………………………………………….15°С
Высота от уровня моря……………………………………………...100 м
Давление на входе……………………………………………...0,10130 бара
Давление на выхлопе………………………………………….....1,012 бара
КОМПРЕССОРНАЯ ЧАСТЬ
Тип…………………………………..Осевой, для тяжелого режима работы
Количество ступеней……………………………………………………….4
Впускные направляющие лопатки…………………….Подвижные
РАБОЧАЯ СКОРОСТЬ
Турбина высокого давления 7100 об/мин
Турбина низкого давления 6000 об/мин
2.2. Расчет тепловой схемы
2.2.1. Исходные данные для проектирования ГТУ
Исходные параметры ГТУ:
T1 =1293 К - температура газа перед турбиной;
Т3 = 288 К - температура наружного воздуха;
n1 = 7100 об/мин - частота вращения ротора ТВД;
n2 = 6000 об/мин - частота вращения ротора ТНД;
π =13,2 степень сжатия воздуха в компрессоре;
ηт =0,88 К.П.Д. турбины;
ηк =0,84 К.П.Д. компрессора;
υ = 1,04 - коэффициент потерь давления;
υ1 = υ2 = √ υ = 1,02;
τ = Т3/Т1 = 288/1293 = 0,223;
m=(К-1)/К= (1,33-1)/1,33= 0,248, здесь К=Ср/Сv – показатель изоэнтропы.
2.2.2. Расчет компрессора
Удельную работу компрессора и температуру за ним определяем в следующей последовательности.
Температура изоэнтропийного сжатия за компрессором:
 ,
где  
Средняя температура изоэнтропийного сжатия
При этой температуре показатель изоэнтропы и теплоемкость воздуха 
Изоэнтропийный перепад энтальпий в компрессоре
Действительный перепад энтальпий при  .
Температура воздуха за компрессором
Она равна температуре воздуха, поступающего в камеру сгорания.
2.2.3 Расчет камеры сгорания
Состав природного газа, принимаемый в расчете (данные ПО ТМЗ)
Теплотворная способность топлива
Тоже для 1кг газа
где 
Молекулярная масса газа
Теоретическое количество воздуха необходимое для сжигания 1м3сухого газа
Теоретическое количество воздуха необходимое для сжигания 1кг газа
Теоретическое количество воздуха необходимое для сжигания 1кг газа
 ,
где 
В расчете  , тогда
Коэффициент избытка воздуха
 |
|
|
Скачать 3.76 Mb.