39637

Проектирование газоперекачивающего агрегата мощностью 10 МВт

Дипломная

Производство и промышленные технологии

В настоящем дипломном проекте рассмотрены вопросы связанные с проектированием газоперекачивающего агрегата мощностью 10 МВт в состав которого входят: газотурбинный двигатель на базе ДР59Л и центробежный нагнетатель природного газа на базе нагнетателя 235211 которые применяются на компрессорных станциях магистральных газопроводов. Особое внимание в работе уделено расчету и проектированию двухступенчатого нагнетателя природного газа. Индексы в воздуха; г газа; ад адиабатический; расп располагаемый; ср средний; ст ...

Русский

2013-10-08

2.23 MB

40 чел.

СОДЕРЖАНИЕ

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ………………………………………………

РЕФЕРАТ……………………………………………………………………………..

ПЕРЕЧЕНЬ ЛИСТОВ ГРАФИЧЕСКИХ ДОКУМЕНТОВ…………………….…..

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ, СОКРАЩЕНИЯ, ИНДЕКСЫ……………….…..

ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………….…..

1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ……………………………………..

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ……………………………………………………………..

2.1. Выбор pк0 и расчет тепловой схемы с заданными                  

коэффициентами……………………………………………………………………

2.2. Уточненный расчет тепловой схемы на номинальный режим……………...

2.3. Моделирование компрессора………………………………………………….

3. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ТУРБИН  ТК  И  СТ………………………

4. РАСЧЕТЫ  НА  ПРОЧНОСТЬ…………………………………………………….

4.1. Расчет  рабочей  лопатки  СТ………………………………………………….

4.2. Расчет  диска  последней  ступени  СТ………………………………………..

5. ОБОСНОВАНИЕ И ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ

ГПА…………………………………………………………………………….…….

5.1. Компрессор низкого давления………………………………………….……..

5.2. Компрессор высокого давления………………………………………………

5.3. Камера сгорания……………………………………………………………….

5.4. Турбина высокого давления…………………………………………………..

5.5. Турбина низкого давления………………………………………………….…

5.6. Силовая турбина……………………………………………………………….

6. ТЕХНОЛОГИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ………………………………………………

6.1. Обслуживание ГПА во время работы………………………………………...

6.2. Эксплуатация ГПА в холодное время года…………………………………..

6.3. Эксплуатация ГПА при грозе…………………………………………………

6.4. Предупреждение помпажных режимов осевого компрессора……………...

6.5. Предупреждение помпажных режимов работы центробежного

          нагнетателя……………………………………………………………………..

7. СПЕЦТЕМА: РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ДВУХСТУПЕНЧАТОГО  ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАГНЕТАТЕЛЯ С РК РАДИАЛЬНОГО ТИПА

7.1. Расчет нагнетателя………………………………………………………….....

7.2. Общее описание конструкции нагнетателя…….………………………….…

8. БЕЗОПАСНОСТЬ И ЭКОЛОГИЧНОСТЬ ПРОЕКТА……………………….…..

9. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ……………………………………………………...

ЗАКЛЮЧЕНИЕ……………………………………………………………………..…

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК……………………………………………..…

РЕФЕРАТ 

В настоящем дипломном проекте рассмотрены вопросы, связанные с проектированием газоперекачивающего агрегата мощностью 10 МВт, в состав которого входят: газотурбинный двигатель на базе ДР-59Л и центробежный нагнетатель природного газа на базе нагнетателя 235-21-1, которые применяются на компрессорных станциях магистральных газопроводов.

В расчетной части работы был выполнен тепловой расчет схемы с уточне-нием значения степени расширения в турбинах, теплофизических характеристик рабочих тел турбомашин,  работы сжатия в компрессорах и работы расширения в турбинах.

Для определения основных размеров проточной части ТВД и ТНД произведен газодинамический расчет ступеней по среднему диаметру. Также для того, чтобы удельная работа по высоте ступени оставалась постоянной, были выбраны законы закрутки лопаток по радиусу и произведен расчет закрутки.

Особое внимание в работе уделено расчету и проектированию двухступенчатого нагнетателя природного газа. Также проделаны расчеты на прочность наиболее напряженных деталей турбомашины.

Даны обоснование и описание конструкции газотурбинного привода и центробежного нагнетателя, технология их эксплуатации, рассмотрены вопросы безопасности и экологичности проекта, выполнен расчет себестоимости изготовления газотурбинного двигателя.

ПЕРЕЧЕНЬ ЛИСТОВ ГРАФИЧЕСКИХ ДОКУМЕНТОВ

п/пп

Наименование документа

Обозначение

Формат

1

Продольный разрез КНД

101400.411.420.504.01

А1*3

2

Продольный разрез КВД

101400.411.420.504.02

А1*2

3

Продольный разрез ТВД-ТНД-СТ

101400.411.420.504.03

А1*5

4

Схематичный продольный разрез      газотурбинного привода

101400.411.420.504.04

А1*2

5

Продольный разрез нагнетателя

101400.411.420.504.05.

А1*1

6

Общая компоновка цеха

101400.411.420.504.06.

А1*1

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ, СОКРАЩЕНИЯ, ИНДЕКСЫ

Условные обозначения

С - скорость в абсолютном движении;

D - диаметр;

F - площадь венца;

Н - теплоперепад в турбине;

W - скорость в относительном движении;

h - теплоперепад в ступени;

l - высота лопатки;

n - частота вращения;

z - число ступеней;

a - коэффициент избытка воздуха;

r - степень реактивности;

z - коэффициент сопротивления;

Qн - низшая теплота сгорания топлива;

Ср - удельная теплоемкость.

pк - степень повышения давления;

Сокращения

ГГ - газогенератор;

ГТ - газовая турбина;

ГДС - газодинамическая сила;

ГПА - газоперекачивающий агрегат;

ГТД - газотурбинный двигатель;

ГТУ - газотурбинная установка;

КС - камера сгорания;

КПД - коэффициент полезного действия;

НА - направляющий аппарат;

ОК - осевой компрессор;

РЛ - рабочие лопатки;

СА - сопловой аппарат;

ССТ- свободная силовая турбина;

ТВД - турбина высокого давления;

ТНД - турбина низкого давления;

ЦБН - центробежный нагнетатель;

ЦБС - центробежная сила.

Индексы

в - воздуха;

г - газа;

ад - адиабатический;

расп - располагаемый;

ср - средний;

ст - ступени;

тр - трение;

а - осевая;

с - в абсолютном движении;

i - индекс промежуточной ступени;

u - окружная;

w - в относительном движении;

0 - на входе в турбину;

1 - на выходе из сопел, на входе в рабочие лопатки;

2 - на выходе из рабочих лопаток, последней ступени;

1,2 - блока ТВД, ТНД.

ВВЕДЕНИЕ

      В наши дни масштабы использования природного газа все больше возрастают, что приводит к постепенному снижению запасов открытых месторождений. В связи с этим постоянно ведется поиск и разработка новых газовых и газоконденсатных месторождений. Возрастает суммарная протяженность магистральных газопроводов на тысячи километров, сооружаются новые газокомпрессорные станции. Газотурбинные компрессорные станции являются преобладающим видом ГКС, а газотурбинные газоперекачивающие агрегаты – наиболее важное и сложное оборудование этих станций. В связи с этим необходимо внедрять на ГКС высокопроизводительные, автоматизированные блочные установки подготовки газа, повышать в оптимальных пределах единичные мощности машин при одновременном уменьшении их размеров и  энергопотребления и снижении себестоимости на единицу полезного эффекта.

    Из-за роста масштабов использования природного газа возникает проблема его рационального использования. В целях экономии газа желательно избегать утечек при транспорте, сводить к минимуму выбросы газа в окружающую среду. Для обеспечения минимальных потерь газа требуется использование высококачественного и высокоэкономичного энергооборудования, в том числе газотурбинных установок.

    На ранних этапах развития газовой промышленности применялись три вида приводов газовых компрессорных машин: поршневые двигатели, электродвигатели и газовые турбины. На крупных компрессорных станциях преимущество газовых турбин неоспоримо. В отношении удобства эксплуатации при переменном режиме газовые турбины выгодно отличаются от электроприводов тем, что они могут работать с переменной частотой вращения.

    Для привода нагнетателей природного газа чаще используют ГТУ со свободной силовой турбиной, так как выделенная турбина позволяет легко приспосабливаться к многообразию условий работы и режимов на газопроводе.

    Большое значение для эффективности транспорта газа имеет экономичность газоперекачивающих агрегатов.     

    Развитие блочности конструкции является одним из основных направлений совершенствования ГТУ. Блочные ГТУ значительно сокращают затраты времени и труда при монтаже агрегатов и ремонте.

Несмотря на все вышеперечисленные достоинства газотурбинных установок, в настоящее время значительная часть компрессорных станций оснащена физически и морально устаревшими агрегатами, находящимися в эксплуатации на магистральных газопроводах по 10 – 20 и более лет.

  Кроме того, основные типы выпускаемых газотурбинных газоперекачивающих агрегатов не в полной мере соответствуют современным требованиям (экономичность и надежность).

Наличие в эксплуатации машин нескольких поколений отечественных и зарубежных фирм обуславливает многообразие конструктивных решений установленных на компрессорных станциях ГТУ и ГТД. В настоящее время мировое газотурбостроение движется в сторону большего единообразия – путем отбора наиболее оправдавших себя конструкций.

   В современной практике использование судовых двигателей для работы в наземных приводных установках стационарного типа является преобладающим решением.

1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ

В настоящем дипломном проекте был использован ряд литературных ис-точников, список которых прилагается в конце пояснительной записки. Для подготовки разделов 8 (безопасность и экологичность) и 9 (экономическая часть) использовалась соответствующая тематическая литература, а также ряд нормативных документов. Для оформления настоящей пояснительной записки и прилагаемых чертежей использовались необходимые стандарты, указанные в разделе 11.

Тепловой расчет ГТД проведен по методике, изложенной в (15). Газодинамические расчеты ГТД - по методике (2), расчет нагнетателя природного газа - по методике (6), расчет на прочность рабочей лопатки по рекомендациям, изложенным в (16). Также в расчетах и описаниях использовалась информация, содержащаяся в технических описаниях двигателя ДР-59Л.

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ

   2.1. Выбор pк0 и расчет тепловой схемы ГТД с заданными коэффициентами.

Целью расчета тепловой схемы является определение полезной мощности и КПД ГТД, на основании чего оцениваются технико-экономические показатели.

Исходные данные, необходимые для теплового расчета, представлены в табл.2.1. Тепловой расчет схемы производился по методике, изложенной в (15) и приведен в  табл. 2.2. На рис.2.3 представлены зависимости

удельной полезной работы и КПД ГТУ от отношения давлений.

Таблца.2.1.

Исходные данные для расчета тепловой схемы

Название величины

Обозн.

Значение

Размерн.

1.Эффективная мощность ГТД

 

 

Ne

10000

кВт

2.Температура продуктов сгорания перед ТВД

Тг

1173

К

3.Температура атмосферного воздуха

 

Тв

288

К

4.Давление атмосферного воздуха

Рв

101,13

кПа

5.Удельная теплоемкость в .КНД

 

 

сркнд

1,01

кДж/(кг*К)

6.Удельная теплоемкость в КВД

срквд

1,03

кДж/(кг*К)

7.Удельная теплоемкость в КС

 

 

сркс

1,10

кДж/(кг*К)

8.Удельная теплоемкость в ТВД

сртвд

1,19

кДж/(кг*К)

9.Удельная теплоемкость в ТНД

 

 

сртнд

1,17

кДж/(кг*К)

10.Удельная теплоемкость в СТ

сртст

1,13

кДж/(кг*К)

11.Коэффициент потерь по тракту

 

zтр

0,05

-

12.КПД компрессора НД

hкнд

0,87

-

13.КПД компрессора ВД

 

 

hквд

0,87

-

14.КПД камеры сгорания

hкс

0,99

-

15.КПД турбины ВД

 

 

 

hтвд

0,895

-

16.КПД турбины НД

hтнд

0,895

-

17.КПД силовой турбины

 

 

hст

0,895

-

18.КПД механический

hм

0,975

-

19.Относительный расход воздуха на охлаждение

gох1.2

0,045

-

20.Относительный расход воздуха на утечки

gут

0,02

-

21.Относительный расход топлива

 

gтоп

0,02

-

22.Условный коэффициент разницы расходов частей КНД - ТВД

u1

0,955

-

23.Условный коэффициент разницы расходов частей КВД - ТНД

u2

0,95

-

24.Условный коэффициент разницы расходов частей ТВД - ТНД и СТ

uст

0,98

-

25.Показатель адиабаты компрессора

кк

1,4

-

26.Показатель адиабаты турбины

 

 

кт

1,333

-

             Рис.2.3

2.4 Уточненный расчет тепловой схемы на номинальный режим

В результате расчета тепловой схемы принимаем pк0 = 13. Проводим уточненный расчет тепловой схемы на номинальный режим. Порядок и результаты расчета приведены в таблице 2.4.

2. Моделирование осевого компрессора

Осевой компрессор используется в составе газотурбинной установки для сжатия циклового воздуха. Компрессор разделен на два каскада КНД и КВД.

При расчетных условиях компрессор должен обеспечить:

  1.  Расход воздуха:
  2.  Степень сжатия:
  3.  КПД компрессора:

Осевой компрессор должен работать в диапазоне изменения приведенного расхода в пределах 0,8…1,09 от расчетного значения.

Для создания проточной части осевого компрессора в качестве модели используем проточную часть осевого компрессора судового двигателя ДР-59Л.

   Компрессор-модель имеет 16 ступеней. Определим коэффициент моделирования:

где, – расход воздуха через компрессор-прототип;

– расход воздуха через модельный компрессор;

– температура воздуха на входе в компрессор-прототип;

– температура воздуха на входе в модельный компрессор;

– давление воздуха на входе в компрессор-прототип;

– давление воздуха на входе в модельный компрессор.

Т.о. геометрические размеры проточной части натурного компрессора соответствуют геометрическим размерам модельного компрессора. Частота вращения модельного  КНД: Частота вращения модельного  КВД:

Частоту вращения компрессора прототипа определяем, используя следующее соотношение:

    Т.е. осевой компрессор с частотой вращения:  обеспечивает  расход воздуха

3. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТВД, ТНД, СТ.

   3.1 Предварительный расчет ТВД, ТНД, СТ.

Перед тем как начать газодинамический расчет, необходимо провести предварительный расчет, который заключается в определении основных параметров: начальных значений давлений и температур газа, адиабатического теплоперепада турбин с учетом промежуточного патрубка и диффузора. Все указанные величины мы принимаем на основе уточненного расчета теплового расчета схемы.

Основные газодинамические параметры и КПД турбин и компрессоров принимаем исходя из опыта как турбостроения в целом, так и эксплуатации базового двигателя

Результаты предварительного расчета сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1

Предварительный расчет ТВД, ТНД, СТ

Наименование величины

Обозн.

Формула

Размер

ность

Величина

ТВД

ТНД

СТ

Частота вращения ротора

n

Из табл. 2.1

об/мин

7500

5000

4800

Расход рабочего тела

Gг

Из табл. 1.3

кг/с

54,10

54,95

55,52

Полное давление газа перед турбиной

Ро*

Из табл. 1.3

Па

1238000

533621

262867

Полная температура газа перед турбиной

То*

Из табл. 1.3

К

1173,0

973,8

832,0

Степень расширения в турбине

pт*

Из табл. 1.3

-

2,32

2,03

2,63

КПД турбины

hт

Из табл. 1.3

-

0,895

0,895

0,895

Теплоемкость газа

Срт

Из табл. 1.3

кДж/кгК

1,186

1,152

1,118

Показатель адиабаты

k

Из табл. 1.3

-

1,320

1,332

1,346

Параметр

m

(k-1)/k

-

0,242

0,249

0,257

Газовая постоянная

R

Принимаем

Дж/кгК

288,0

288,0

288,0

Адиабатический теплоперепад

(по заторможенным параметрам)

hад*

СртТо*(1-pт*-m)

кДж/кг

264,0

181,9

199,85

Полное давление газа за турбиной

Pz*

Pо*/pт*

Па

533621

262837

99949,6

Полная температура за турбиной

Тz*

То*-hстад*hтрт

К

973,8

832,4

672,4

Плотность газа в патрубке (диффузоре)

rп

Принимаем

кг/м3

-

-

0,497

КПД диффузора

hп

Принимаем

-

-

-

0,7

Скорость газа на выходе из ступени

Сz

Принимаем

м/с

-

-

182

3.2 Определение числа ступеней выбор схемы проточной части  ТВД, ТНД и СТ.

Согласно конструкции двигателя ДР-59Л ТВД, ТНД и СТ выполнены двух-ступенчатыми и имеют схему проточной части Dср = const. Положительным качеством этой схемы является возможность получения наименьших углов раствора проточной части, что благоприятно сказывается на КПД турбины.

Исходя из термо- и газодинамической нагрузки ССТ предпочтительное число ступеней силовой турбины для привода быстроходных механизмов не менее двух. Увеличение числа ступеней приводит к снижению коэффициента нагрузки, что в соответствии кривых Смита повышает КПД турбины. Использование двухступенчатой конструкции позволяет обеспечить осевой выход из последней ступени, что приводит к повышению эффективности диффузора.

Из сказанного выше, проектируем турбины двухступенчатыми. В качестве схемы проточной части выбираем  схему с постоянным средним диаметром  Dср = const.

  3.3 Газодинамический расчет ступеней ТВД, ТНД, СТ по среднему диаметру

       

     На данном этапе расчета определяются 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 3.3

Таблица 3.3

Газодинамический расчет ступеней ТВД, ТНД, СТ по среднему диаметру

Наименование величины

Обозн

Формула

Размерн

ТВД

ТНД

СТ

№ ступени

№ ступени

№ ступени

1

2

1

2

1

2

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Коэффициент скорости СЛ

j

Принимаем

-

0,975

0,975

0,955

0,955

0,970

0,970

Угол выхода потока из СЛ

a1

Принимаем

град

18,00

22,00

19,00

24,00

20

29

Степень реактивности

rcp

Принимаем

-

0,32

0,43

0,30

0,44

0,30

0,470

Адиабатический теплоперепад

(по заторможенным параметрам)

h*стад

Принимаем

кДж/кг

135,1

128,9

96,7

85,3

107,2

92,7

Характеристика ступени

X

jcosa1/(2(1-rср)0.5

-

0,578

0,569

0,583

0,572

0,583

0,571

Окружная скорость  на среднем диаметре

Ucp

X(2hстад)0.5

м/с

304,5

304,5

240,7

240,7

250,8

250,8

Средний диаметр ступени

Dcp

60U/pn

м

0,775

0,775

0,919

0,919

1,019

1,019

Средний.диаметр.ступени    (округленный)

Dcp

Принимаем

м

0,780

0,780

0,920

0,920

1,020

1,020

Полная температура за ступенью

Т2*

1052,8

957,1

900,5

835,9

748,7

676,3

Полное давление за ступенью

Р2*

Па

846126

605119

406000

313000

181548

127281

Осевая составляющая

скорости за РЛ

С

Принимаем

м/с

130

150

130

150

123

182

Статическая температура за РЛ

Т2

К

1045,7

947,7

893,2

826,1

742,0

661,5

Статическое давление за РЛ

Р2

Па

734309

455206

359148

241931

155182

88002

 

Продолжение табл. 3.3

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Удельный объем за РЛ

2

м3/кг

0,410

0,600

0,716

0,983

1,372

2,157

Расход газа через СА

GСА

Из табл. 1.3

кг/с

54,1

54,1

54,9

54,9

55,52

55,52

Ометаемая площадь на выходе из РЛ

F

м2

0,256

0,324

0,515

0,612

0,712

0,783

Высота РЛ

lр

м

0,10

0,132

0,178

0,212

0,222

0,244

Корневой диаметр РЛ

Dcp-lр

м

0,676

0,648

0,742

0,708

0,798

0,776

Веерность ступени

-

7,76

5,9

5,17

4,34

4,6

4,2

Окружная скорость на среднем диаметре РЛ

u2

м/с

306,3

306,3

240,8

240,8

251,0

251,0

Коэффициент скорости РЛ

yр

Принимаем

-

0,950

0,950

0,950

0,950

0,95

0,95

Адиабатический теплоперепад в СА

hсад

кДж/кг

91,8

73,2

69,6

47,8

75,0

49,1

Адиабатический теплоперепад в РК

hрад

кДж/кг

43,2

55,4

29,01

37,5

32,16

43,6

Скорость газа на выходе из сопел

С1

м/с

417,9

373,1

356,4

295,2

375,7

304,0

Осевая составляющая скорости за СА

C

м/с

131,9

139,8

116,0

120,1

128,5

147,4

Статическая температура за СА

Т1

К

1064,7

949,5

897,3

833,0

742,2

670,7

Статическое давление за СА

Р1

Па

823719

508611

372620

288455

161435

113730

Удельный объем за СА

1

м3/кг

0,372

0,538

0,693

0,832

1,324

1,698

Ометаемая площадь на выходе из СА

F1a

м2

0,229

0,312

0,493

0,571

0,658

0,761

Продолжение табл. 3.3

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Высота сопловой лопатки

lc

м

0,093

0,127

0,170

0,198

0,205

0,238

Окружная скорость на среднем диаметре СА

u1

м/с

306,3

306,3

241,0

241,0

251,0

251,0

Коэффициент расхода для СА

-

0,431

0,456

0,482

0,498

0,512

0,587

Окружная проекция абсолютной скорости

С1u

м/с

396,5

345,9

337,0

269,6

353,1

265,9

Окружная проекция относительной скорости

W1u

м/с

90,2

49,6

96,1

28,8

102,1

14,9

Угол входа потока на РЛ

b1

град

55,6

74,2

50,4

76,5

51,5

84,2

Скорость выхода потока на РЛ

W1

м/с

159,8

145,3

150,7

123,5

164,1

148,1

Скорость выхода потока из РЛ

W2

м/с

317,9

345,8

263,4

285,5

286,9

313,7

Угол выхода потока из РЛ

b2

град

24,1

25,7

29,6

31,7

25,4

35,5

Окружная проекция относительной скорости

W2u

м/с

290,1

311,5

229,0

242,9

259,2

255,6

Окружная проекция абсолютной скорости

C2u

м/с

16,2

5,231

11,8

2,021

8,2

4,545

Угол выхода потока за РЛ

a2

град

82,9

88,0

84,8

89,2

86,2

88,6

Скорость выхода потока

C2

м/с

131,0

150,1

130,5

150,0

123,3

182,1

Продолжение табл. 3.3

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Скорость звука в потока потоке за РЛ

a2

м/с

632,9

602,5

585

563

532

503

Число Маха за РЛ

Mc2

-

0,207

0,249

0,223

0,267

0,232

0,362

Скорость звука на выходе из СА

a1

м/с

639,3

603,7

547

527

533

507

Число Маха на выходе из СА

Mc1

-

0,654

0,618

0,652

0,560

0,705

0,600

Температура заторможенного потока на РЛ

T1w*

К

1075,5

958,4

907,1

839,6

754,3

680,5

Материал лопаток

Принимаем по /3 /

-

ЖС6Кп

ЭИ893Л

ЭИ893

ЭИ893

ЭИ893

ЭИ893

Предел длительной прочности

stt

Принимаем по /3/

МПа

250,0

320

350

390

400

430

Напряжения растяжения в корне РЛ

sр

МПа

100,5

127,2

89,88

106,8

114,5

125,9

Коэффициент запаса

n

-

2,48

2,5

3,8

3,6

3,5

3,4

Ширина РЛ на среднем диаметре

Bpcp

м

0,034

0,040

0,041

0,053

0,048

0,061

Передний осевой зазор

S1

м

0,012

0,014

0,016

0,021

0,017

0,021

Ширина сопел на среднем диаметре

Bccp

м

0,056

0,050

0,058

0,061

0,067

0,075

Задний осевой зазор

S2

м

0,014

0,017

0,020

0,025

0,020

0,025

Радиальный зазор

(0,01…0,02)lр

м

0,002

0,002

0,002

0,002

0,002

0,002

Верхняя перекрыша

(0.01...0.02)lc

м

0,002

0,002

0,002

0,002

0,002

0,002

Нижняя перекрыша

0...0,003

м

0,003

0,003

0,003

0,003

0,003

0,003

3.4 Выбор закона закрутки лопаток  и расчет закрутки ступеней ТВД, ТНД, СТ.

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 производим расчет ступени с учетом закрутки. За счет 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.

Обратный закон закрутки r tga1=сonst, применяется преимущественно для первых ступеней, его целью является пропуск большего расхода в корне для снижения градиента реактивности по радиусу и уменьшения диапазона угла b1. Закон постоянства циркуляции C1a(r) = const применяют преимущественно в ступенях перед промежуточными патрубками, так как он обеспечивает минимальную неравномерность выходной скорости С2 по радиусу.

Исходя из сказанного выше, для  ступеней ТВД принимаем обратный закон закрутки r tga1=сonst, для ступеней ТНД и СТ - закон постоянства циркуляции C1a(r) = const.

     Результаты расчетов закрутки в трех сечениях для всех  ступеней турбин сведены в табл. 3.4 - 3.9.  На основе полученных данных строим графики изменения углов, скоростей, графики показаны на рис. 3.4 - 3.10.

Таблица 3.4.

Расчет закрутки лопаток  первой ступени ТВД

Наименование

величины

Обозн.

Формула

Разм.

Сечение

Корн.

Средн.

Периф.

1

3

2

4

5

6

7

Относительный

радиус

r

0,911

1,000

1,089

Угол выхода потока

из сопел

a1

град

20,2

18

16,9

Осевая составляющая

скорости за СА

C

м/с

156

132

113

Окружная проекция

абсолютной скорости

C1U

м/с

423

396

372

Скорость газа на

выходе из сопел

C1

м/с

451

418

389

Осевая составляющая

скорости за РЛ

C

м/с

130

130

130

Окружная скорость

U1

м/с

279

306

334

Адиабатический теп-

лоперепад на соплах

hcад

кДж/кг

107,1

91,8

79,4

Термодинамическая

степень реактивности

rт

0,21

0,32

0,41

Угол входа потока

на РЛ

b1

град

47,2

55,6

71,3


Продолжение табл 3.4.

1

2

3

4

5

6

7

Скорость входа

потока на РЛ

W1

м/с

213

160

119

Скорость выхода

потока из РЛ

W2

м/с

302

318

336

Угол выхода потока

из РЛ

b2

град

25,5

24,1

22,7

Окружная проекция

относительной скорости

W2U

м/с

273

290

310

Окружная проекция

абсолютной скорости

C2U

м/с

6

16

23

Угол выхода потока

за РЛ

a2

град

87,2

82,9

79,8

Кинематическая

степень реактивности

rкин

0,25

0,38

0,48

Удельная работа

на ободе

hU

кДж/кг

116,4

116,5

116,3

Скорость выхода

потока (абсолютная)

C2

м/с

130,2

131,0

132,1

Статическая темпе-

ратура за СА

T1

К

1087,2

1099,4

1109,3

Статическое

давление за СА

P1

МПа

0,899

0,943

0,979

Температура заторможенного потока на РЛ

T1W*

К

1106,2

1110,2

1115,3

Скорость звука

на выходе из СА

м/с

646

650

653

Число Маха на

выходе из СА

0,698

0,643

0,596

Скорость звука

на входе в РЛ

м/с

646

650

653

Число Маха на

входе в РЛ

0,329

0,246

0,183

Таблица 3.5.

Расчет закрутки лопатки второй ступени ТВД

Наименование

величины

Обозн.

Формула

Разм.

Сечение

Корн.

Средн.

Периф.

1

3

2

4

5

6

7

Относительный

радиус

r

0,887

1,000

1,113

Угол выхода потока

из сопел

a1

     

град

24,8

22

20

Осевая составляющая

скорости за СА

C

м/с

171

140

116

Окружная проекция

абсолютной скорости

C1U

м/с

370

346

323

Скорость газа на

выходе из сопел

C1

м/с

408

373

343

Осевая составляющая

скорости за РЛ

C

м/с

150

150

150

Окружная скорость

U1

м/с

272

306

341

Адиабатический теп-

лоперепад на соплах

hcад

кДж/кг

87,6

73,2

61,8

Термодинамическая

степень реактивности

rт

0,32

0,43

0,52

Угол входа потока

на РЛ

b1

град

60,0

74,2

81,0

Скорость входа

потока на РЛ

W1

м/с

198

145

117

Скорость выхода

потока из РЛ

W2

м/с

331

346

365

Угол выхода потока

из РЛ

b2

град

26,9

25,7

24,2

Окружная проекция

относительной скорости

W2U

м/с

296

312

333

Окружная проекция

абсолютной скорости

C2U

м/с

24

5

8

Угол выхода потока

за РЛ

a2

град

80,9

88,0

87,0

Кинематическая

степень реактивности

rкин

0,36

0,44

0,54

Удельная работа

на ободе

hU

кДж/кг

94,1

104,4

107,4

Скорость выхода

потока (абсолютная)

C2

м/с

151,9

150,1

150,2

Статическая темпе-

ратура за СА

T1

К

1102,8

1114,3

1123,4

Продолжение табл. 3.5.

1

2

3

4

5

6

7

Статическое

давление за СА

P1

МПа

0,955

0,998

0,103

Температура заторможенного потока на РЛ

T1W*

К

1119,3

1123,2

1129,3

Скорость звука

на выходе из СА

м/с

651

654

657

Число Маха на

выходе из СА

0,627

0,570

0,522

Скорость звука

на входе в РЛ

м/с

651

654

657

Число Маха на

входе в РЛ

0,304

0,222

0,179

Таблица 3.6.

Расчет закрутки лопаток  первой ступени ТНД

Наименование

величины

Обозн.

Формула

Разм.

Сечение

корневое

среднее

периф.

1

3

2

4

5

6

7

Относительный

радиус

r

0,871

1,000

1,129

Угол выхода потока

из сопел

a1

град

16,69

19,00

21,24

Осевая составляющая

скорости за СА

C

C1а ср

м/с

116,0

116,0

116,0

Окружная проекция

абсолютной скорости

C1U

м/с

386,9

337,0

298,5

Скорость газа на

выходе из сопел

C1

м/с

403,9

356,4

320,2

Осевая составляющая

скорости за РЛ

C

м/с

130

130

130

Окружная скорость

U1

м/с

209,8

240,9

271,9

Адиабатический теп-

лоперепад на соплах

hcад

кДж/кг

86,69

67,49

54,49

Термодинамическая

степень реактивности

rт

0,10

0,30

0,44

Угол входа потока

на РЛ

b1

град

33,23

50,36

77,12


Продолжение табл. 3.6.

1

3

2

4

5

6

7

Скорость входа

потока на РЛ

W1

м/с

211,7

150,7

119,0

Скорость выхода

потока из РЛ

W2

м/с

241,9

270,6

298,3

Угол выхода потока

из РЛ

b2

град

32,51

28,72

25,84

Окружная проекция

относительной скорости

W2U

м/с

204,0

237,3

268,5

Окружная проекция

абсолютной скорости

C2U

м/с

5,8

3,6

3,5

Угол выхода потока

за РЛ

a2

град

87,46

88,43

88,47

Кинематическая

степень реактивности

rкин

0,09

0,31

0,46

Удельная работа

на ободе

hU

кДж/кг

79,95

82,02

82,10

Скорость выхода

потока (абсолютная)

C2

м/с

130,1

130,0

130,0

Статическая темпе-

ратура за СА

T1

К

903,0

918,7

929,3

Статическое

давление за СА

P1

МПа

0,384

0,413

0,434

Температура заторможенного потока на РЛ

T1W*

К

922,5

928,5

935,4

Скорость звука

на выходе из СА

м/с

587,7

592,8

596,2

Число Маха на

выходе из СА

0,687

0,601

0,537

Скорость звука

на входе в РЛ

м/с

594,0

595,9

598,1

Число Маха на

входе в РЛ

0,356

0,253

0,199

Таблица 3.7.

Расчет закрутки лопаток второй ступени ТНД

Наименование

величины

Обозн.

Формула

Разм.

Сечение

корневое

среднее

Периф.

1

3

2

4

5

6

7

Относительный

радиус

r

0,846

1,000

1,154

Угол выхода потока

из сопел

a1

град

20,64

24,00

27,19

Осевая составляющая

скорости за СА

C

C1а ср

м/с

120,1

120,1

120,1

Окружная проекция

абсолютной скорости

C1U

м/с

318,7

269,6

233,7

Скорость газа на

выходе из сопел

C1

м/с

340,6

295,2

262,7

Осевая составляющая

скорости за РЛ

C

м/с

150

150

150

Окружная скорость

U1

м/с

203,8

240,9

277,9

Адиабатический теп-

лоперепад на соплах

hcад

кДж/кг

61,64

46,29

36,67

Термодинамическая

степень реактивности

rт

0,28

0,46

0,57

Угол входа потока

на РЛ

b1

град

46,24

76,52

80,3

Скорость входа

потока на РЛ

W1

м/с

166,2

123,5

116,5

Скорость выхода

потока из РЛ

W2

м/с

260,1

290,1

320,2

Угол выхода потока

из РЛ

b2

град

35,22

31,14

27,93

Окружная проекция

относительной скорости

W2U

м/с

212,5

248,3

282,9

Окружная проекция

абсолютной скорости

C2U

м/с

8,7

7,5

5,0

Угол выхода потока

за РЛ

a2

град

86,68

87,15

88,09

Кинематическая

степень реактивности

rкин

0,24

0,46

0,59

Удельная работа

на ободе

hU

кДж/кг

63,17

66,74

66,33

Скорость выхода

потока (абсолютная)

C2

м/с

150,3

150,2

150,1

Статическая темпе-

ратура за СА

T1

К

850,2

862,7

870,5

Продолжение табл. 3.7.

1

2

3

4

5

6

7

Статическое

давление за СА

P1

МПа

0,318

0,338

0,351

Температура заторможенного потока на РЛ

T1W*

К

862,1

869,3

877,7

Скорость звука

на выходе из СА

м/с

570,2

574,4

577,0

Число Маха на

выходе из СА

0,597

0,514

0,455

Скорость звука

на входе в РЛ

м/с

574,2

576,6

579,4

Число Маха на

входе в РЛ

0,289

0,214

0,221

Таблица 3.8.

Расчет закрутки лопаток  первой ступени СТ  

Наименование

величины

Обозн.

Формула

Разм.

Сечение

корневое

среднее

периф.

1

3

2

4

5

6

7

Относительный

радиус

r

0,855

1,000

1,145

Угол выхода потока

из сопел

a1

град

17,35

20,07

22,71

Осевая составляющая

скорости за СА

C

C1а ср

м/с

129,0

129,0

129,0

Окружная проекция

абсолютной скорости

C1U

м/с

412,9

353,0

308,3

Скорость газа на

выходе из сопел

C1

м/с

432,5

375,8

334,2

Осевая составляющая

скорости за РЛ

C

м/с

123

123

123

Окружная скорость

U1

м/с

214,6

251,0

287,4

Адиабатический теп-

лоперепад на соплах

hcад

кДж/кг

99,43

75,06

59,35

Термодинамическая

степень реактивности

rт

0,07

0,30

0,45

Угол входа потока

на РЛ

b1

град

33,05

51,67

80,80


Продолжение табл 3.8.

1

3

2

4

5

6

7

Скорость входа

потока на РЛ

W1

м/с

236,5

164,4

130,7

Скорость выхода

потока из РЛ

W2

м/с

254,0

287,1

319,0

Угол выхода потока

из РЛ

b2

град

28,96

25,37

22,68

Окружная проекция

относительной скорости

W2U

м/с

222,2

259,4

294,4

Окружная проекция

абсолютной скорости

C2U

м/с

7,6

8,4

7,0

Угол выхода потока

за РЛ

a2

град

86,45

86,10

86,76

Кинематическая

степень реактивности

rкин

0,06

0,31

0,48

Удельная работа

на ободе

hU

кДж/кг

86,97

90,71

90,61

Скорость выхода

потока (абсолютная)

C2

м/с

123,2

123,3

123,2

Статическая темпе-

ратура за СА

T1

К

748,3

768,8

782,1

Статическое

давление за СА

P1

МПа

0,168

0,188

0,201

Температура заторможенного потока на РЛ

T1W*

К

773,3

780,9

789,7

Скорость звука

на выходе из СА

м/с

538,0

545,3

550,0

Число Маха на

выходе из СА

0,804

0,689

0,608

Скорость звука

на входе в РЛ

м/с

546,9

549,6

552,7

Число Маха на

входе в РЛ

0,432

0,299

0,236

Таблица 3.9.

Расчет закрутки лопаток второй ступени СТ

Наименование

величины

Обозн.

Формула

Разм.

Сечение

корневое

среднее

Периф.

1

3

2

4

5

6

7

Относительный

радиус

r

0,760

1,000

1,240

Угол выхода потока

из сопел

a1

град

22,78

28,93

34,42

Осевая составляющая

скорости за СА

C

C1а ср

м/с

147,0

147,0

147,0

Окружная проекция

абсолютной скорости

C1U

м/с

350,0

266,0

214,5

Скорость газа на

выходе из сопел

C1

м/с

379,6

303,9

260,1

Осевая составляющая

скорости за РЛ

C

м/с

182

182

182

Окружная скорость

U1

м/с

190,8

251,0

311,2

Адиабатический теп-

лоперепад на соплах

hcад

кДж/кг

76,58

49,08

35,94

Термодинамическая

степень реактивности

rт

0,17

0,47

0,61

Угол входа потока

на РЛ

b1

град

42,71

84,17

85,01

Скорость входа

потока на РЛ

W1

м/с

216,7

147,8

141,1

Скорость выхода

потока из РЛ

W2

м/с

267,4

313,7

361,1

Угол выхода потока

из РЛ

b2

град

35,46

30,26

35,46

Окружная проекция

относительной скорости

W2U

м/с

255,6

311,9

255,6

Окружная проекция

абсолютной скорости

C2U

м/с

4,6

0,7

4,6

Угол выхода потока

за РЛ

a2

град

88,40

88,57

89,79

Кинематическая

степень реактивности

rкин

0,10

0,48

0,66

Удельная работа

на ободе

hU

кДж/кг

65,79

67,91

66,97

Скорость выхода

потока (абсолютная)

C2

м/с

182,1

182,1

182,0

Статическая темпе-

ратура за СА

T1

К

684,3

707,4

718,5

Продолжение табл 3.9.

1

2

3

4

5

6

7

Статическое

давление за СА

P1

МПа

0,125

0,144

0,153

Температура заторможенного потока на РЛ

T1W*

К

705,3

717,2

732,3

Скорость звука

на выходе из СА

м/с

514,5

523,1

527,2

Число Маха на

выходе из СА

0,738

0,581

0,493

Скорость звука

на входе в РЛ

м/с

522,3

526,7

532,2

Число Маха на

входе в РЛ

0,415

0,281

0,331


4. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ ТУРБИНЫ

      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 дипломного проекта не рассматриваются. Основные детали, расчет которых будет произведен ниже – диск и лопатка последней ступени силовой турбины. Выбор материалов для этих элементов газотурбинной установки осуществляется по таблицам, приведенным в [5].

 4.1. Расчет диска последней ступени СТ

В расчете используются следующие величины:

N - число разбиений диска на участки;

- плотность материала диска,  (берется из справочника [5]);

n - частота вращения диска, ;

- радиусы участков диска, м (берутся по эскизу профиля диска (рис. 4.1));

- ширины участков дисков, м (берутся по эскизу профиля диска);

- значения температур участков диска, ;

- значения коэффициентов линейного расширения,  (берется из справочника [5]);

- значения модуля упругости материала диска по участкам, МПа (берется из справочника [5]);

- значение динамических радиальных напряжений, МПа;

- значение динамических тангенциальных напряжений, МПа;

- значение температурных радиальных напряжений, МПа;

- значение температурных тангенциальных напряжений, МПа.

Температурный режим диска задается исходя из условий по эксплуатации, при этом изменение температуры по радиусу диска задается в виде степенной функции:

,

где - температура на ободе внутренней расточки диска,;

- разность температуры на периферии диска  и на радиусе обода внутренней расточки диска .

В расчетах принято:  ;

;

-статическая температура за СА второй ступени СТ.

    Расчет производится по методике [3] с применением ЭВМ с помощью программы  DISC 22.

Исходные данные и результаты этого расчета приведены в приложении 1.

Схема разбиения диска на участки представлена на рис. 4.1.

Плотность материала лопатки: .

Корневой радиус пера:  м.

Периферийный радиус пера:  м.

Параметр m=1,8.

Площадь корневого сечения профиля:

Площадь периферийного сечения профиля:

- центробежная сила в корневом сечении рабочей лопатки СТ определяется по формуле:

     Значение динамических радиальных напряжений на периферии обода рассчитываются по формуле:

где  - число рабочих лопаток СТ.

Максимальными напряжениями оказываются обе составляющие тангенциальных напряжений: ===327,9 МПа.

Запас прочности определяет коэффициент запаса прочности. Для выбранного материала диска (сплав 20Х12ВНМФШ) для t7=203,9С предел текучести   =526,4 МПа.

 Коэффициент запаса прочности:  n=/smax =526,4/327,98=1,6.

   Так как значение коэффициента запаса прочности вошло в  необходимый диапазон n>1.5, можно считать, что диск выдержит оказываемую на  него нагрузку.

 

4.2. Расчет рабочей лопатки последней ступени СТ

Выбор основных газодинамических параметров турбины должен производиться также с учетом влияния их на прочность турбинных лопаток, в значительной степени определяющих прочность и надежность турбомашины в целом.

Турбинные лопатки (особенно рабочие) испытывают значительные и разнообразные нагрузки. Среди них действия центробежных и газодинамических сил, вызывающих напряжения растяжения, изгиба и скручивания. К ним добавляются напряжения от вибраций и тепловые напряжения. Поэтому детальное определение напряженного состояния лопатки составляет сложную специальную задачу.

При оценочном расчете рабочих лопаток на прочность полагают, что они испытывают в основном напряжения растяжения под действием центробежных сил, развиваемых массой лопатки, вращающейся с частотой вращения n, и изгиба от газодинамических сил, действующих на поверхности лопатки. При этом для рабочих лопаток турбины действующие напряжения sр.л складываются из напряжений растяжения пера лопатки sр.п и бандажной полки sб.п (если таковая имеется) и напряжений изгиба от газовых сил sи. Таким образом, суммарные напряжения, действующие на рабочую лопатку, определяются по формуле

 sS =  sр.п + sб.п +sи .                                                              (4.1)

Для турбинных лопаток максимальные напряжения обычно возникают в корне, а формула для расчета sр.п в корне лопатки выглядит следующим образом

    sр.п = ,                                                        (4.2)

где Ф - коэффициент формы лопатки (0.5... 0.6);

rл - плотность материала лопатки;

Fом - площадь, сметаемая лопатками РК.

Увеличение напряжений растяжения из-за действия бандажных полок обычно составляет 15... 30 % от sр.п, то есть

 sр.л =(1.15...1.30) sр.п .                                                           (4.3)

Напряжения изгиба лопатки от газовых сил частично компенсируются "выносом" центров масс сечений пера лопатки, однако некоторая часть этих напряжений сохраняется. Как показывают экспериментальные данные, для рабочих лопаток с бандажными полками существует соотношение               sи /sр.л = 0.25...0.30.

Таким образом, суммарные напряжения, действующие на лопатку, опреде-ляются по формуле

  sS =sр.л(1+sи /sр.л )                                                                  (4.4)

Показателем прочности турбинной лопатки при сделанных допущениях яв-ляется величина коэффициента запаса длительной прочности по суммарным напряжениям

                                                                     (4.5)

   Результаты оценочного расчета прочности рабочей лопатки СТ

сведены в табл. 4.1.

                                                                                              Таблица 4.1                                              Расчет на прочность рабочей лопатки СТ                        

Обозначение

Размерность

Формула

Значение

Fом

м2

Из газодин. расчета

0.783

nст

об/мин

Из газодин. расчета

4800

rл

кг/м3

Принимаем

8000

Ф

-

Принимаем

0.50

sр.п

Мпа

См. формулу (4.2)

125.9

sб.п

Мпа

0.2sр.п

25.18

sр.л

Мпа

См. формулу (4.3)

144.8

sи /sр.л

Мпа

Принимаем

0.30

sS

Мпа

См. формулу (4.4)

188,24

sдопд.п

Мпа

Из справочника

430

nsS

-

См. формулу (4.5)

2.28

  Принимаем в качестве материала лопаток сталь ЭИ893. Использованная для оценочного расчета методика изложена в (16).

5. ОБОСНОВАНИЕ И ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ГПА

    В данном дипломном проекте представлен газоперекачивающий агрегат, в состав которого входит двигатель, спроектированный на базе газотурбинного двигателя ДР-59Л мощностью 10 МВт.

  Газоперекачивающий агрегат ГПА-10 предназначен для транспортировки природного газа на компрессорных станциях магистрального газопровода. В состав газоперекачивающего агрегата входит полнонапорный нагнетатель 235-21-1 НЗЛ.

  Номинальная мощность двигателя , при температуре  +150С ( с сохранением мощности до  +250С ) -10 МВт . Газотурбинный двигатель ДР-59Л работает в диапазоне изменения температуры наружного воздуха в градусах К(0С) 213…313

( -60…+40 ) и относительной влажности 100 % про 288 К ( 150С ) , а также при наличии осадков ( дождь , снег ) .

       Газотурбинный двигатель состоит из следующих основных сборочных единиц : компрессора низкого давления (КНД), компрессора высокого давления (КВД), камеры сгорания (КС), турбины высокого давления (ТВД), турбины низкого давления (ТНД), турбины нагнетателя (СТ), выносной коробки приводов, электростартеров, маслоагрегата и рамы .

       Компрессоры и приводящие их во вращение турбины образуют два кинематически между собой не связанных каскада – каскад низкого давления и каскад высокого давления , которые вращаются с различными частотами вращения . Турбина нагнетателя (СТ) приводит во вращение нагнетатель природного газа и кинематически не связана с каскадами низкого и высокого давления .

5.1 Компрессор низкого давления

   КНД предназначен для предварительного сжатия воздуха, поступающего в газогенератор. Компрессор низкого давления – осевого типа , семиступенчатый . КНД служит для сжатия атмосферного воздуха и подачи его в компрессор высокого давления . Передний корпус компрессора и предназначен для размещения : передней опоры ротора КНД , входного направляющего аппарата, служащего для подачи воздуха под необходимым углом на первую ступень КНД. Передний корпус состоит из наружной и внутренней стенок жестко скрепленных между собой шестью профилированныими стойками. Корпус КНД соединяясь с передним корпусом представляет собой часть силовой схемы двигателя, он  выполнен в виде малого усеченного конуса , усиленного поперечными и продольными ребрами жесткости .       

Корпус имеет разъем по горизонтальной плоскости .

       Ротор КНД барабанно-дисковой конструкции , состоит из семи дисков с лопатками , двух цапф – передней и задней , втулок лабиринтных .Для увеличения жесткости ротора диски первой и седьмой ступеней выполнены консольными. Диски второй-пятой ступеней имеют барабанную часть. На барабанной части ротора между ступенями выполнены гребешки лабиринтных уплотнений. Диски последовательно соединяются между собой и с цапфами с натягом по центрующим поясам и штифтуются радиальными штифтами. Каждый диск имеет обод , на котором крепятся рабочие лопатки своей замковой частью типа «ласточкин хвост» и фиксируются в осевом направлении спереди пластинчатыми замками и сзади цилиндрическими штифтами.  

      Во внутреннюю полость ротора во время работы подается воздух , подводимый через отверстия в барабанной части диска пятой ступени .Воздух из полости ротора поступает на подпор лабиринтных уплотнений .

       Ротор КНД имеет переднюю и заднюю опоры . Передняя опора размещена в переднем корпусе и состоит из корпуса и смонтированных в нем двух шариковых подшипников, воспринимающих радиальную нагрузку и осевые усилия роторов контура низкого давления. Для предотвращения попадания масла из передней опоры в воздушную полость КНД , за подшипником установлен маслоотражатель и двухрядное лабиринтное уплотнение. Задней опорой ротора КНД является роликовый подшипник, который воспринимает радиальную нагрузку и допускает температурные перемещения ротора в осевом направлении. Подвод масла на смазку и охлаждение подшипника осуществляется  через три форсунки коллектора, установленного в стенке задней опоры.

5.2 Компрессор высокого давления

  Компрессор высокого давления служит для окончательного сжатия воздуха, поступающего из КНД через переходник и подачи его в камеру сгорания.

  Компрессор высокого давления осевой, имеет девять ступеней и состоит из: переходника корпуса КВД со спрямляющими аппаратами, ротора КВД, установленного на передней и задней опорах и заднего корпуса.

Для придания потоку воздуха, выходящему из КНД , осевого направления на входе в переходник установлен двухрядный спрямляющий аппарат. На выходе воздуха из переходника установлен входной направляющий аппарат КВД. 

      Ротор турбокомпрессора высокого давления представляет собой узел , объединяющий ротор КВД и ротор ТВД . Соединение роторов между собой осуществляется шлицевой втулкой установленной на задней цапфе ротора КВД.

       Ротор КНД барабанно-дисковой конструкции , состоит из девяти дисков с лопатками , двух цапф – передней и задней . Диски первой, второй, восьмой и девятой ступени выполнены консольными. Для увеличения жесткости ротора передняя цапфа ротора выполнена прямоконусной. .Рабочие лопатки установлены в пазах дисков замковой частью типа «ласточкин хвост ».

       Ротор КВД имеет переднюю и заднюю опоры . Передняя опора КВД предназначена для восприятия радиальных нагрузок роликовым подшипником. Задняя опора-имеет роликовые и шариковые подшипники воспринимающие как радиальные так и осевые усилия от роторов КВД и ТВД.

5.3 Камера сгорания

    Камера сгорания предназначена для передачи тепла рабочему телу-воздуху, поступающему из компрессора, за счет непрерывного сжигания в нем, как в окислителе, топлива- природного газа.

   Камера сгорания – трубчато-кольцевого типа с горизонтальным разъемом кожухов, имеет 10 жаровых труб. Рабочее тело после КС поступает в турбину высокого давления с необходимыми параметрами.

    Наружный кожух камеры сгорания выполнен разъемным . Горизонтальные разъемы наружного кожуха уплотняются с помощью вкладышей . КС состоит из: кожуха камеры сгорания, кожуха вала турбины, десяти топливных форсунок, диффузора камеры сгорания, коллектора газового, десяти труб подвода газа и двух воспламенителей. Топливо в головную часть жаровых труб подается с помощью форсунок. Между собой жаровые трубы соединены телескопическими пламеперебрасывающими патрубками, к двум из которых подходят патрубки от воспламенителей. Тепловое расширение жаровой трубы направлено в сторону соплового аппарата первой ступени ТВД , для чего между торцом жаровой трубы и сопловым аппаратом  первой ступени ТВД предусмотрен зазор. Жаровые трубы являются основным узлом КС. Каждая жаровая труба состоит из завихрителя, входного конуса экрана, проставки, конических обечаек, обечайки смесителя, и смесителя сложной формы, обеспечивающего плавный переход от жаровой трубы к кольцевому сечению соплового аппарата 1 ступени ТВД.

   Воспламенитель выполнен в виде небольшой камеры сгорания, которая дает первоначальный факел, зажигающий топливо в основной камере сгорания. Воспламенитель состоит из: пусковой форсунки и расположенного перед ней сетчатого фильтра.

    Все детали жаровой трубы изготовлены из жаростойкого материала и соединены между собой аргонно-дуговой сваркой .

5.5 Турбина высокого давления

           Турбина высокого давления приводит во вращение компрессор высокого давления. ТВД – осевая , реактивная , двухступенчатая .

       Ротор турбины высокого давления состоит из полого вала, двух облопаченных дисков, лабиринтной втулки и восьми секторов с лабиринтными гребешками. Вал турбины соединен с дисками в один неразъемный узел с помощью радиальных штифтов, обеспечивающих возможность теплового расширения сопрягаемых деталей в радиальном направлении при сохранении взаимной центровки. На переднем конце вала по наружному диаметру нарезаны шлицы для соединения со шлицевой втулкой КВД.

     Передней опорой ротора ТВД является задняя опора ротора КВД, Задней опорой ротора ТВД является роликовый подшипник , воспринимающий радиальную нагрузку и допускающий тепловое перемещение ротора в осевом направлении.

    Внутренняя обойма подшипника устанавливается на лабиринтной втулке.

    Наружная обойма устанавливается во втулке, смонтированной в корпусе подшипников опорного венца ТВД.

   Опорный венец ТВД состоит из корпуса опорного венца, корпуса подшипников и десяти стоек. Стойки с корпусом соединяют с помощью пакетов упругих элементов, которые компенсируют тепловое расширение стоек.

   Диски ротора ТВД, замки лопаток первой и второй ступеней, наружные корпуса сопловых аппаратов первой и второй ступеней, сопловые лопатки первой ступени охлаждаются вторичным воздухом, отбираемым из камеры сгорания.

5.6 Турбина низкого давления

       Турбина низкого давления приводит во вращение компрессор низкого давления . ТНД – осевая , реактивная , двухступенчатая .

    Передним концом вал ротора ТНД внутренними шлицами соединен с внутренним валом КНД и передает крутящий момент от ротора турбины на ротор компрессора . Вал турбины соединен с дисками в один неразъемный узел с помощью радиальных штифтов, обеспечивающих возможность теплового расширения сопрягаемых деталей в радиальном направлении при сохранении взаимной центровки.

Ротор турбины низкого давления состоит из вала ТНД, диска турбины третьей и четвертой ступени, лабиринтных втулок и секторов. Внутри вала имеются шлицы и два посадочных места для центровки внутреннего вала.

  Передняя и задняя опоры – роликовые подшипники , внутренние обоймы которых установлены на лабиринтовых втулках и зажаты гайками.

  Наружная обойма подшипника передней опоры устанавливается в опорном венце ТВД, наружная обойма подшипника задней опоры- в опорном венце ТНД.

Конструкция опор ТНД аналогична конструкции задней опоры ротора ТВД .

5.7. Силовая турбина

 

    Силовая турбина приводит во вращение нагнетатель . Турбина – осевая , реактивная , двухступенчатая .

    Вращение от ротора турбины на нагнетатель передается через рессору и фрикционную муфту предельного момента.

   Задняя опора ротора силовой турбины размещена в опорном венце силовой турбины и состоит из роликового подшипника.

   Вал турбины соединен с дисками в один неразъемный узел с помощью радиальных штифтов , обеспечивающих возможность теплового расширения сопрягаемых деталей в радиальном направлении при сохранении взаимной центровки . Для установки рабочих лопаток на наружных ободах дисков протянуты елочные пазы . Крепление лопаток и осевая фиксация их аналогична креплению и осевой фиксации рабочих лопаток ротора ТНД, т.е. при помощи замков .

   Передней опорой ротора является роликовый подшипник , наружная обойма которого установлена в корпусе подшипников опорного венца ТНД.

   Заднюю опору образуют два подшипника : роликовый , воспринимающий радиальные нагрузки и шариковый , воспринимающий осевые усилия.

  

6. ТЕХНОЛОГИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ

6.1. Обслуживание ГПА во время работы

После монтажа и наладки газоперекачивающего агрегата должны проводиться испытания по утвержденной типовой методике определения фактических показателей агрегата. Контрольные испытания должны проводиться перед остановкой ГПА на капитальный ремонт и после ремонтов, а также при систематическом отклонении параметров от нормативных, требующем выяснения причин отклонения.

Во время работы ГПА эксплуатационный персонал компрессорного цеха обязан:

1) Поддерживать требуемый режим работы газоперекачивающих агрегатов, обеспечивая их наиболее экономичную и рациональную загрузку;

2) Следить за показаниями приборов. Величина любого не нормального отклонения должна немедленно выясняться для принятия соответствующих мер;

3) Поддерживать температуру и давление охлаждающего масла в системе смазки в необходимых пределах;

4) Следить за чистотой фильтров в маслосистеме и маслобаке;

5) Производить контроль за работой системы уплотнения по уровню масла в поплавковой камере, перепаду давления "масло - газ", расходу масла и загазованности маслосистем;

6) Контролировать перепад давления на воздушных фильтрах воздухозаборной камеры, следить за их чистотой; в случае загрязнения или обледенения фильтра и воздухозаборная камера подлежит очистке (на остановленном агрегате);

7) Производить тщательную уборку агрегата;

8) Вести необходимые записи в эксплуатационных документах. Для обеспечения надежной и безаварийной работы ГПА необходимо особенно тщательно выполнять следующие требования:

1) не допускать повышения температуры продуктов сгорания по тракту ГТУ выше установленной величины;

2) контролировать скорость вращения валов ГПА;

3) поддерживать давление газа за нагнетателем не выше допустимого;

4) поддерживать необходимую степень повышения давления газа в нагнета-

теле;

5)контролировать:

а) минимально и максимально допустимую объемную производительность

нагнетателя;

б) перепад давления на защитной решетке нагнетателя;

в) уровень масла в отсеках маслобака;

г) давление топливного и импульсного газа. Температура масла смазки и металла подшипников должна быть не выше допустимого. Быстрое возрастание температуры в любом из подшипников свидетельствует о его аварийном состоянии, агрегат должен быть остановлен.

Категорически запрещается при пуске или в процессе эксплуатации отодвигать аварийные установки приборов или отключать защиты ГПА.

Ежемесячно вахтенным персоналом должен производиться осмотр агрегатов и оборудования.

Во время осмотра должны проверяться:

1)