- •«Тюменский государственный архитектурно - строительный университет»
- •Введение
- •Задачи курсового и дипломного проектирования Курсовое проектирование
- •Дипломное проектирование
- •Раздел I термодинамические расчеты цикла гту и
- •I задание на проектирование
- •II краткое описание установки и принципиальная схема
- •Термодинамический расчет гту
- •III принятые предпосылки термодинамического
- •IV результаты термодинамического расчета
- •Вспомогательная таблица а
- •Вспомогательная таблица б
- •V. Расчет мощности осевого компрессора гту
- •Расчет проточной части турбины
- •VI. Принятые предпосылки расчета проточной части многоступенчатых газовых турбин [3]
- •Исходные данные расчета проточной части турбины
- •VII. Результаты расчета проточной части турбины
- •Опорные точки диаграммы физического состояния рабочего тела в пределах проточной части турбины
- •Характеристика последней ступени турбины в трех различных сечениях
- •Характеристики ступеней турбины (итоговые результаты)
- •Потери энергии при различных радиальных зазорах
- •Приложение I
- •Характеристические постоянные идеальных газов (r)
- •Значения относительной величины теплоемкости идеальных газов при постоянном давлении Cp/ar
- •Теплота сгорания компонентов газообразного топлива
- •Влагосодержание воздуха при полном насыщении в пересчете на I кг
- •(Р) влажного воздуха
- •Приложение III
- •Раздел I. Термодинамические расчеты цикла гту и расчет практичной части
Характеристика последней ступени турбины в трех различных сечениях
Обозна-чение
|
Размер-ность
|
Диаметр сечения мм
|
||
у корня 872
|
средний 1070
|
внешний 1268
|
||
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
и
|
м/сек
|
255,5 |
304,8 |
353,7 |
|
м/сек
|
511,1 |
428,5 |
369,2 |
|
м/сек
|
533,4 |
454,8 |
399,5 |
|
кДж/кг
|
148,2 |
107,7 |
83,1 |
|
кДж/кг
|
1,9 |
42,43 |
67 |
|
кДж/кг
|
150,1 |
150,1 |
150,1 |
|
|
0,013 |
0,317 |
0,446 |
|
м!сек
|
297,6 |
196,4 |
153,3 |
|
град, мин
|
30°49' |
50°56' |
84°8' |
|
|
291,8 297,2 |
276
|
291,8
|
|
м/сек
|
148°30' |
146°27' |
148°3' |
|
град, мин
|
16°36' |
19°35' |
22°26' |
|
|
0,479 |
0,556 |
0,646
|
С целью получения уточненных данных по параметрам последней ступени, могут быть проведены дополнительные расчеты, например, еще при двух промежуточных диаметрах последней ступени. Однако на стадии курсового проектирования достаточно ограничиться тремя сечениями (корневое сечение, средний диаметр, внешний диаметр).
Результаты расчетов сведены в табл. 4.
25. На основании нолученных данных (табл. 4) строится график изменения параметров по высоте лопатки (рис. 4) и треугольники скоростей (рис.5).
Рис. 4. Характеристики последней ступени в различных сечениях по высоте лопатки.
Параметры наносятся в функции от радиуса или диаметра, для которого выполнен расчет.
Рис. 5. Треугольники скоростей последней (третьей) ступени турбины к различных сечениях по высоте лопатки.
26. Как было отмечено выше (V1, а), в расчетах в объеме курсового проекта принимают проточную часть турбины выполненной из однотипных лопаток, поэтому результатами расчета последней ступени можно воспользоваться для определения размеров других ступеней.
27. Расчеты всех первых ступеней (кроме последней ступени) могут быть осуществлены по методике, принятой при расчете последней ступени.
В соответствии с принятыми предпосылками (VI, а), характеристики промежуточных ступеней принимаются по закону линейного интерполирования по граничным опорным точкам, то есть по характеристикам первой и последней ступени при условии d'=const=872 мм.
28. Первая ступень характеризуется следующим» параметрами рабочего тела за рабочим колесом (определяем по диаграмме рис. 3.) Для полного перепада теплоты этой ступени Н= 134 кДж/кг, Р2 = 0,306 МПа, v2 = 0,898 м3/кг, Т2=925°К. Ометаемая лопатками площадь первой ступени:
Индексом z здесь обозначены параметры рабочего колеса последней ступени турбины.
Вне
шний диаметр рабочего колеса первой ступени
d" = = 1,058 м = 1058 мм.
Средний диаметр рабочего колеса первой ступени
.
Высота рабочей лопатки первой ступени
По диаграмме параметров ступени (рис. 4) для среднего диаметра dcp=965 мм находим:
Получив значение степени реактивности, вычислим перепад теплоты в рабочем колесе первой ступени
На диаграмме состояния (рис. 3) от перпендикуляра, соответствующего параметрам газа за первой ступенью, отложим влево тепловой перепад h2=32,13 кДж/кг и восстановим перпендикуляр, который при пересечении с линиями на диаграмме состояния укажет параметры газа в осевом зазоре между рабочим колесом и направляющим аппаратом первой ступени:
Р1 = 0,334 МПа; v1 = 0,81м3/кг; T1 = 950°К.
Площадь кольца, образованная направляющим аппаратом первой ступени:
Индексом z обозначены параметры последнего рабочего колеса,
Внешний диаметр направляющего аппарата
Средний диаметр направляющего аппарата
Высота лопатки направляющего аппарата
Условная скорость
Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса первой ступени d=0,984 м
Отношение
29. Размеры и параметры второй ступени определяются в такой последовательности:
длина рабочей лопатки второй ступени
внешний диаметр рабочего колеса
средний диаметр рабочего колеса
условная скорость
окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса — d= 1,0135м
отношение
Аналогичные вычисления производятся для получения размеров направляющих аппаратов второй ступени:
Высота направляющей лопатки второй ступени:
Внешний диаметр направляющего аппарата:
Средний диаметр направляющего аппарата:
По значению среднего диаметра второй ступени (1004мм) из диаграммы рис.4 определяются величины:
Получив значение степени реактивности, вычислим перепад в рабочем колесе второй ступени:
Тепловые перепады в рабочем колесе и в направляющем аппарате второй ступени откладываются на диаграмме параметров состояния (рис.3), после чего определяются параметры рабочего тела за второй ступенью: Р2=0,1945 кГ/см2 , v2=1,32м3/кг, Т2=830оК
и параметры в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом второй ступени;
Р1=0,209МПа , v1=1,2м3/кг, Т1=850оК . Результаты расчета всех ступеней сведены в табл. 5
Для удобства сопоставления характеристик ступеней скорости и углы определены в этом случае в функции среднего диаметра рабочего колеса каждой ступени , для третьей ступени (ранее эти данные не определялись) вычислим по рис. 4
30. Профильные потери принимаются по данным продувок решеток турбинных профилей.
При профилировании закрученных лопаток приходится несколько отступить от наивыгоднейшей формы профилей; в связи с этим расчетные значения коэффициентов потерь энергии принимаем несколько завышенными сравнительно с опытными данными: ;
а) потери энергии в направляющем аппарате первой ступени
б) потери энергии в рабочем колесе первой ступени
Таблица 5.