Газовой турбины

Количество параметров, оказывающих влияние на расчет размеров проточной части газовой турбины довольно большое. Некоторые из них взаимосвязаны и в ходе выполнения газодинамических, конструктивных, прочностных и технологических расчетов могут быть уточнены и изменены. Учет влияния перечисленных факторов на этапе выполнения учебного проекта не представляется возможным. Поэтому глубина проработки приближенного газодинамического расчета выбрана самой низкой (как часто отмечают, «низкого иерархического уровня–сложности»). Целесообразно в таких ситуациях использовать некоторые рекомендуемые приближенные соотношения, полученные обобщением, как правило, экспериментальных результатов и опыта создания газовых турбин.

Если перепад давлений в ступенях многоступенчатой турбины одинаков, то , где z-число ступеней. Аналогичное соотношение имеет место и для КПД турбины . Однако, при этом должен учитываться коэффициент возврата теплоты в ступенях, значение которого принимают равным в интервале a_ст = 1,02…1,04. Для многоступенчатых турбин рекомендуется следующая формула .

Рис. 5. Зависимость температуры воздуха на выходе из компрессора

от степени сжатия и внутренних потерь

Кинематическую степень реактивности ступени рекомендуется выбирать равной 0,5 (конгруэнтная ступень), когда степень расширения газов в сопловом аппарате и в рабочем колесе равны.

Термогазодинамическая нагрузка турбинной ступени характеризуется коэффициентом нагрузки , т.е. отношением h _ст к квадрату окружной скорости, а также коэффициентом газодинамической нагрузки x=u/c _из, где изотермическая (идеальная, теоретическая) скорость истечения потока c _из= . Имеют место следующие зависимости между этими параметрами: . Значение для неохлаждаемых турбин не должно превышать 2,0…2,2 (это соответствует среднему значению = 1,3…1,6), в противном случае заметно падает КПД ступени. При выполнении расчетов полезным является также использование отношения для турбинной ступени = 180…200. Здесь и абсолютная скорость и заторможенная температура потока газов на выходе из лопаточного канала рабочего колеса, т.е. из ступени.

Оптимальное значение относительного шага лопаток , где
b –хорда лопаток, для сопловых решеток и рабочего колеса равны:
= 0,6…0,9; 0,5…0,8.

Обычно на выходе из турбины газодинамический канал имеет форму расширяющегося (диффузорного) сечения, где скорость потока отработавших газов снижается, разумеется, при этом растет давление, рис. 6. Полное давление должно обеспечить преодоление аэродинамического сопротивления котла утилизатора, = . Статическое давление газов за турбиной меньше на величину .

Снижение способствует увеличению общего перепада давлений на турбине , следовательно, росту мощности газовой турбины. Но с другой стороны, потери с выходной скоростью представляют снижение общего перепада энтальпии потока. В расчетах принимается допущение, что параметры потока на выходном направляющем аппарате не меняются (происходит гашение только окружной компоненты газового потока). Скорости потока газов на входе в КУ принимают равными 80…100 м/с.

Из условий прочности окружную скорость на среднем диаметре рабочего колеса ограничивают для неохлаждаемых турбин U _ср £ 330…350 м/с, что соответствует теплоперепаду в ступени h _ст = 150…220 кДж/кг.

Для охлаждаемых турбин U _ср = 380…400, h _ст = 350…450 кДж/кг, среднее значение = 2,0…2,2. Рекомендуется для первой ступени выбирать максимально допустимое значение , для последней = (1,1…1,2) h _{ст ср}.

При больших расходах газа осевая компонента скорости на выходе из турбины может достигать С _4а = 280…300 м/с, максимально приближенной к осевой.

Выходной угол потока газов рекомендуется выбирать в диапазоне
³ 80…85°.

Дата добавления: 2015-07-11