Привідний газотурбінний двигун для газоперекачувальної станції

обеспечить небольшие значения потерь полного давления газа на выходе из турбины;

- на всех ступенях турбины были получены  приемлемые h_Т^*:

= 0.867, = 0.912, = .917, = 0.918, = 0.918;

- коэффициенты загрузки ступеней находятся на допустимом уровне;

- мощность силовой турбины N _тс = 17000  кВт и частота вращения вала;

- n_тс = 5200 об/мин - соответствуют мощности, потребляемой нагнетателем и частоте его вращения.

Для получения приемлемых результатов турбины, геометрические размеры полученные в процессе согласования компрессора и турбины были уточнены с учетом формы проточной части двигателя-прототипа.

5. РАСЧЕТ РЕШЕТОК ПРОФИЛЕЙ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ТУРБИНЫ

5.1 Выбор и обоснование исходных данных.

Исходными данным для расчета параметров газа по высоте лопатки являются величины, полученные в результате газодинамического расчета турбины на среднем диаметре при заданной форме проточной части.

D_1cp = 0,874 м;                                     D_2cp =0,882 м;

h₁ = 0,042 м  ;                                       h₂ = 0,058 м;

β₁= 47,40   град;                                  β₂= 18,70 град;.

C_1u= 611 м/с;                                                  C_2u  = -80,70 м/с;

C_1a= 177 м/с;                                        C_2a= 181 м/с;

α = 16,10 град;                                     λ = 0.938;

ρ_T = 0.38;                                              φ = 0.925;

G₁= 58,40 кг/с;                                     G₂ = 59,30 кг/с;

k = 1.315;                                             R= 290 Дж/К;

n = 9790 об/мин;                                  T₂^* =1140 К;

Выбор закона закрутки потока по радиусу, для расчета треугольников скоростей в межвенцовых зазорах у корня и периферии лопаток необходимо выбрать закон изменения параметров (закрутки) потока по радиусу. Этот закон выражается условием радиального равновесия, полученным в предположении, что поток  в межвенцовых зазорах осесимметричен и линии тока располагаются по коаксиальным цилиндрическим поверхностям. В практике проектирования газовых турбин существует множество законов которые имеют свои достоинства и недостатки. Применим закон закрутки  и .

Применение этого закона значительно упрощается технология изготовления лопаток СА и РК, позволяет создать хорошую конструктивную базу для их монтажа в статоре и роторе. При  сопловые лопатки первой ступени турбины являются некручеными и имеют постоянный профиль по высоте, что способствует организации внутреннего охлаждения. Указанные особенности газодинамического и технологического характера обуславливает широкое применение такого закона закрутки.

При выборе параметров и профилирование ступени турбины проводится согласно инструкциям, изложенным в методическом пособии [5].

Значения высоты лопатки h, хорды профиля b, шага решетки t и количество лопаток z для данной ступени получены в результате термогазодинамического расчета турбины (см. раздел 4).

Геометрический(конструктивный) угол решетки на входе  выбираем в зависимости от углов потока и по графической зависимости, приведенной в методическом пособии [5], (рисунок 5.1).

Рисунок 5.1 – Обобщенные зависимости для выбора геометрического угла решетки на входе

        Относительную толщину профиля РК  находим в зависимости от значения  на среднем радиусе. Для охлаждаемых венцов величину  во втулочных сечениях выбираем в пределах.

Радиус скругления входной кромки R1 профиля выбираем используя соотношение .

Радиус скругления выходной кромки R2 принимаем постоянным по высоте лопатки. В охлаждаемых венцах R2 будет  не меньше 1 мм. Принимаем   R2=0.4 мм.

Профилирование производится на ЭВМ с помощью программы