МИН. ВЫС. ОБР. РФ Курсовая работа. Методические указания для студентов специальности пт по дисциплине Тепловые двигатели и нагнетатели

• Название: Методические указания для студентов специальности пт по дисциплине Тепловые двигатели и нагнетатели
• Дата: 19.04.2023
• Размер: 2.49 Mb.
• Имя файла: МИН. ВЫС. ОБР. РФ Курсовая работа.doc
• Тип: Методические указания; #1074659
• страница: 4 из 7

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, табл. 2.
VI. ПРИНЯТЫЕ ПРЕДПОСЫЛКИ РАСЧЕТА ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ГАЗОВЫХ ТУРБИН [3]
а) Применены ступени постоянной циркуляции. Соответст­венно, проточная часть турбины выполнена из однотипных закрученных лопаток, отличающихся только высотой.

Следовательно, характери­стики профиля лопаток (треугольники скоростей и соответ­ствующие углы) подсчитаны лишь для последней ступени в определяющих сечениях— в корневом, на среднем диаметре и в периферийном.


Таблица 2

Исходные данные расчета проточной части турбины

№№ п/п	Наименование величин	Обозна-че­ние	Размер­ность	Расчетное значение
1	2	3	4	5
1	Начальные параметры газа перед турбиной давление абсолютная температура	Рz Тz	МПа °К	0,5027 1023
2	Конечное состояние газа после рас­ширения в газовой турбине (ин­дикаторный процесс) Давление абсолютная температура	Ps Ts	МПа oK	0,1060 743,3
3	Молекулярная масса продуктов сгорания приведенная истинная		—	28,30 28,49
4	Удельная работа газа в турбине, отнесенная к 1 кг сухого воздуха: адиабатический процесс индикаторный процесс эффективный процесс		кДж/кг кДж/кг кДж/кг	384,3 326,7 320,2
5	Эффективная удельная работа газа в ГТД		кДж/кг	124,2
6	Эффективная мощность ГТУ	Ne	квт	6000
7	Секундный расход сухого воздуха	МA	кг/сек	48,47
8	Частота вращения вала турбины вы­сокого давления	n1	об/мин	5200
9	Частота вращения вала турбины низ­кого давления	n2	об/мин	5600
10	Число ступеней давления	Z	—	3
11	Индикаторная мощность осевого компрессора	N Ic	квт	9441,5
12	Эффективная мощность осевого компрессора	Nec	квт	9938,4

б) Длины лопаток подсчитаны лишь для последней (l_z) и первой (l₁) ступеней. Длины лопаток промежуточных ступе­ней (l_i) получены по линейному закону:



где i—номер ступени;

z—общее число ступеней;

l₁ и l_z—длины лопаток первой (l₁) и последней (l_z) ступеней.

в) Для сокращения размеров ротора, в переферийном сечении лопаток выбирается минимальная степень реактивности.

г) Перепад теплоты в направляю­щем аппарате первой ступени, определяется из условия достижения за­данной для всех ступеней скорости С₁.

д) Площадь, сметаемая лопатками последней ступени тур­бины, определяется по величине расчетного напряжения в корневом сечении ( ).

е) К. п. д. турбины ( _z) характеризует изменение состоя­ния газа от С₀=0 (при входе) в турбину до С_a О на выходе из турбины, причем С_а—абсолютная скорость на выходе из диффузора (турбина с диффузором) или на выходе из пос­ледней ступени (турбина без диффузора). Термодинамические параметры газа на выходе (P_s, t_s)соответствуют именно этой конечной скорости (С_а).

ж) Предполагается, что осевая составляющая абсолютной скорости газа (C_z) есть величина постоянная для всей турби­ны в целом, причем эта величина не подвергается необра­тимым потерям, т. е. на образование ее затрачивается пере­пад давления лишь в первой ступени ( ).

VII. 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 с жатия (приложение III, табл. 1)

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:
М_z = = 48,80 кг /сек.

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)

(по графику рис. 9 приложения);

—плотность материала лопатки (сталь)

= 8·10³ кг/м³;

—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 (приложение III табл. 2, а также примечание к табл. 2).






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 ( ), 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∙152,5 = 91,5 м/сек.
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_zдо и C_o=0



15. Теплоперепад, соответствующий осевой скорости по­тока:



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

Н' = Н_z- = 394,6-11,628= 382,97 кДж/кг.

Теплоперепад затрачивается на создание осевой скорости потока C_z.

17. Как указано в задании, установка ГТ-750-6 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, = 244,5 кДж/кг, является тепло­вым перепадом турбины высокого давления без учета зат­раты перепада на создание осевой скорости потока.

Распределим величину h_zIмежду первой и второй сту­пенью турбины высокого давления. Теплоперепад, соответст­вующий снижению давления ( ) в первой ступени давления (H₁), принимается большим, чем соответственно равнораспре-деленный теплоперепад в каждой из последующих ступеней Н_i(вторые ступени i=2, 3, 4, 5), на величину теплоперепада, эквивалентного осевой скорости потока . 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

кДж/кг
Расчетный п о л н ы и 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_zII = H'-h_zI = 382,97—244,5 = 138,47 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}=6000кВт, а после перераспределения получено значение N_{е ГТУ}=5629кВт

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:



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, — 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 (табл. 3).

Таблица 3