Автор работы: Пользователь скрыл имя, 19 Января 2011 в 09:49, курсовая работа
Газотурбинная установка предназначена для привода центробежного нагнетателя природного газа. Область применения установок —компрессорные станции магистральных газопроводов. Топливом для ГТУ служит природный газ.
1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ УСТАНОВКИ И ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА……………..4
2. РЕЗУЛЬТАТЫ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА………………………………….6
3. РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА ГТУ………………………………….15
4. РАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ……………………………………………… .16
5. РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ………………………….....18
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:ξ1=0,04, ξ2=0,06;
а)
потери энергии в направляющем аппарате
первой ступени:
б)
потери энергии в рабочем колесе
первой ступени:
Аналогично рассчитаны профильные потери во второй и третьей ступенях. Результаты расчета сведены в табл. 6.
При
выполнении поверочного расчета
проточной части турбины
δ=0,3 мм δ=0,5 мм δ=1,0 мм
Потери
теплового перепада вычисляются
по формуле:
Где δ - величина радиального зазора, мм.
l-
средняя высота лопатки, мм.
l1- высота лопатки направляющего аппарата, мм
l2- высота лопатки рабочего колеса
- перепад тепла, кДж/кг
а)
Концевые потери энергии в первой
ступени при величине радиального
зазора δ=0,3:
б)
Концевые потери энергии в первой
ступени при величине радиального
зазора δ=0,5:
в)
Концевые потери энергии в первой
ступени при величине радиального
зазора δ=1,0:
Аналогично вычислим концевые потери энергии при трех значениях зазоров
δ=0,3 мм δ=0,5 мм δ=1,0 мм, для второй, третьей и четвертой ступеней. Результаты расчетов сведены в табл. 6.
Таблица 6
Потери энергии при различных радиальных зазорах
| № п/п | Наименование величин | Обозначение | Размерность | № ступеней | |||
| 1 | 2 | 3 | 4 | ||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 |
| 1 | Профильные потери в направляющем аппарате | кДж/кг | 15,81 | 15,96 | 16,2 | 16,43 | |
| 2 | Профильные потери в рабочем колесе | кДж/кг | 7,26 | 7,34 | 7,476 | 7,578 | |
| 3 | Средняя высота лопаток | l | мм | 32,25 | 62,375 | 92,75 | 102,76 |
| 4 | Концевые
потери
|
|
кДж/кг
кДж/кг кДж/кг |
2,27
4,65 12,26 |
0,987
3,47 5,67 |
2,56
6,78 9,32 |
2,67
8,89 11,37 |
| 5 | Теплоперепад | кДж/кг | 410 | 410 | 410 | 410 | |
| 6 | Сумма потерь
энергии
|
|
кДж/кг
кДж/кг кДж/кг |
26,62
28,53 34,67 |
24,95
25,94 29,12 |
25,20
26,78 31,87 |
27,49
27,52 27,93 |
| 7 | Использованный теплоперепад | h
h h |
кДж/кг
кДж/кг кДж/кг |
158,7
156,8 150,7 |
160,4
159,4 153,2 |
416,7
415,1 410,0 |
321,6
320,8 317,2 |
где - полный изоэнтропический (адиабатический) перепад тепла в турбине, см. п. 7;
-
суммарное значение потерь
-перепад на создание осевой скорости потока, см. п. 15.
-удельная работа в турбине (см. термодинамический расчет п. 17.).
Внутренний к.п.д. турбины вычислим для трех значений зазоров:
δ=0,3 мм δ=0,5 мм δ=1,0 мм
а)
при δ=0,3 мм
б)
при δ=0,5 мм
в)
при δ=1,0 мм
Следовательно, заданный внутренний адиабатический к.п.д. турбины () может быть достигнут при величине зазора 0,3<<0,5 мм.
Принимаем величину радиального зазора δ=0,4 мм
Информация о работе Термодинамический и конструктивный расчет газотурбинной установки