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

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 кг
∙с
;

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	С2а	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		F2а	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		C1а	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	с1 /а1	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	с1 /а1	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	с1 /а1	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	с1 /а1	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 1л	град	44,0	72,1	64,4	86,2	86,0	87,8
Эффективный выходной угол решётки		b 2э	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 2л	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 uт	-	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	Vр	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