КПД турбомашины принимаем в соответствии с заданием:
,Из предварительного расчета:
Для воздуха:
Для газа:
Подвод тепла в КС при:
составит:
;Из уравнения баланса мощностей:
Удельная полезная работа:
Расход воздуха при 10 МВт составит
Осевой компрессор проектируемого ГПА при нормальных атмосферных условиях (Ро=0,1013Мпа; То=285К) должен обеспечивать следующие характеристики работы в расчетном режиме:
массовый расход воздуха;
степень повышения давления;
КПД компрессора.
Воздушный осевой компрессор должен работать в диапазоне применяемого приведенного расхода 0,8 … 1,09 от расчетного значения.
Для создания проточной части воздушного осевого компрессора в качестве модели используем проточную часть воздушного осевого компрессора газотурбинной установки ГТК-10-4, выпускаемой НЗЛ.
Моделирование осевого компрессора проектируемой установки можно провести двумя способами:
В качестве точки моделирования на характеристике осевого компрессора выбрать прежнюю расчетную точку, ввести коэффициент моделирования m и уменьшить частоту вращения ротора на этот коэффициент.
Расчетную точку на характеристике компрессора сместить по частоте вращения ротора; при этом размеры компрессора остаются прежними.
Наиболее оправданным является выбор первого варианта, так как он не приводит к снижению КПД, в то время как второй вариант ведет к снижению КПД на 1-1,5%.
Определим коэффициент моделирования
где:
G проект = 83,72 кг/с - расход воздуха через проектный компрессор;
G модель = 86,20 кг/с - расход воздуха через модельный компрессор;
ТВ проект = 288 К - температура воздуха на входе в проектный компрессор;
ТВ модель = 288 К - температура воздуха на входе в модельный компрессор;
Р1 проект = 101,3 кПа - давление воздуха на входе в проектный компрессор;
Р1 модель= 101,3 кПа - давление воздуха на входе в модельный компрессор;
Частоту вращения проектного воздушного осевого компрессора определим используя следующее соотношение:
Чтобы распределить теплоперепад между ступенями, необходимо определить степень понижения давления, расход газа, работу расширения газа в турбине, полезную работу и полезную мощность этой турбины. Часть данных известна из задания и теплового расчета. Результаты предварительного расчета сведены в табл.2.1
Давление газа перед турбиной
Данные предварительного расчета
Наименование величины | Формула | Обозн | Разм. | Величина |
Температура газа перед турбиной | задано | Т0* | К | 1063 |
Давление газа перед турбиной | найдено | Р0* | МПа | 0,4236 |
Полная мощность турбины | задано | N | МВт | 10 |
Частота вращения ротора ТВД | задано | nТВД | об/мин | 5280 |
Частота вращения ротора ТНД | задано | nТНД | об/мин | 4800 |
Атмосферное давление | задано | Ра* | Па | 101300 |
Расход газа через турбину | из расчета | кг/с | 82,83 | |
Степень расширения | из расчета | Т | - | 3,982 |
Адиабатический теплоперепад в турбине | Hад* | кДж/кг | 358,1 | |
Полная температура газа за турбиной | ТZ* | K | 791,5 | |
Давление за выходным трактом | Р0*/Т | РТ* | МПа | 0,106 |
Удельный объем газа за турбиной | RТZ* /РТ* | Т | м3/кг | 2,143 |
Скорость перед диффузором | задано | СZ | м/с | 220 |
Скорость в выходном патрубке | задано | СВЫХ | м/с | 50 |
КПД выходного диффузорного патрубка | задано | Д | - | 0,5 |
Потеря полного давления в диффузоре | РД | Па | 5355 | |
Полное давление за ступенью | РZ* | Па | 111737 | |
Давление за последней ступенью | РZ | МПа | 0,100 | |
Адиабатический теплоперепад в турбине по параметрам торможения | Hад1-z | кДж/кг | 370,5 |
Распределим теплоперепад по турбинам, исходя из теплового расчета ГТУ, из которого известен теплоперепад на ТНД.
НТНД = 125,75 кДж/кг;
HТВД = HТ - НТНД = 315,15-125,75=189,40 кДж/кг.
Кинематические параметры, принимаемые перед газодинамическим расчётом, сводим в табл.2.2
Таблица 2.2. Кинематические параметры
Наименование | Обозначение | Разм. | ТВД | ТНД |
Угол выхода потока из сопел | 1 | град. | 17,40 | 22,44 |
Степень реактивности ступени | - | 0,350 | 0,485 | |
Скорость выхода потока из РК | С2а | м/с | 183,6 | 171,0 |
Для стационарных ГТУ КПД турбины возрастает при понижении 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.
Определим корневой диаметр ступени ТВД:
w = pn/30 = 542,4
w = p*5280/30 = 552,9 рад/с;
Определим корневой диаметр ступени ТНД:
w = pn/30;
w = p*4800/30 = 502,7 рад/с;