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

1   2   3   4   5   6   7

---

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

H Соотношения	0	80	160	240	320	394,6
H/Hz	0	0,202	0,404	0,606	0,808	1,0
H/HZ(TZ-T'S)	0	59,02	118,05	177,07	236,10	286,1
T=Tz- (Tz-T's)	1023	963,98	904,95	845,93	786,9	736,9
T/Tz	1,0	0,942	0,885	0,827	0,769	0,720
ln t/tz	0	-0,059	- 0,122	- 0,190	- 0,263	- 0,3285
	0	-0,270	- 0,559	- 0,870	- 1,205	- 1,583
P/Pz	1	0,761	0,571	0,419	0,300	0,205
	0,4838	0,368	0,276	0,203	0,145	0,1031
	0,617	0,764	1,018	1,303	1,720	2,086

---

На основании данных табл. 3 строится диаграмма физи­ческого состояния рабочего тела в пределах проточной части турбины (рис. 3).
21. Расчет проточной части турбины начинается с опреде­ления диаметра барабана (или диска) и высоты лопаток пос­ледней ступени.
Расчетный полный тепловой перепад в последней ступени турбины (см. также пункт 17).




(А=1 в системе СИ)

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



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

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

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

= 0,85 + 0,02 = 0,87.

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




Поковка такого диаметра может быть осуществлена.

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



Отсюда

---

Рис. 3. Параметры состояния продуктов сгорания в пределах проточной части турбины

Средний диаметр рабочего колеса


Высота лопатки последней ступени:



Втулочное отношение



При отношении > 0,82 лопатка должна быть з а к р у ч е н н о й.

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

Из уравнения баланса работ на окружности колеса ступе­ни находим

Отсюда



Абсолютная скорость потока на выходе из направляюще­го аппарата:

Местная скорость звука в потоке за рабочим колесом:



Скорость С₁меньше скорости звука в газе (а), следова­тельно, режим истечения—докритический и сопло должно быть суживающееся.

Полный тепловой перепад в направляющем аппара­те (коэффициент потерь энергии ):



Тепловой перепад в рабочем колесе:



Степень реактивности в корневом сечении:



Следовательно, диаметр барабана, подсчитанный с помощью приближенной формулы (пункт 21), обеспечил небольшую степень реактивности в корневом сечении ступени. Если бы у корня лопаток получилась отрицательная степень реактив­

---

ности, то диаметр барабана следовало бы немного увеличить, чтобы достигнуть положительной степени реактивности.

Угол выхода потока из направляющего аппарата:


Относительная скорость газа:



Угол входа потока в рабочее колесо:

Относительная скорость выхода газа из рабочего колеса:

W₂=

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

Угол выхода потока из рабочего колеса (С₂ = C_lz=C_2z = 152,5 м /сек, по условию, см. п. 10)


Отношение


23. Расчет ступеней в среднем сечении выполняем в пред-­
положении закрутки по закону C_1ud=const - практически по
условию постоянства удельной работы в любом сечении ло­-
паток (d—диаметр окружности, на котором расположены ло-­
патки, а С_1u— проекция абсолютной скорости потока на на­правление окружной скорости U).
Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса d_m=1070 мм = 1,070 м:


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



Скорость истечения газа из направляющего аппарата:



Полный изоэнтропийный (адиабатический) перепад тепла в направляющем аппарате на уровне среднего диаметра ( =0,04):

---

Смотрите также файлы

• Центральная азия и кавказ том 16 Выпуск 4 региональная экономика макроэкономическая модель стран экспортеров нефти.pdf

• Протокол 1 от 30. 08. 2022г. Календарнотематическое планирование учебного предмета английский язык для 7 класса.docx

• Доступность к информации в современном мире, финансовоэкономическая и социальнополитическая ситуации формируют тенденцию к увеличению уровня тревожности.docx

• Городская межпредметная олимпиада для учителей русского языка и литературы (Апрель, 2022).docx

• Урок География, класс 17. 10. 22 7 5 А,б тема урока Русские путешественники и мореплаватели на северовостоке Азии. Планируемые результаты.doc