Разработка двухвальной газовой турбины контктной газотурбинной установки типа ГТН-25

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Произвести расчет и проектирование газовой турбины КГТУ по следующим исходным данным:

- эффективная мощность ГТУ МВт.

- начальная температура воздуха К.

- начальная температура газа =1383,000 К.

- частота вращения роторовмин^-1.

- назначение и тип установки - двухвальный газотурбинный газоперекачивающий агрегат (ГГПА).

- вариант тепловой схемы - КГТУ.

- КПД компрессора з_к = 0,870.

- КПД турбины з_т = 0,880.

- изоэнтропийный перепад энтальпий в компрессоре Н_КО = =кДж/кг.

- действительный перепад энтальпий в компрессоре Н_К = =кДж/кг.

- температура воздуха за компрессором Т₄ = К.

- температура воздуха за турбиной Т₂ = К.

- коэффициент избытка воздуха в продуктах сгорания б = .

- изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине Н_ТО = 769,660 кДж/кг.

- действительный перепад энтальпий в турбине Н_Т = кДж/кг.

- расход газа для охлаждаемой КГТУ G_г = кг/с.

- расход воздуха через компрессор G_в = кг/с.

- удельный расход воздуха на охлаждение = 0,090.

- расход воздуха на охлаждение G_охл = 2,575 кг/с.

- действительная температура газа за турбиной К

- давление за турбиной = Па.

- прототип - ГТН-25 АО ТМЗ.

Содержание

• Введение
• 1. Схема и цикл КГТУ
• 2. Описание конструкции турбины КГТУ
• 3. Расчёт проточной части турбины на номинальном режиме
• 3.1 Выбор основных параметров установки
• 3.2 Распределение теплоперепадов по ступеням и расчёт диаграммы состояния рабочего тела
• 3.3 Расчёт проточной части турбины высокого давления16
• 3.3.1 Расчёт второй ступени ТВД
• 3.3.2 Расчёт первой ступени ТВД
• 3.4 Расчёт проточной части турбины низкого давления
• 3.4.1 Расчёт второй ступени ТНД
• 3.4.2 Расчёт первой ступени ТНД
• 4. Определение размеров диффузора
• 5. Определение потерь энергии и КПД
• 6. Технико-экономические показатели газовой турбины
• Список использованных источников

Введение

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

В Российской Федерации ГТУ получили широкое применение в газовой промышленности, где они используются в качестве газоперекачивающих агрегатов (ГПА). Газотурбинные газоперекачивающие агрегаты (ГГПА) являются преобладающим типом ГПА на магистральных газопроводах. Их доля в настоящее время превысила 80% и продолжает возрастать. Основное внимание в данной курсовой работе уделено расчёту и проектированию газотурбинных ГПА (ГГПА) с учётом последних достижений в области аэродинамики проточной части турбомашин. Большое внимание также уделяется вопросам обоснования и определения основных технико-экономических показателей проектируемой ГТУ.

В курсовой работе разработана двухвальная газовая турбина контактной газотурбинной установки типа ГТН-25. Главной особенностью данной курсовой работы является то, что газовая турбина рассматривается как основной элемент установки. Поэтому все исходные данные, а также инженерные расчёты в работе непосредственно связаны с особенностями работы газовой турбины, входящей в состав ГТУ.



1. Схема и цикл КГТУ

В КГТУ осуществляется впрыск воды или пара в тракт высокого давления или камеру сгорания. Для генерирования пара в КГТУ, выполненной по схеме, изображенной на рисунке 1, предусмотрен котел-утилизатор (КУ), в котором используется часть теплоты отработавших в газовой турбине продуктов сгорания. Впрыск воды или пара увеличивает расход рабочего тела через турбину, а следовательно, и ее работу. Поскольку затраты энергии на прокачивание воды малы, мощность установки возрастает не менее чем на 70-90%. Недостатком КГТУ является необходимость в химически очищенной воде, теряющейся с отработавшими газами. Расход дополнительного пароводяного рабочего тела оказывается значительным - до 50-60% расхода воздуха через компрессор.

Схема и цикл КГТУ представлены на рисунках1 и 2 соответственно.

Рисунок 1 - Принципиальная тепловая схема КГТУ с впрыском пара: К - компрессор; ПН - питательный насос; ХВО - химическая водоочистка; РПВ- резервуар питательной воды; П - потребитель; ТВД - турбина высокого давления; ТНД - турбина низкого давления; КС - камера сгорания

Рисунок 2 - Цикл КГТУ, выполненной по схеме рисунка 1:

- тепло, подведенное в КС;- тепло, теряемое с отработавшими газами;

- тепло, подводимое пару в КС;- тепло утилизации;

- давление перед силовой турбиной



2. Описание конструкции турбины КГТУ

Турбины высокого и низкого давления - двухступенчатые. Роторы турбин - дисковые сборные. Ротор турбины высокого давления фланцем соединяется с ротором компрессора, а ротор турбины низкого давления - с промежуточным валом.

Корпус турбины высокого и низкого давления представляет собой общую осесимметричную двухстенную конструкцию. Внутренняя часть корпуса образована обоймами, в которых размещены направляющие аппараты турбин. Между турбинами высокого и низкого давления имеется тонкостенная промежуточная часть. Между наружной и внутренней стенками промежуточной части имеется толстый слой изоляции. Конструкция проточной части выполнена в виде термоэластичных направляющих аппаратов.



3. Расчёт проточной части турбины на номинальном режиме

3.1 Выбор основных параметров установки

Расходная составляющая скорости потока с_z принята равной 220,000 м/с - одной и той же для ТВД и ТНД.

Коэффициент возврата тепла б_? = 1,03 [2], тогда

где z = 4 - число ступеней (по прототипу ГТН-25 АО ТМЗ).

Полный изоэнтропийный перепад энтальпий с учётом коэффициента возврата тепла б_z

H₀ = б_z·H_ТО= 1,0225·769,660 = 786,977 кДж/кг.

Ометаемая площадь рабочих лопаток последней ступени газовой турбины

где G_{г ТНД} = G_г + G_в

_охлТВД = 53,812 + 51,495·0,050 = 56,387 кг/с - расход газа через ТНД (будет больше расхода газа через ТВД на величину расхода воздуха на охлаждение ТВД, который возвращается в проточную часть турбины перед ступенью ТНД)

Удельный объём газа за турбиной



м³/кг .

С целью уменьшения потерь с выходной скоростью за турбиной устанавливается осерадиальный диффузор с к.п.д. з_д = 0,7 и степенью диффузорности

n = F_д/S_z = 2.

При этом скорость потока газа за диффузором

с_д = c_z/n = 220/2 = 110 м/с.

При установке за последней ступенью турбины диффузора удельный объём газа за рабочими лопатками последней ступени станет больше удельного объёма газа за диффузором вследствие понижения давления перед диффузором p_z по сравнению с величиной p_II за диффузором (рисунок 2).

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



Изоэнтропийный перепад энтальпий в диффузоре

Дж/кг.

Потери энергии в диффузоре

Дж/кг.

Потери энергии с выходной скоростью за диффузором

Дж/кг.

Температура газа в точке В^'

Температура газа за последней ступенью в точке В

Давление газа перед диффузором

где

k взят по и б = 1,702.

Удельный объём газа за последней ступенью

м³/кг.

Уточнённое значение ометаемой площади

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

Дж/кг.

3.2 Распределение теплоперепадов по ступеням и расчёт диаграммы состояния рабочего тела

Перепад энтальпий в ТВД

кДж/кг.

Располагаемый перепад энтальпий на одну ступень в ТВД при равном распределении его по ступеням



кДж/кг.

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

кДж/кг.

Перепад энтальпий в ТНД

кДж/кг.

Располагаемый перепад энтальпий на одну ступень в ТНД при равном распределении его по ступеням

кДж/кг.

Если предположить, что в первой ступени ТНД используется 90 % выходной кинетической энергии из последней ступени ТВД, то полный перепад энтальпий в первой ступени ТНД будет равен

кДж/кг.

Теплоперепад во второй ступени ТНД

кДж/кг.

Диаграмма состояния газа рассчитана и построена в предположении расширения газа от полных параметров перед турбиной до давления за последней ступенью p_z (рисунок 3). При этом принято Т_z = 821,660 К; Т₁^* = 1383,000 К; з_пол=0,88; число участков диаграммы n = 6 (для обеспечения точности расчётов). Давление, удельный объём и перепад энтальпий определены по формулам:

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

Таблица 1

Параметры газа на политропе расширения А-В

Параметры газа	Обозначение параметра и его размерность	Значения на политропе расширения
		А	1	2	3	4	5	В
Отношение температур	а = (Тz/Т1*)1/6	0,917
Температура конца участка	Тx = аТx-1, К	1383	1268,21	1162,85	1066,42	977,91	896,74	821,66
Средняя температура участка	Тср = (Тx-1+Тx)/2, К		1325,61	1215,53	1114,64	1022,17	937,33	859,20
Разность температур на участке	Тx-1Тx, К		114,79	105,36	96,43	88,51	81,17	75,08
Средняя теплоёмкость участка (по Тср)	сРср, кДж/(кг К)		1,283	1,264	1,247	1,227	1,208	1,191
Показатели изоэнтропы (по Тср)	k		1,290	1,298	1,304	1,312	1,318	1,325
Давление в конце участка	pх, МПа	1,269529	0,82	0,53	0,35	0,23	0,15	0,0958
Удельный объём	х, м3/кг	0,313306	0,44	0,63	0,88	1,22	1,72	2,466
Перепад энтальпий на участке	h0x, кДж/кг		167,36	151,34	136,65	123,41	111,42	101,61

Рисунок 3 - Диаграмма состояния газа

3.3 Расчёт проточной части турбины высокого давления

Вся мощность, развиваемая ТВД, идёт на привод компрессора. Перепад энтальпий в ТВД Н_{0 ТВД} = 398,956 кДж/кг. Из этого перепада 24,200 кДж/кг затрачивается на создание расходной составляющей скорости потока с_z перед ТВД, которую примем постоянной по всем ступеням газовой турбины (в ТВД и ТНД). Располагаемый перепад на каждую ступень ТВД h_{0 ТВД} = 187,378 кДж/кг, а полный h^*_{0 ТВД} = 211,578 кДж/кг. Корневой диаметр ротора ТВД примем постоянным. Закрутку лопаток будем считать близкой к закону постоянной циркуляции. Принятые условия для ТВД запишутся следующим образом:

d'_ТВД = idem; h_{0 ТВД} = idem; h^*_{0 ТВД} = idem; c_z = idem; rc_u ? idem

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

Примем расходы рабочего тела по лопаточным венцам ТВД следующими:

G₁₁ = G_г = 53,812 кг/с;

G₂₁ = G_г + 0,02·G_в = 53,812 + 0,02·51,495 = 54,842 кг/с;

G₁₂ = G₂₁ + 0,015·G_в = 54,842 + 0,015·51,495 = 55,614 кг/с;

G₂₂ = G₁₂ + 0,01·G_в = 55,614 + 0,01·51,495 = 56,129 кг/с.

Удельный объём газа за рабочими лопатками второй ступени ТВД х₂₂=0,761 м³/кг. Ометаемая площадь рабочих лопаток второй ступени ТВД

Удельный объём газа за рабочими лопатками первой ступени ТВД х₂₁=0,487 м³/кг. Ометаемая площадь рабочих лопаток первой ступени ТВД

3.3.1 Расчёт второй ступени ТВД

Расчёт второй ступени ТВД начинаем с корневого диаметра. Окружная скорость у корня ступени из условия осевого выхода потока

м/с.



Корневой диаметр ступени

Внешний диаметр рабочих лопаток

Средний диаметр рабочих лопаток

Высота рабочих лопаток

Отношение

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

м/с

Абсолютная скорость выхода потока

м/с

Перепад энтальпий в направляющем аппарате

Дж/кг

Перепад энтальпий в рабочем колесе

кДж/кг

Степень реактивности у корня ступени

Угол выхода потока

Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо

м/с.



Угол входа потока в рабочее колесо

Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса

м/с.

Угол выхода потока из рабочего колеса

Условие в^'₂ ? в^'₁ выполняется.

Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса

м/с.

с'₂ ? c_z = 220 м/с и б₂= 86,056^є.

Среднее сечение ступени рассчитывается в предположении обеспечения закрутки потока по закону постоянной циркуляции, т.е. с_z = const и rc_u = const.

Средний диаметр направляющего аппарата при условии с_1z = c_2z = c_z = const будет несколько меньше диаметра рабочего колеса (вследствие меньших значений удельного объёма газа в зазорах ступени по сравнению с его значением за рабочим колесом). Примем в первом приближении значение



d₁₂ = d₂₂ - 0,004 = 0,977 - 0,004 = 0,973 м.

Окружная скорость на этом диаметре

м/с.

Окружная составляющая абсолютной скорости потока

м/с.

Абсолютная скорость выхода потока

м/с.

Перепад энтальпий в направляющем аппарате

Дж/кг.

Перепад энтальпий в рабочем колесе

кДж/кг.

Степень реактивности на среднем диаметре

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

Т₁₂ = 1133 К; х₁₂ = 0,707 м³/кг; p₁₂ = 0,459 МПа.

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

Внешний диаметр направляющего аппарата второй ступени ТВД

Средний диаметр направляющего аппарата

что совпало с ранее принятым значением.

Высота направляющих лопаток

Угол выхода потока



Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо

м/с.

Угол входа потока в рабочее колесо

Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса

м/с.

Угол выхода потока из рабочего колеса

Окружная составляющая относительной скорости выхода газа из рабочего колеса

w_22u = w₂₂·cos в₂₂ = 390,115·cos 34,328^є = 322,166 м/с.

Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса

м/с.

Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса

м/с.

с₂' ? c_z = 220 м/с и б₂ = -86,039^є.

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

м/с;

м/с;

м/с;

м/с;

кДж/кг;

кДж/кг;

м/с;

м/с;

w^''_2u = w^''₂·cos в^''₂ = 405,752·cos 32,834^є = 340,931 м/с;

м/с;

с^''₂? c_z = 220 м/с и б^''₂= 86,306^є.

3.3.2 Расчёт первой ступени ТВД

Расчёт первой ступени ТВД при принятых условиях (d^'_ТВД = idem; h_{0 ТВД} = = idem; h^* _{0 ТВД} = idem; c_z = idem; r·c_u ? idem, однотипные направляющие и рабочие лопатки) сводится к определению параметров потока по среднему диаметру за рабочим колесом и за направляющим аппаратом и высоты направляющих и рабочих лопаток.

Параметры газа за первой ступенью ТВД определяем по диаграмме состояния (рисунок 3):

Т₂₁ = 1239 К; х₂₁ = 0,487 м³/кг; p₂₁ = 0,726 МПа.

Ометаемая площадь рабочих лопаток первой ступени ТВД

Внешний диаметр рабочих лопаток

Средний диаметр рабочих лопаток



Высота рабочих лопаток

Относительная высота рабочих лопаток первой ступени ТВД составляет

от высоты рабочих лопаток второй ступени ТВД. Принимая с достаточной для расчётов точностью , найдём по 0,5 (рисунок 4): с₁₁ = 0,128;

h₂₁ = с₁₁·h_{0 ТВД} = 0,128·187,378 = 23,984 кДж/кг

и параметры потока по среднему диаметру за направляющими лопатками первой ступени ТВД (рисунок 3):

Т₁₁ = 1254 К; х₁₁ = 0,462 м³/кг; p₁₁ = 0,776 МПа.

Ометаемая площадь направляющих лопаток первой ступени ТВД

Внешний диаметр направляющего аппарата первой ступени ТВД

Средний диаметр направляющего аппарата



Высота направляющих лопаток

Значения параметров потока в контрольных сечениях первой ступени ТВД на диаметрах d ^', d и d ^'' находим по характеристикам второй ступени ТВД для соответствующих значений = 0; 0,326; 0,651 (рисунок 4). Значения найденных параметров представлены в таблице 2.

Таблица 2

Значения параметров потока в сечениях первой ступени ТВД

Параметры	d '	d	d ''
с1, м/c	614,967	593,255	573,975
c1u, м/c	574,269	550,955	530,060
w1, м/c	361,726	334,177	310,429
w2, м/c	373,880	384,540	394,495
б1, o	20,962	21,775	22,543
в1, o	37,459	41,184	45,167
в2, o	36,045	35,002	31,544
с	0,056	0,128	0,191

3.4 Расчёт проточной части турбины низкого давления

3.4.1 Расчёт второй ступени ТНД

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



Рисунок 4 - Изменение параметров потока по высоте лопаток ТВД

Рисунок 5 - Треугольники скоростей в трёх сечениях второй ступени ТВД

Примем расходы рабочего тела по лопаточным венцам ТНД следующими:

G₁₃ = G₂₂ + 0,005·G_в =56,129 + 0,005·51,495 = 56,386 кг/с;

G₂₃ = G₁₃ = 56,386 кг/с;

G₁₄ = G₂₃ = 56,386 кг/с;

G₂₄ = G₁₄ = 56,386 кг/с.

Уточнённое значение ометаемой площади рабочих лопаток ТНД

Окружная скорость у корня ступени из условия осевого выхода потока

м/с.

Корневой диаметр ступени

Разность корневых диаметров ТВД и ТНД составляет

d ^'_ТНД - d ^'_ТВД = 1,031-0,914=0,117 м,

что является приемлемым по конструктивным соображениям, т.к. угол наклона внутренней обечайки переходного патрубка между ТВД и ТНД не превышает при этом 10^о.

Внешний диаметр рабочих лопаток

Средний диаметр рабочих лопаток

Высота рабочих лопаток

Отношение

Как и для ступеней ТВД, выбираем закрутку лопаток ТНД по закону, близкому к закону постоянной циркуляции (потенциального вихря).

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

м/с.

Абсолютная скорость выхода потока



м/с.

Перепад энтальпий в направляющем аппарате

Дж/кг.

Перепад энтальпий в рабочем колесе второй ступени ТНД

кДж/кг.

Степень реактивности у корня ступени

Угол выхода потока

Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо

м/с.

Угол входа потока в рабочее колесо

Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса

м/с.

Угол выхода потока из рабочего колеса

Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса

м/с.

с ^'₂ ? c_2z = 220 м/с, б ^'₂₄ =85,789^є,

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

Примем в первом приближении значение

d₁₄ = d₂₄ - 0,026 = 1,199 - 0,026 = 1,173 м.

Окружная составляющая абсолютной скорости потока

м/с.

Абсолютная скорость выхода потока

м/с.

Перепад энтальпий в направляющем аппарате

Дж/кг.

Перепад энтальпий в рабочем колесе

кДж/кг.

Степень реактивности на среднем диаметре

Зная h₂₄, по диаграмме состояния газа определим параметры газа в осевом зазоре второй ступени ТНД на среднем диаметре, отложив от конца процесса второй ступени отрезок h₂₄ (рисунок 3):

Т₁₄=859 К; х₁₄=2,042 м³/кг; p₁₄=0,119 МПа.

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

Внешний диаметр направляющего аппарата второй ступени ТВД

Средний диаметр направляющего аппарата



что совпало с ранее принятым значением.

Высота направляющих лопаток

Угол выхода потока

Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо

м/с.

Угол входа потока в рабочее колесо

Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса

м/с.

Угол выхода потока из рабочего колеса



Окружная составляющая относительной скорости выхода газа из рабочего колеса

w_24u=w₂₄·cosв₂₄ =·cos31,706^є=356,124 м/с.

Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса

м/с.

Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса

м/с.

с₂ ? c_z = 220 м/с и б₂₄ = -87,180^є.

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

м/с;

м/с;

м/с;

м/с;

Дж/кг;

кДж/кг;

м/с;

м/с;

w ^''_2u=w ^''₂·cosв ^''₂=453,322·cos29,033^є=396,358 м/с;

м/с;

с ^''₂ ? c_z = 220 м/с и б ^''₂₄= -89,299^є.

3.4.2 Расчёт первой ступени ТНД

Расчёт первой ступени ТНД при принятых условиях (d ^'_ТНД = idem; c_z = =idem; h_{0 ТНД} = idem; c_z = idem; rc_u ? idem, однотипные направляющие и рабочие лопатки) сводится к определению параметров потока по среднему диаметру за рабочим колесом и за направляющим аппаратом и высоты направляющих и рабочих лопаток.

Параметры газа за первой ступенью ТНД определяем по диаграмме состояния (рисунок 3):

Т₂₃=963 К; х₂₃=1,291 м³/кг; p₂₃=0,214 МПа.

Ометаемая площадь рабочих лопаток первой ступени ТНД

Внешний диаметр рабочих лопаток

Средний диаметр рабочих лопаток

Высота рабочих лопаток

Высота рабочих лопаток первой ступени ТНД составляет

от высоты рабочих лопаток второй ступени ТНД. Принимая с достаточной для расчётов точностью , найдём по 0,5 (рисунок 6): с₂₃=0,187;

h₂₃ = с₂₃·h_{0 ТНД} = 0,187·200,363 = 37,468 кДж/кг

и параметры потока по среднему диаметру за направляющими лопатками первой ступени ТНД (рисунок 3):

Т₁₃=989 К; х₁₃=1,162 м³/кг; p₁₃=0,245 МПа.

Ометаемая площадь направляющих лопаток первой ступени ТНД

Внешний диаметр направляющего аппарата первой ступени ТНД

Средний диаметр направляющего аппарата

Высота направляющих лопаток

Значения параметров потока в контрольных сечениях первой ступени ТНД на диаметрах d', d и d'' находим по характеристикам второй ступени ТНД для соответствующих значений l = 0; 0,280; 0,560 (рисунок 6). Значение найденных параметров представлены в таблице 3.



Таблица 3

Значения параметров потока в сечениях первой ступени ТНД

Параметры	d '	d	d ''
с1, м/c	633,276	588,853	547,545
c1u, м/c	593,834	545,025	501,430
w1, м/c	369,540	312,455	266,635
w2, м/c	382,858	405,930	430,335
б1, є	20,328	21,805	23,186
в1, є	36,536	43,638	51,840
в2, є	35,073	33,079	31,379
с	0,056	0,187	0,289

Рисунок 6 - Изменение параметров потока по высоте лопаток ТНД



Рисунок 7 - Треугольники скоростей в трёх сечениях ступени ТНД

Таблица 4

Основные параметры ступеней

Параметр	ТВД	ТНД
	1 ст.	2 ст.	3 ст.	4 ст.
Внутренний диаметр , м	0,914	0,914	1,031	1,031
Средний диаметр НА , м	0,952	0,973	1,116	1,173
Внешний диаметр НА , м	0,990	1,031	1,201	1,315
Высота направляющих лопаток, м	0,038	0,059	0,085	0,142
Высота рабочих лопаток , м	0,041	0,063	0,094	0,168
Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0, кДж/кг	187,378	187,378	200,363	200,363
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0*, кДж/кг	211,578	211,578	222,143	224,563
Окружная скорость на среднем диаметре НА , м/с	299,080	305,677	321,385	337,800
Условная скорость C0, м/с	650,504	650,504	666,548	670,169
Характеристическое отношение /C0	0,460	0,470	0,482	0,504
Полный перепад энтальпий в направляющем аппарате h1*, кДж/кг	187,594	180,533	184,675	170,653
Перепад энтальпий в рабочем колесе h2, кДж/кг	23,984	31,044	37,468	53,910
Степень реактивности на среднем диаметре с	0,128	0,166	0,187	0,269
Коэффициент потерь энергии в направляющем аппарате ж1	0,06	0,06	0,06	0,06
То же в рабочем колесе ж2	0,08	0,08	0,08	0,08
Скорости и углы потока на среднем диаметре
c1, м/с	593,255	582,583	588,853	566,416
w1, м/с	334,177	321,012	312,455	286,897
w2, м/с	384,540	390,115	405,930	418,597
c2, м/с	220	220	220	220
б1, град	21,775	22,187	21,805	22,855
в1, град	41,184	43,262	43,638	50,070
в2, град	35,002	34,328	33,079	31,706
б2, град	-	-86,039	-	-87,180

контактный газотурбинный теплоперепад диффузор



4. Определение размеров диффузора

За турбиной располагается диффузор осерадиального типа со степенью диффузорности n=2,0. Задача расчёта диффузора сводится к определению длины его средней линии при заданном угле раствора эквивалентного диффузора г=18^є.

Площадь входного сечения диффузора

F_1д=р·d_z·l_1д= р ·1,199·0,202=0,761 м², где

d_z = d₂₄ = 1,199 м

l_1д= l_z+Д ^'_д+Д ^''_д=0,168+0,1·0,168+0,1·0,168=0,202 м.

Площадь выходного сечения диффузора

Длина средней линии диффузора находится по эквивалентному прямому диффузору. Принимаем

.

Тогда

Аналогично,



F_2дэ=F_2д=1,264 м²,

В результате

Ширина канала на выходе осерадиального диффузора l_2д находится по уравнению неразрывности с соблюдением принятой степени диффузорности:

где d_2д = 1,325 м принят по конструктивным соображениям.



5. Определение потерь энергии и КПД

Определим потери энергии и к.п.д. на примере второй ступени ТВД.

Теоретическая абсолютная скорость газа в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом

м/с.

Потери энергии в направляюще аппарате

,

где - коэффициент потери энергии в направляющем аппарате.

Теоретическая относительная скорость газа за рабочим колесом

.

Потери энергии в рабочем колесе

,

где - коэффициент потери энергии в рабочем колесе.

Коэффициенты потерь энергии и берутся осредненными по высоте лопаток, то есть с учетом вторичных перетеканий на концах лопаток.

Относительный радиальный зазор по рабочим лопаткам

,

где д = 1,000 мм - радиальный зазор по рабочим лопаткам.

Потери энергии от протечек через радиальный зазор у периферии ступени

,

где a = 0,600 - опытный коэффициент для ступени с уступом.

Диаметр уплотнения в направляющем аппарате

,

где = 1,000 мм - радиальный зазор по направляющим лопаткам.

Площадь радиального зазора в направляющем аппарате

.

Величина утечек у корня ступени

,

где - коэффициент расхода через щель уплотнения в направляющем аппарате;

z = 8 - число щелей уплотнения.

Потери энергии от протечек через радиальный зазор у корня ступени

.

Потери мощности на трение диска или ротора о газ

,

где - удельный объем газа в осевом зазоре;

- средний диаметр рабочего колеса;

- окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса.

Потери энергии на трение диска или ротора о газ

.

Сумма потерь энергии в ступени

.

Использованный перепад энтальпий в ступени

Коэффициент полезного действия ступени

.

Таблица 5

Потери энергии и КПД ступеней

Расчётная величина	ТВД	ТНД
	1 ст.	2 ст.	3 ст.	4 ст.
Теоретическая скорость выхода потока из НА c1t, м/с	612,526	600,888	607,742	584,214
Коэффициент потерь энергии в НА ж1	0,060	0,060	0,060	0,060
Потери энергии в НА Дh1, кДж/кг	11,256	10,832	11,081	10,239
Теоретическая скорость выхода потока из РК w2t, м/с	400,563	406,370	422,844	436,039
Коэффициент потерь энергии в РК ж2	0,080	0,080	0,080	0,080
Потери энергии в РК Дh2, кДж/кг	6,418	6,605	7,152	7,605
Радиальный зазор по рабочим лопаткам д, мм	1,000	1,000	1,500	1,500
Относительный радиальный зазор по рабочим лопаткам	0,0244	0,0159	0,0160	0,0089
Потери энергии у периферии ступени Дhе", кДж/кг	9,436	6,992	7,373	4,944
Давление перед ступенью p0, МПа	1,194	0,726	0,419	0,214
Давление торможения перед ступенью p0*, МПа	1,27	0,776	0,45	0,234
Давление в осевом зазоре p1, МПа	0,776	0,459	0,244	0,119
Удельный объём торможения перед ступенью х 0*, м3/кг	0,313	0,462	0,718	1,204
Число гребней уплотнения по направляющему аппарату z, шт.	-	8	-	8
Радиальный зазор по гребням НА д', мм	-	1	-	1,5
Диаметр уплотнения в НА , м	-	0,892	-	1,008
Площадь радиального зазора в НА , м2	-	0,0028	-	0,0048
Коэффициент расхода	-	0,7	-	0,7
Величина утечек у корня ступеней ДG', кг/с	-	0,651	-	0,398
Потери энергии от протечек у корня ступени Дhе', кДж/кг	-	0,768	-	0,491
ДNтр, кВт	56,772	41,968	38,867	29,172
Потери энергии на трение диска Дhтр, кДж/кг	1,011	0,748	0,692	0,520
Сумма потерь энергии в ступени УДh, кДж/кг	28,121	25,945	26,298	23,799
Использованный перепад энтальпий в ступени h, кДж/кг	159,257	161,433	174,065	176,564
Располагаемый перепад энтальпий в ступени h0, кДж/кг	187,378	187,378	200,363	200,363
КПД ступени зст	0,850	0,862	0,869	0,881

Использованный перепад энтальпий в турбине

.

Внутренний к.п.д. турбины

.

Использованный перепад энтальпий в турбине при отсутствия диффузора

.

Внутренний к.п.д. турбины при отсутствии диффузора

.

Выигрыш в к.п.д. турбины от применения диффузора за последней ступенью турбины составляет .

Так как полученное в результате расчётов значение к.п.д. турбины оказалось ниже первоначально принятого (0,872 вместо 0,880), то необходимо уточнить значения удельной эффективной работы ГТУ и эффективной мощности .

Уточненная удельная эффективная работа ГТУ с учетом охлаждения

,

где - уточненный внутренний КПД турбины с учетом потерь от охлаждения в проточной части турбины.

Уточненная эффективная мощность ГТУ

.



6. Технико-экономические показатели газовой турбины

Уточненная эффективная мощность ГТУ .

Уточненный удельный расход газа

.

Подвод теплоты в камере сгорания

кДж/кг.

Уточненный эффективный КПД форсированной (контактной) газотурбинной установки

Уточненный удельный расход тепла ГТУ

.



Список использованных источников

Арсеньев, А.В. Комбинированные установки с газовыми турбинами / А.В. Арсеньев, В.Г. Тырышкин. - учеб. пособие для вузов - Л: Машиностроение, 2012. - 247с.

Арсеньев, А.В. Газотурбинные установки. Конструкции и расчёт: Справочное пособие / А.В. Арсеньев, В.Г. Тырышкин. - учеб. пособие для вузов - Л: Машиностроение 2008. - 232с.

Шубенко-Шубин, Л.А. Газотурбинные установки. Атлас конструкций и схем / Л.А. Шубенко-Шубин. - М: Машиностроение 2006. - 164с.

Кириллов, И.И. Теория турбомашин / И.И. Кириллов. - учеб. пособие для вузов - Л.: Машиностроение, 2012. - 535с.

Кузьмичёв, Р.В. Расчёт и проектирование газотурбинных установок газоперекачивающих станций / Р.В. Кузьмичёв.- учеб. пособие для вузов - Брянск: БИТМ, 2007. - 88с.

Размещено на Allbest.ru