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.
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.
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.
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:
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:
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:
м2
;
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.
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
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.)