Реферат: 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

Основные условные обозначения, индексы и сокращения

Условные обозначения:

а – скорость звука;

в , В – хорда, ширина лопатки;

с, w – скорость в абсолютном, относительном движении;

С_р –удельная теплоёмкость;

D, D_l – 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 C_рт = 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: С_рк = 1,010 кДж/кг ^. К ;

Температура воздуха во входном патрубке компрессора:

Показатель адиабаты для воздуха: К_в = 1,4; m_к = 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: N_e =H_e *G_T =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

Продолжение таблицы 1.1.

Продолжение таблицы 1.1.

Продолжение таблицы 1.1.

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

Продолжение таблицы 1.2.1.

Таблица 1.2.2.

Расчет закрутки второй ступени по радиусу

Продолжение таблицы 1.2.2.

Таблица 1.2.3.

Расчет закрутки третей ступени по радиусу

Продолжение таблицы 1.2.3.

Таблица 1.2.4.

Расчет закрутки четвертой ступени по радиусу

Продолжение таблицы 1.2.4.

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

Продолжение таблицы 1.3.

Продолжение таблицы 1.3.

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 j_c 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

Продолжение таблицы 1.4.

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 s_{Д t} ^t для времени работы t = 20000 часов. Для остальных деталей используется предел
текучести s_0,2 .

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

Продолжение таблицы 2.1.

Продолжение таблицы 2.1.

Таблица 2.2.

Координаты опасных точек

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:

s_r ^н = (С_к z _л )/(2 r _н  p у_н ) = (292941×57)/(2×0,4×3,14×0,120) = 55,4 МПа ,

где С_к – ЦБС рабочей лопатки четвертой ступени;

z _л – количество рабочих лопаток четвертой ступени;

у_н – ширина диска на наружном радиусе.

Таблица 2.3.

Исходные данные

Таблица 2.4.

Характеристика материала диска

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

Таблица 2.5.

Результаты расчета диска на прочность

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

Продолжение таблицы 2.6.

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 С_патр 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

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

Продолжение таблицы 2.8.

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

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