/
Автор: Романовський Г.Ф. Ващиленко М.В. Сербін С.І.
Теги: газові турбіни суднові установки
ISBN: 5-87848-125-1
Год: 2003
Текст
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Український державний морський технічний університет
імені адмірала Макарова
І ЬіБЛіОТІ А НУК
? імені адмірал Макарова
АБОНЕМЕНТ СТ^іР/Х КУРСІВ І
МАніИНОБУДіВНСТ 0 ІНСТИТУТУ І
Г.Ф. РОМАНОВСЬКИЙ, М.В. ВАЩИЛЕНКО, С.І. СЕРБШ
ТЕОРЕТИЧНІ ОСНОВИ ПРОЕКТУВАННЯ
СУДНОВИХ ГАЗОТУРБІННИХ АГРЕГАТІВ
Рекомендовано Міністерством освіти і науки України
як навчальний посібник
Миколаїв
УДМТУ
2003
УДК 621.1
ББК 39.455.13
Р69
Рекомендовано Міністерством освіти і науки України як навчальний посібник,
лист Не 14/18.2-755 від 22.04.2003 р.
Рецензенти-.
В.І. Романов, доктор технічних наук, академік;
А.П. Шевцов, доктор технічних наук, професор
Романовський Г.Ф., Ващиленко М.В., Сербін С.І.
Р 69 Теоретичні основи проектування суднових газотурбінних агрегатів:
Навчальний посібник. - Миколаїв: УДМТУ, 2003. - 304 с.
І8ВИ 5-87848-125-1
Розглянуто основні положення теорії циклів судаових газотурбінних агре-
гатів простої та складних теплових схем. Наведено методики теплових проек-
тувальних розрахунків суднового ГТА на режимі повної потужності з ураху-
ванням зміни теплофізичних властивостей робочих тіл. Викладено особливості
габаритних розрахунків і компонування суднового ГТА на стадії передескізно-
го проектування. Розглянуто методики газодинамічних розрахунків компре-
сорів, камер згоряння та турбін. Наведено результати дослідження змінних ре-
жимів роботи суд нових ГТА.
Для студентів технічних вузів, які навчаються за спеціальностями "Турбі-
ни", "Суднові енергетичні установки та устаткування" і спорід неними енерге-
тичними спеціальностями. Книга може бути корисною для інженерно-техніч-
них працівників, які займаються проектуванням, створенням та експлуатацією
суднових турбінних агрегатів.
УДК 621.1
ББК 39.455.13
І8ВК 5-87848—125-1 © Романовський Г.Ф., Ващиленко М.В.,
Сербін С.І., 2003
© Видавництво УДМТУ, 2003
РОМАНОВСЬКИЙ Георгій Федорович
ВАЩИЛЕНКО Микола Віталійович
СЕРБІН Сергій Іванович
ТЕОРЕТИЧНІ ОСНОВИ ПРОЕКТУВАННЯ
СУДНОВИХ ГАЗОТУРБІННИХ АГРЕГАТІВ
Навчальний посібник
Видавництво УДМТУ, 54002, м. Миколаїв, вул. Скороходова, 5
Свідоцтво про внесення суб'єкта видавничої справи до Державного реєстру видавців,
виготівників і розповсюджувачів видавничої продукції ДК№ 1150 від 12.12.2002 р.
Редактор МД. Бєлікчі
Комп'ютерна правка А.Й. Тріщ, Т.М. Чередніченко
Комп'ютерна верстка Т.М. Чередніченко
Коректор Н.О. Шайкіна
Підписано до друку 24.10.03. Формат 70x100/8. Папір офсетний. Тираж 300 прим.
Ум. друк. арк. 24,7. Обл.-вцд. арк. 19,0. Вид. № 5. Зам. № 212. Ціна договірна.
2
Зміст
ЗМІСТ
Прийняті скорочення............................................. 6
Передмова....................................................... 8
Розділ 1. Сфери застосування газотурбінних двигунів. Історія суднового
газотурбобудування.............................................. 9
1.1. Проблема ГТД у суднобудуванні і кораблебудуванні....... 9
1.2. Класифікація ГТД і сфери застосування.................. 10
1.3. Обґрунтування вибору ГТД як головного суднового двигуна. 17
1.4. Перші газотурбінні установки. Роботи зі створення ГТУ на почат-
ку XX сторіччя............................................. 19
1.5. Подальший розвиток ГТУ в 30-х роках XX сторіччя. Повернення
ДО ЦИКЛУ Р - СОП8І......................................... 24
1.6. Створення корабельних і суднових ГТД за кордоном у 40-50-х ро-
ках XX сторіччя ........................................... 26
1.7. Початковий етап розробки і створення корабельних та суднових
ГТД у СРСР. ГТД першого покоління.......................... 29
1.8. Розробка і створення вітчизняних ГТД другого покоління.. 34
1.9. Створення вітчизняних морських ГТД третього і четвертого поко-
лінь ...................................................... 39
1.10. Розвиток корабельних і суднових ГТД за кордоном у 60-90-х ро-
ках XX сторіччя............................................ 42
Контрольні завдання і запитання............................ 47
Розділ 2. Теорія і розрахунок суднового газотурбінного агрегату простої
схеми.......................................................... 48
2.1. Судновий ГТА з ГТД простої схеми та його термодинамічний
цикл....................................................... 48
2.2. Основні положення математичного моделювання і термодинаміч-
ного розрахунку циклу ГТА простої схеми.................... 49
З
Теї-ретичні основи я
звання
2.3. Урахування теплофізичних властивостей робочих тіл у розрахун-
ках схем і циклів ГТА ....................................... 60
2.4. Тепловий проектувальний розрахунок схеми суднового ГТА про-
стого циклу на режимі повної потужності...................... 62
2.5. Параметричні дослідження циклу ГТА простої схеми........ 74
Контрольні завдання і запитання............................ 81
Розділ 3. Теорія і розрахунок суднових газотурбінних агрегатів складних
теплових схем........................................... 83
3.1. Суднові ГТА складних теплових схем.................. 83
3.2. Розрахунок параметрів ГТА з регенерацією теплоти відхідних га-
зів ГТД.................................................... 91
3.3. Розрахунок параметрів ГТА з проміжним охолодженням повітря
в процесі підвищення тиску............................... 96
3.4. Розрахунок параметрів ГТА з проміжним підігрівом газу в про-
цесі розширення...................................... 102
3.5. Розрахунок параметрів ГТА з пароводяним теплоутилізуючим
контуром одного тиску........................................108
3.6. Розрахунок параметрів ГТА з пароводяним теплоутилізуючим
контуром двох тисків.........................................122
3.7. Розрахунок параметрів циклів і схем контактних ГТА з ТУК та
впорскуванням пари в КЗ ГТД..................................139
Контрольні завдання і запитання..............................157
Розділ 4. Габаритні розрахунки і компонування суднового газотурбінного
агрегату та його елементів на стадії передескізного проектування.159
4.1. Визначення габаритних розмірів суднового ГТД і його компону-
вання................................................ 159
4.2. Визначення габаритних розмірів осьових компресорів ГТД...... ібі
4.3. Визначення габаритних розмірів камер згоряння ГТД .................. 169
4.4. Визначення габаритних розмірів осьових турбін ГТД .... 173
Контрольні завдання і запитання........................ 184
Роздій 5. Газодинамічний розрахунок осьовою компресора ........ і85
5.1. Постановка завдання та початкові дані............... 185
5.2. Алгоритм газодинамічного розрахунку осьового компресора на
середньому діаметрі.................................. 186
5.3. Попередній розрахунок .............................. 187
5.4. Поступінчастий розрахунок ......... .................. 193
Контрольні завдати і запитання......................... 208
Розділ 6. Газодинамічний розрахунок трубчасто-кільцевої камери згоряння 209
6.1. Завдання на проектування та параметри камери згоряння....... 209
6.2. Розрахунок кільцевого дифузора і жарової труби камери згоряння 210
Зміст
6.3. Розрахунок теоретичної температури горіння і вигоряння палива
вздовж жарової труби........................................219
Контрольні завдання і запитання.............................229
Розділ 7. Газодинамічний розрахунок багатоступінчастих осьових турбін 230
7.1. Завдання до проектування турбін............................230
7.2. Конструктивні схеми проточних частин турбін та початкові дані
до розрахунку...............................................230
7.3. Розрахунок осьових турбін на середньому діаметрі.......233
Контрольні завдання і запитання.............................248
Розділ 8. Розрахункові дослідження змінних режимів роботи суднових газо-
турбінних агрегатів.............................................249
8.1. Необхідність визначення параметрів суднового ГТА на змінних
режимах роботи. Основні визначення і терміни................249
8.2. Застосування теорії подібності в розрахункових та експеримен-
тальних дослідженнях змінних режимів роботи ГТД.............250
8.3. Приведення параметрів ГТД до нормальних (розрахункових)
атмосферних умов. Формули приведення........................255
8.4. Використання формул приведення в дослідженні експлуатаційних
характеристик суднового ГТД.................................263
8.5. Характеристики компресорів і турбін, які використовуються в
розрахунках змінних режимів роботи ГТД......................268
8.6. Метод розрахунку суднового ГТД на змінних режимах з викори-
станням однолінійних характеристик турбін...................277
Контрольні завдання і запитання.............................288
Список літератури...............................................289
Додаток.........................................................291
Те^етичніосновип^^ктупання суднових газотурбіннихагрегатів
ПРИИНЯП скорочення
ВНА - вхідний напрямний апарат
ВП - випарний пучок
ГГТА - головний газотурбінний агрегат
ГЗК - гвинт змінюваного кроку
ГТА - газотурбінний агрегат
гтд - газотурбінний двигун
ГТУ - газотурбінна установка
гцн - головний циркуляційний насос
двз -двигун внутрішнього згоряння
ДТРД - двоконтурний турбореактивний двигун
ЕП - економайзерний пучок
ЕУ - енергетична установка
ЖН - живильний насос
квпт - коефіцієнт відновлення повного тиску
квт - компресор високого тиску
КГТА - контактний газотурбінний агрегат
кз - камера згоряння
кзпп - камера згоряння проміжного підігріву
ккд - коефіцієнт корисної дії
кн - конденсатний насос
кнт - компресор низького тиску
кпк - корабель на підводних крилах
кпп - корабель на повітряній подушці
кет - компресор середнього тиску
ЛКІ - Ленінградський кораблебудівний інститут
МКІ - Миколаївський кораблебудівний інститут
НА - напрямний апарат
нл - напрямна лопатка
ов - опорний вінець
окз - основна камера згоряння
пгк - парогазовий конденсатор
пк - паровий конденсатор
пп - пароперегрівний пучок
ппо - проміжний повітроохолоджувач
пт - парова турбіна
птз - Південний турбінний завод
ПТУ - паротурбінні установки
РК - робоче колесо
РЛ - робоча лопатка
СА - спрямний апарат
6
Прийняті скорочення
СП - сепаратор пари
СПК - судно на підводних крилах
СПП - судно на повітряній подушці
ТВТ - турбіна високого тиску
ТГ - турбіна гвинта
ТГД - турбогвинтовий двигун
ТКВТ - турбокомпресорний блок високого тиску
ТКНТ - турбокомпресорний блок низького тиску
ТНТ - турбіна низького тиску
ТРД - турбореактивний двигун
ТУК - теплоутилізуючий контур
ТЯ - теплий ящик
УПГ - утилізаційний парогенератор
ЦН - циркуляційний насос
180 - Іпіегпаїіопаї Ог^апіхайоп £ог Зіапдапііхаїіоп
ПЕРЕДМОВА
Навчальний посібник орієнтований на студентів технічних вузів, які
навчаються за спеціальностями "Турбіни", "Суднові енергетичні уста-
новки та устаткування" і спорідненими енергетичними спеціальностя-
ми. Він може бути корисним для інженерно-технічних працівників, які
займаються проектуванням, створенням та експлуатацією суднових тур-
бінних агрегатів.
Матеріали даної книги ґрунтуються на курсі лекцій з теорії робо-
чих процесів у суднових ГТД, які читаються на машинобудівному фа-
культеті Українського державного морського технічного університету
імені адмірала Макарова.
У посібнику наведено огляд стану й розвитку вітчизняного і закор-
донного суднового газотурбобудування, викладено основи термодина-
мічних циклів суднових газотурбінних агрегатів простої та складних
теплових схем, а також розглянуто напрямки їх подальшого вдоскона-
лювання.
Наведені методики термодинамічного розрахунку циклів газотур-
бінних агрегатів з урахуванням зміни теплофізичних властивостей ро-
бочих тіл, указані особливості компонування суднового ГТА та його
елементів на стадії передескізного проектування, подані методики тер-
могазодинамічного розрахунку компресорів, камер згоряння та турбін.
Наведені основні відомості про особливості дослідження змінних ре-
жимів роботи суднових двигунів. Наприкінці кожного розділу є конт-
рольні завдання і питання, орієнтовані на самостійну роботу студентів.
У додатках наведені числові приклади укрупненого та детального роз-
рахунків циклу ГТА простої схеми.
Книга написана спільно д-ром техн. наук, проф. Г.Ф. Романовсь-
ким,/канд. техн. наук, доц. М.В. Ващиленком, д-ром техн. наук,
проф. С.І. Сербіним.
Відзиви про книгу, зауваження та побажання надсилати за адресою:
54025, м. Миколаїв, пр. Героїв Сталінграда, 9, видавництво УДМТУ.
8
Розділ 1. СФЕРИ ЗАСТОСУВАННЯ
ГАЗОТУРБІННИХ ДВИГУНІВ. ІСТОРІЯ
СУДНОВОГО ГАЗОТУРБОБУДУВАННЯ
1.1. Проблема ГТД у суднобудуванні і кораблебудуванні
Як показує історія розвитку техніки, ідеї парової і газової турбін
передували винаходу поршневої машини. Винахідники ж парової ма-
шини вже були знайомі з ідеєю ротаційного двигуна.
Відомо, що один з перших творців парової машини англієць
Дж. Уатт, його співробітники і спадкоємці теж намагалися побудувати
паровий ротаційний двигун. Ранні спроби створення парового рота-
ційного двигуна належать і братам Черепановим - будівельникам пер-
шої залізниці в Росії. У 1791 році англійцю Дж. Барберу був виданий
перший патент на двигун, задуманий, власне кажучи, за тим же прин-
ципом, що і сучасні газові турбіни.
Однак технічний рівень промисловості XVIII і XIX століть був не-
достатній для виробництва турбін, і потреби в новому швидкохідному
двигуні не відчувалося аж до другої половини XIX століття, коли слаб-
кість енергетичної бази стала гальмом на шляху технічного й матеріаль-
ного зростання промисловості розвинених країн, а також перешкодою
до подальшого розвитку морського флоту, у першу чергу - військового
кораблебудування. Двигун, який на той час промисловість і корабель-
на енергетика мали в своєму розпорядженні, - це громіздка малопоту-
жна тихохідна парова машина, з'єднана безпосередньо механічним при-
водом з виконавчим механізмом.
Одним з важливих стимулів, що сприяли просуванню турбінного дви-
гуна, було впровадження в 90-х роках XIX сторіччя передових досяг-
нень електротехніки в промисловості і на морському флоті. Здійснення
електричного приводу замість механічного, використання електродви-
гуна і централізоване виробництво електроенергії спричинили технічну
революцію у всіх галузях промисловості, а також на морському флоті.
Щоб розробити динамо-машину, був необхідний швидкохідний двигун
для її приводу. Пошуки шляхів розв'язання цієї проблеми привели до
створення наприкінці XIX століття перших зразків поршневих двигунів
внутрішнього згоряння і парових турбін.
Незважаючи на колосальні успіхи, досягнуті в створенні суднових і
корабельних ДВЗ та паротурбінних установок, до середини 30-х років
XX століття було неможливо повною мірою забезпечити вимоги, які
ставилися до енергетичної установки корабля. Справа в тому, що паро-
9
ві турбіни, маючи відносно просту конструкцію, вимагають громіздко-
го парогенеруючого устаткування з великою кількістю допоміжних
механізмів і систем, а економічність їх невисока. Питомі масові показ-
ники ПТУ - 6,8...8,2 кг/кВт, вони мають низьку маневреність - потрі-
бен значний час (15...45 хв), щоб з холодного стану вивести їх на режим
повної потужності. Віддаючи належне високій економічності ДВЗ, не-
обхідно враховувати, що вони обмежені в агрегатній потужності, порів-
няно важкі, конструктивно складні.
Проблема була вирішена створенням ГТД для потреб корабельної
енергетики. У даний час енергетичні установки більшості бойових над-
водних кораблів флотів розвинених країн оснащені газотурбінними
двигунами. Газотурбінні двигуни входять до складу як єдиних газотур-
бінних ЕУ, так і комбінованих дизель-газотурбінних ЕУ. На торговому
флоті використовуються газотурбінні агрегати складних теплових схем,
що забезпечують більш високу економічність судновій ЕУ та велику
агрегатну потужність.
Основними перевагами ГТД є висока економічність - 35...38 % (про-
стий цикл), великі агрегатні потужності - 28000.. .40000 кВт - при малих
масі і габаритах (питома маса ГТА - 0,45...3,30 кг/кВт), пристосованість
до автоматизації, висока надійність, простота конструкції й обслугову-
вання, висока технологічність, можливість агрегатного ремонту, мала
витрата мастила (на порядок менша, ніж у дизельних ЕУ), висока манев-
реність (1,5...6,0 хв - час виходу на режим повної потужності).
Усі ці якості були досягнуті в результаті тривалих наполегливих по-
шуків учених і конструкторів. І тільки сьогодні, при досить високому
рівні розвитку газотурбобудування, можна оцінити, наскільки вагомим
є внесок вітчизняних інженерів та вчених у створення високоефектив-
них ГТА, що не мають альтернативи в корабельній енергетиці.
1.2. Класифікація ГТД і сфери застосування
За сферою застосування в техніці ГТД можуть класифікуватися в
такий спосіб: авіаційні, корабельні і суднові, енергетичні і привідні,
транспортні.
ГТУ, до складу яких входять ГТД, можуть створюватися за про-
стою або складною тепловою схемою, що реалізує різні термодинаміч-
ні цикли. Будемо розглядати ГТД простих і складних схем, що мають в
основі так званий цикл Брайтона, у якому процес згоряння палива від-
бувається при постійному тиску - цикл Р = соті.
Сучасні авіаційні ГТД [27] класифікуються за способами створення
тяги (упору, що забезпечує рух літака) таким чином: турбореактивний
10
ГТД - ТРД; двоконтурний турбореактивний ГТД - ДТРД; турбогвин-
товий ГТД.
Розглянемо докладніше турбореактивний двигун (рис. 1.1), який
складається з наступних основних функціональних елементів: вхідного
пристрою, компресора, камери згоряння, турбіни приводу компресо-
ра, реактивного сопла.
Рис. 1.1. Схема турбореактивного двигуна:
1 - вхідний пристрій; 2 - компресор; З - камера згоряння; 4 - турбіна
приводу компресора; 5 - перехідна камера; б - реактивне сопло
Вхідний пристрій ТРД призначений для попереднього підвищення
тиску повітря під дією його швидкісного напору й організації підведен-
ня повітря до компресора. Він проектується з мінімальними втратами
при гальмуванні потоку таким чином, щоб на вході в компресор ГТД
створювалося по можливості рівномірне поле швидкостей повітря, яке
надходить. (
Компресор підвищує тиск повітря, яке надходить у ГТД, до розра-
хункового значення. Цей процес супроводжується значним зростанням
температури повітря.
У камері згоряння відбувається процес виділення тепла в результаті
проходження хімічної реакції горіння подаваного до неї палива. Отри-
мані в КЗ продукти згоряння мають високу температуру й тиск і явля-
ють собою робоче тіло з високим енергетичним потенціалом.
У турбіні приводу компресора це високопотенціальне газоподібне
робоче тіло розширюється до певного розрахункового тиску. У ступе-
нях турбіни відбувається перетворення потенціальної енергії газу в кі-
нетичну, а потім і механічну енергію на валу цієї турбіни. Варто особ-
ливо підкреслити, що у випадку ТРД вся потужність турбін витрачаєть-
ся на привід компресора.
Вихлопна система ТРД складається з перехідної камери і реактив-
ного сопла. Перехідна камера призначена для забезпечення підведення
газу з мінімальними втратами до реактивного сопла. У реактивному
соплі відбувається подальший процес розширення газоподібного ро-
11
бочого тіла вже до рівня атмосферного тиску. При цьому зростає швид-
кість газу до величини 550.. .650 м/с на вихідному зрізі реактивного соп-
ла. Таким чином, газоповітряний потік, що проходить через ТРД, на-
буває прискорення. Це приводить до виникнення сили реакції струми-
ни газу, що виходить з реактивного сопла. Ця сила сприймається сило-
вими елементами конструкції двигуна і називається силою реактивної
тяги - упору.
Формула для оцінки величини внутрішньої тяги ТРД за умови пов-
ного розширення газу в реактивному соплі до атмосферного тиску за-
писується в такий спосіб:
ЛТРд=(?гф^-(?к^, (1.1)
де (7Г і (7К - відповідно масові витрати газу через турбіни і повітря
через компресор ТРД; ер - швидкісний коефіцієнт реактивного сопла,
який враховує втрати енергії в соплі; - швидкість руху ТРД; РУК -
теоретична швидкість витікання газів з реактивного сопла при їх пов-
ному розширенні від параметрів за турбіною компресора до атмосфер-
ного тиску.
Таким чином, викладене вище дозволяє стверджувати, що ТРД є
одночасно двигуном і рушієм. Тяга (упор, що розвивається ТРД) ство-
рюється порівняно невеликими масами газу, який виходить з великою
швидкістю з реактивного сопла.
У двоконтурному турбореактивному двигуні внутрішній контур скла-
дається з тих же агрегатів, що й у ТРД (рис. 1.2). Однак його турбіна
приводить в обертання крім компресора ТРД також і вентилятор зов-
нішнього контуру.
Рис. 1.2. Схема ДТРД:
1 - вхідний пристрій; 2 - вентилятор зовнішнього контуру; З - компресор; 4 - кіль-
цевий канал зовнішнього контуру; 5 - камера згоряння; 6 - турбіна приводу ком-
пресора; 7 - вихлопна система зовнішнього контуру; 8 - вихлопна система ТРД
внутрішнього контуру
12
Повітря через вхідний пристрій надходить до вентилятора зовнішньо-
го контуру. Вентилятор підвищує тиск повітря до заданої величини і по-
дає його в кільцевий канал, по якому повітря підводиться до вихлопної
системи зовнішнього контуру. Частину повітря вентилятор подає в ТРД
внутрішнього контуру. Дія вентилятора в ДТРД (щодо створення тяги)
подібна дії багатолопатевого повітряного гвинта, який обертається в кіль-
цевому просторі. Такий "вентиляторний гвинт" у порівнянні зі звичай-
ним повітряним гвинтом відрізняється більш високими значеннями ККД
при значних швидкостях руху, але меншими значеннями ККД при малих
швидкостях. Також він має меншу масу й габарити і не вимагає для при-
воду знижених частот обертання ротора, що дозволяє з’єднувати його без-
посередньо з силовою турбіною і відмовитися від редуктора.
Тяга, створювана ДТРД, складається з тяги вентилятора зовнішньо-
го контуру і тяги ТРД внутрішнього контуру:
^ДТРД = ^ТРД + ^з.к (1 *2)
де 7?ТРд - тяга ТРД внутрішнього контуру; Я, к - тяга зовнішнього
контуру.
Якщо не брати до уваги різницю між витратами повітря через ком-
пресор і газу через турбіни ТРД, то формулу (1.1) можна подати у
вигляді
ЛТРД=Ок(ф»'К-»'.). (1.3)
З огляду на те, що тяга зовнішнього контуру може бути визначена
за формулою
*,к = СзжФ^з.к (1-4)
підставивши (1.3) та (І.4) в (1.2), можна записати вираз для визначення
тяги ДТРД у вигляді
Ядгрд =<?к(фИ^ -^)+<?3.кФ^3.к - (1.5)
де (гзк - витрата повітря через зовнішній контур; к - теоретична
швидкість витікання повітря з реактивного сопла зовнішнього контуру
при його повному розширенні до атмосферного тиску.
Уведемо поняття коефіцієнта двоконтурності ДТРД т ~
являє собою відношення витрати повітря через зовнішній контур до
витрати повітря через ТРД внутрішнього контуру. Виконаємо підста-
новку 6з к=тОк у виразі (1.5) та одержимо
Ядтрд -Ск»Ко + ^СкФ^зж ~тС깄.
13
Після проведення необхідних перетворень остаточно отримаємо
ЯдТрд -
Для відомих конструкцій ДТРД величина коефіцієнта двоконтур-
ності т = 0,5...6,0 і більше; при цьому на частку зовнішнього контуру
може припадати до 20...70 % тяги всього двигуна. Таким чином, ДТРД
також є одночасно двигуном і рушієм.
Турбогвинтовий двигун, зображений на рис. 1.3, складається з на-
ступних основних елементів: повітряного гвинта, редуктора, вхідного
пристрою, компресора, камери згоряння, турбіни та вихідного каналу.
У даному турбогвинтовому двигуні процеси в компресорі та КЗ
проходять так само, як і в розглянутому вище ТРД. Відмінність - у про-
цесі розширення. Тут енергія високопотенціального газоподібного ро-
бочого тіла, яка генерується в КЗ, спрацьовується в турбіні при розши-
ренні до атмосферного тиску. Ця турбіна приводить в обертання комп-
ресор, а надлишок потужності, що розвивається, через знижувальну
зубчасту передачу (редуктор) передається рушію - повітряному гвинту,
який створює тягу (упор).
Рис. 1.3. Схема турбогвинтового двигуна:
1 - повітряний гвинт; 2 - редуктор; 3 - вхідний пристрій; 4 - компре-
сор; 5 - камера згоряння; б - турбіна; 7 - вихідний канал
Судновий (корабельний) двигун, зображений на рис. 1.4, складається
з наступних основних елементів: повітропідвідного пристрою, розташо-
вуваного перед компресором; камери згоряння, турбіни приводу комп-
ресора; вільної пропульсивної турбіни, яка звичайно називається турбі-
ною гвинта; газовідвідного пристрою, редуктора і гребного гвинта.
У турбогвинтовому двигуні всі процеси в компресорі і КЗ не відріз-
няються від розглянутого вище авіаційного турбогвинтового двигуна.
14
Відмінність - у процесі розширення. Тут енергія високопотенціального
газоподібного робочого тіла, яка генерується в КЗ, спрацьовується по-
слідовно в турбіні приводу компресора, а потім у турбіні приводу гвин-
та (ТГ). Ця турбіна через редуктор передає потужність, яка розвиваєть-
ся ТГ, рушію - гребному гвинту, що створює тягу (упор).
А
Рис. 1.4. Судновий (корабельний) двигун:
1 - повіїропідвідний пристрій; 2 - компресор; 3 - камера
згоряння; 4-турбіна приводу компресора; 5-ТГ; б-га-
зовідвідний пристрій; 7 - редуктор; 8 - требний гвинт
н
Потужність суднового або корабельного двигуна, передана через
редуктор гребному гвинту, може бути визначена за формулою
ДГТГд = <?тгсРг ДТтг'Пм,Пр,
де Стг - витрата газу через ТГ; сРг - середня масова ізобарна теплоєм-
ність газу для дійсного процесу розширення в ТГ; ДТтг - дійсний тем-
пературний перепад на ТГ; Лм» Лр - механічні ККД ТГ і редуктора.
Гвинт турбогвинтового двигуна створює тягу (упор), відкидаючи
великі маси води або повітря з порівняно малими швидкостями.
Особливості енергетичних і привідних ГТД. Енергетичний ГТД має
найпростішу кінематичну схему (рис. 1.5). Він складається з повітропід-
відного пристрою, однокаскадного компресора, КЗ і турбіни, котра при-
водить в обертання як компресор, так і електричний генератор, що є
споживачем енергії ГТД. Ротор розміщається всього на двох підшипни-
кових опорах, винесених у зону відносно низьких температур. Для ско-
рочення втрат енергії з вихідною швидкістю за останнім ступенем турбі-
ни розміщується газовихлопний дифузор. За такою схемою створюють-
ся енергетичні двигуни потужністю 100... 150 МВт і більше, призначені
для встановлення на стаціонарних електростанціях. Для пересувних,
плавучих і блокових електростанцій використовуються двигуни потуж-
ністю 2,5...25,0 МВт, які проектуються за більш складними кінематич-
15
ними схемами. Подібні двигуни звичайно мають вільну пропульсивну
турбіну, що приводить в обертання електрогенератор через редуктор,
причому компресор цих двигунів може виконуватися двокаскадним.
Рис. 1.5. Енергетичний ГТД:
1 - електрогенератор; 2 - повітропідвідний пристрій; 3 - компресор;
4 - камера згоряння; 5 - турбіна; 6 - газовихлопний дифузор
Якщо нехтувати відборами і поверненням охолодного повітря п<
газоповітряному тракту ГТД, то потужність двигуна, яка знімається
його вихідного фланця для приводу електрогенератора, може бути ви
значена за формулою
Угтл — ((?тс,, АГт — (7кс_ АГк )т|м,
де - масова витрата газу через турбіну; Ок - масова витрата повітр
через компресор; сРк, сРг - середні масові ізобарні теплоємності повіт
ря і газу для процесів у компресорі та турбіні відповідно; ДГК - дій*
ний підігрів повітря в компресорі; ДГТ - дійсний температурний пер*
пад на турбіну.
Привідні ГТД використовуються в системі транспортування прі
родного газу для приводу відцентрових компресорів - нагнітачів газ;
Тут використовуються ГТД, створені, як правило, на базі суднових аб
авіаційних ГТД.
У схемному і конструктивному відношенні привідні ГТД не маки
відмінностей від прототипів ГТД, на базі яких вони розроблялися. Р
вень термодинамічних параметрів звичайно трохи нижчий, виходячи
вимог досягнення більш тривалого експлуатаційного ресурсу таких ГТ^
Транспортні ГТД проектуються і створюються для колісних та г;
сеничних машин різного призначення: автомобілів (включаючи легк<
ві), колісних і гусеничних тягачів, самоскидів великої вантажопідйої
ності, магістральних автобусів, тракторів і танків.
Слід зазначити, що особливості використання транспортних ГТ
16
на автомобільному транспорті вимагають ретельного вибору їх кіне-
матичних схем, причому застосування різних механічних передач до-
зволяє значно розширити цей вибір.
У даний час найбільш відомі серійні транспортні ГТД потужністю
700... 1000 кВт установлюються на американських та російських танках.
1.3. Обґрунтування вибору ГТД як головного суднового двигуна
При виборі ГТД як головного двигуна морського судна беруть до
уваги максимальну швидкість руху об'єкта, його конструктивні мож-
ливості й особливості, призначення, тип рушія, необхідну потужність
для руху тощо. Дослідження показують, що з міркувань економічності
для всіх розглянутих вище типів ГТД існують діапазони швидкостей
руху суден, у яких переважніше застосування того або іншого типу ГТД.
Як відомо, потужність упору, створюваного рушієм,
=Р?ов,
де Р - упор; - швидкість руху.
Потужність упору пов'язана з ефективною потужністю ГТА - потуж-
ністю, яка знімається з вихідного вала його редуктора:
де №е - ефективна потужність ГТА; г|п - пропульсивний ККД рушія.
Таким чином, при постійному значенні потужності ГТД величина
потужності упору, створюваного ГТУ, залежить від пропульсивного
ККД використовуваного рушія.
Ефективність рушіїв різних типів залежить від швидкості руху об'єк-
та, на якому вони встановлені. Використавши дані праць [1,5,26], наве-
демо осереднені залежності пропульсивних ККД рушіїв різних типів від
швидкості руху об'єкта (рис. 1.6). Проаналізувавши результати робіт
[1, 5, 9, 28], з урахуванням викладеного вище можна зробити певні
висновки.
Рис. 1.6. Залежності пропульсив-
них ККД рушіїв різних типів від
швидкості руху:
1 - гребні гвинти; 2 - суперкавітуючі
гребні гвинти; 3 - водомети; 4 - пові-
тряні гвинти; 5 - вентиляторні
гвинти; б - тяговий ККД ТРД
17
Для водотоннажних суден і суден на підводних крилах (СПК) у діа-
пазоні швидкостей руху 0...40 вуз (1 вуз = 1 миля/год = 1,85 км/год) най-
кращу економічність має турбогвинтовий двигун зі звичайним кавіту-
ючим гребним гвинтом. Це пояснюється тим, що аж до швидкості руху
судна 40 вуз ККД кавітуючого гребного гвинта складає величину
0,70...0,78 і завжди вищий, ніж у рушіїв інших типів. Тому всі водотон-
нажні кораблі ВМФ мають головні силові установки з ГТД, які працю-
ють на кавітуючий гребний гвинт фіксованого кроку. Те ж можна ска-
зати і про судна торгового флоту, де досить широко останнім часом
застосовуються аналогічні гвинти регульованого кроку.
У діапазоні швидкостей ходу 40... 100 вуз, характерних для швидкіс-
них поромів - катамаранів, торпедних катерів, суден і кораблів на під-
водних крилах, кращі результати дає використання ГТД, який працює
на суперкавітуючий гребний гвинт або на водометний рушій. Суперка-
вітуючий гребний гвинт має при цих швидкостях руху ККД 0,55...0,68 -
кращі, ніж у розглянутих рушіїв інших типів, а водомет має ряд незапе-
речних експлуатаційних переваг, зокрема, будучи рушієм, має власти-
вості рульового та реверсивного пристроїв.
При швидкостях ходу понад 100 вуз, що досягають судна і кораблі
на повітряній подушці, а також екраноплани, максимальну ефективність
будуть мати ГТД з повітряним гвинтом. Причому ККД повітряного
гвинта дуже високий і при швидкостях руху до 300 вуз досягає значень
0,80...0,85.
Якщо застосування повітряного гвинта з яких-небудь міркувань ви-
являється неприйнятним, то для таких суден, як СПП та екраноплани,
при швидкостях ходу більше 50...200 вуз доцільніше використовувати
ДТРД. Як правило, від повітряного гвинта доводиться відмовлятися за
вимогами компонування силової установки або при необхідності вико-
ристання ГТД великої потужності. Справа в тому, що при зростанні
потужності ГТД проектант змушений збільшувати також і діаметр по-
вітряного гвинта. Так, для потужності 22000 кВт потрібен повітряний
гвинт діаметром близько 15 м. Сучасні технології дозволяють створю-
вати повітряні гвинти діаметром до 8 м. Також існують серйозні пробле-
ми ерозії лопатей повітряного гвинта при попаданні на нього краплин-
ної вологи [5]. Тому, наприклад, створений в СРСР екраноплан "Лунь"
(МЦ-160), який мав максимальну швидкість польоту близько 270 вуз,
був оснащений вісьмома ДТРД.
У всьому можливому діапазоні швидкостей руху, властивому мор-
ським кораблям і суднам, ТРД значною мірою програє в економічності
ГТД із гребним або повітряним гвинтом, а також ДТРД. Отже, застосу-
вання ТРД у суднобудуванні і кораблебудуванні є недоцільним.
18
1.4. Перші газотурбінні установки. Роботи зі створення ГТУ на
початку XX сторіччя
Першою серйозною спробою створення корабельного газотурбінного
двигуна була робота інженер-механіка Російського флоту П.Д. Кузь-
мінського, який ще в 1892 р. запропонував і виготовив оригінальний
двигун з камерою згоряння, охолоджуваною водою, та турбіною раді-
ального типу. Конструкція турбіни, названої нині в літературі турбі-
ною Юнгстрема, була запропонована на 14 років раніше, ніж це зроби-
ли брати Юнгстрем (Швеція, 1906 р.).
Двигун П.Д. Кузьмінського був двигуном з горінням при постійно-
му тиску. Камера згоряння, у якій генерувалося робоче тіло (рис. 1.7),
складалася з двох внутрішніх сталевих циліндрів із жаростійкого спла-
ву, сталевого зовнішнього корпусу і змійовика з червоної міді, який ек-
ранував внутрішні стінки камери згоряння. Паливом був гас, подава-
ний у потік стиснутого повітря тиском 1,0 МПа, яке надходило на вхід
КЗ. У змійовик подавалася вода тиском близько 5,0 МПа, яка перегрі-
валася практично до температури кипіння, а потім упорскувалася в КЗ
у вигляді пароводяної суміші, змішувалася з продуктами згоряння гасу
й утворювала газопарову суміш, що надходила до турбіни.
Рис. 1.7. Камера згоряння
П.Д. Кузьмінського:
1 - суміш палива з повітрям;
2 - газопарова суміш; 3 -вода;
4 - пароводяна суміш
Турбіна П.Д. Кузьмінського складалася з корпусу, обертових дис-
ків з робочими лопатками і нерухомих дисків з напрямними лопатка-
ми. Парогазова суміш підводилася в спеціальний кільцевий канал у
корпусі турбіни, а звідти надходила на напрямні, а потім і робочі лопат-
ки, рухаючись до центра турбіни двома потоками з двох сторін цент-
рального обертового диска. При виході з останнього ступеня робоче
тіло поверталося і проходило між лопатками нерухомих дисків та край-
ніх обертових дисків від центра турбіни до периферії. При зміні напря-
му руху газу на зворотний турбіна змінювала напрямок обертання. У
такий спосіб здійснювався реверс ГТУ.
19
П.Д. Кузьмінський побудував та успішно випробував на катері до-
слідний зразок ҐТУ. Відзначимо, що він знайшов, власне кажучи, єди-
но можливий на той момент часу шлях створення газотурбінної уста-
новки. До продуктів згоряння гасу додавалася водяна пара, що вимага-
ло незначних витрат потужності на попередній стиск і значно збільшу-
вало загальну корисну роботу в схемі. Відносна ефективність цього
методу виявляється тим більше, чим більші необоротні втрати в систе-
мі. Після смерті П.Д. Кузьмінського в 1900 р. його робота залишилася
незавершеною [19].
На початку XX ст. роботи зі створення ГТУ велися по шляху розроб-
ки ГТА, що працювали за циклом із згорянням при постійному тиску
(вже згадуваний раніше цикл Р = сопзі).
У 1900-1904 рр. у Німеччині інженером Штольце була побудована і
випробувана ГТУ (рис. 1.8), яку він запатентував ще в 1872 р. У цій уста-
новці вперше був застосований багатоступінчастий осьовий компресор.
Рис. 1.8. ГТУ інженера Штольце
Повітря після компресора надходило в повітропідігрівник поверх-
невого типу, де підігрівалося без змішування з продуктами згоряння.
Потім воно надходило на багатоступінчасту турбіну, яка розвивала по-
тужність близько 150 кВт при частоті обертання 2000 об/хв. Через низь-
кі значення ККД компресора і турбіни випробування дали негативний
результат: агрегат не міг самостійно працювати навіть на холостому
ходу. Конструкція ГТД Штольце цікава тим, що в основних рисах вона
близька до сучасних газотурбінних двигунів.
Корисна енергія від ГТД, виконаного зі згорянням при постійному
тиску і побудованого за класичною схемою (компресор, КЗ постійного
20
тиску, турбіна), вперше була отримана в 1906 р. при випробуваннях ГТА
французьких інженерів Арменго і Лемаля (рис. 1.9). їх ГТА складався з
трикорпусного відцентрового компресора із загальним числом ступе-
нів - 25, які знаходилися на загальному валу, газової турбіни зі ступеня-
ми швидкості та діаметром робочого колеса 950 мм і КЗ, яка працюва-
ла на гасі з упорскуванням води в потік газу для зниження його темпе-
ратури до 720...740 К. Потужність, споживана компресором при часто-
ті обертання ротора 4250 об/хв, складала близько 3390 кВт, корисна
потужність -61 кВт, а ефективний ККД агрегату - 3...4 %. Таке низьке
значення ККД агрегату пояснюється в першу чергу недосконалістю
компресорів і турбіни: внутрішній ККД турбіни складав 70...75 %, а ком-
пресора - 50...60 % [37].
Рис. 1.9. Зовнішній вигляд ГТУ Арменго-Лемаля
Невдачі перших спроб створення економічного ГТД, який працю-
вав за циклом Р = сопзі, змусили шукати нові шляхи, що виразилось у
зверненні до циклу зі згорянням при постійному об'ємі (так званий цикл
V = СОП81).
Схема подібної ГТУ наведена на рис. 1.10. Вона працює за наступ-
ним принципом: у КЗ через повітряний клапан від компресора пода-
ється циклове повітря, яке через газовий клапан витісняє продукти зго-
ряння, що залишилися там; при заповненні КЗ повітрям відкривається
Рис. 1.10. ГТУ, яка працює за
циклом з V- сопзі:
1 -компресор; 2 -паливний клапан; 3 -
КЗ; 4 - повітряний клапан; 5 - запаль-
ний пристрій; 6 - газовий клапан; 7 -
турбіна
21
паливний клапан, через який надходить паливо. Після заповнення КЗ
повітрям і паливом усі клапани закриваються та за допомогою запаль-
ного пристрою суміш підпалюється. Паливо згоряє в закритому об'ємі,
і при цьому різко зростають його температура й тиск. При максималь-
ному тиску продуктів згоряння в КЗ відкривається газовий клапан, че-
рез який гази надходять до соплового апарата турбіни. У турбіні відбу-
вається їх розширення до атмосферного тиску з виробленням потужно-
сті на валу. При витіканні газів з КЗ тиск у ній падає; коли його величи-
на досягає рівня тиску, створюваного компресором, відкривається по-
вітряний клапан і весь процес повторюється знову.
ГТУ з циклом V = соті, на думку їх винахідників, повинні були
мати більш високу економічність, ніж установки з циклом Р = соті.
Вважали, що для данного циклу необхідні витрата повітря і рівень його
тиску при надходженні в КЗ, а отже і витрати потужності на привід комп-
ресора, повинні бути відносно менші в порівнянні з установками з го-
Рис. 1.11. Схема КЗ ГТУ
В.В. Караводіна:
1 - впускний клапан; 2 - болтреіулюван-
ня підйому клапана; 3 - запальна свічка;
4 - газовідвідна труба; 5 - турбіна; 6 -
пружина; А - повітря; В - паливо; С -
продукти згоряння
рінням при постійному тиску.
На початку XX ст. було побу-
довано декілька ГТУ, які працюва-
ли за циклом V = соті. Першою та-
кою установкою була ГТУ російсь-
кого винахідника Віктора Вікторо-
вича Караводіна, який побудував і
випробував у 1908 р. цей двигун у
Парижі. Згоряння палива відбува-
лося в КЗ (рис. 1.11), у нижню час-
тину якої через впускний клапан
надходила суміш палива з повітрям.
Цікаво, що агрегат був виконаний
без компресора, а зарядка КЗ пові-
трям відбувалася за рахунок інер-
ції потоку робочого газу, який про-
ходив по довгій газопідвідній трубі
до сопел турбіни. Пружина була
призначена для притиснення клапа-
на до сідла, а болт 2 - для регулю-
вання висоти підйому клапана.
Було чотири камери згоряння об'є-
мом по 230 см3. Періодичність ро-
боти КЗ доходила до 39 вибухів за
секунду. Максимальний тиск газів
у КЗ досягав величини 0,134 МПа в
момент спалаху. Турбіна розвива-
22
ла потужність близько 1,2 кВт при 10000 об/хв, ефективний ККД уста-
новки не перевищував 2,5 % [19].
Найбільш відомі роботи, що проводилися німецьким інженером
Хольцвартом у період з 1906 по 1933 рр. Його перша установка в 1906—
-1908 рр. розрахунковою потужністю близько 37 кВт була оснащена
шістьма КЗ із запірними клапанами на стороні нагнітання, тиск напри-
кінці згоряння досягав величини 0,5...0,7 МПа.
У 1910 р. Хольцварт виготовив другий, більш потужний агрегат з
десятьма КЗ. Як і перший ГТА, він був виконаний на вертикальному
валу. Максимальний тиск у КЗ досягав 0,9 МПа. Компресорна група
була оснащена електроприводом. При розрахунковій потужності
735 кВт агрегат розвив на випробуваннях близько 15 кВт.
31914 по 1927 рр. Хольцварт будує ще кілька турбін, але компонує їх
уже на горизонтальному валу (рис. 1.12). Тиск повітря на вході в КЗ було
збільшено до 0,23...0,30 МПа, а тиск наприкінці згоряння підвищений до
1,2... 1,4 МПа. Економічність цих ГТУ не перевищувала 13 %. Важливим
фактором, який погіршував тепловикористання в циклі цієї ГТУ, виявив-
ся розтягнутий період продувки КЗ, сполучений з додатковою витратою
повітря і вентиляційними втратами в турбіні. Продувне повітря одно-
часно знижувало температуру лопаткового апарата турбіни.
Рис. 1.12. ГТУ Хольцварта
на горизонтальному валу:
1 - повітряний клапан; 2 - па-
ливний клапан; З - камера зго-
ряння; 4 - вихлопнийклапан; 5 -
сопловий апарат турбіни; б -
робоче колесо турбіни
Жодна з машин Хольцварта цього періоду не експлуатувалася три-
валий час.
З 1928 р. Хольцварт працював над проектом нового ГТА потуж-
ністю 2000 кВт із двоступінчастою турбіною. У 1933 р. агрегат був
запущений в експлуатацію на доменному газі. За літературними да-
ними, у цьому ГТА був досягнутий ККД близько 20 % при мірі під-
23
вищення тиску в компресорі лк = 7 і температурі газів перед турбі-
ною близько 990 К [37].
1.5. Подальший розвиток ГТУ в 30-х роках XX сторіччя. Повернення
ДО ЦИКЛУ Р = СОП8І
Значне будівництво в 20-х роках XX сторіччя ГТД з горінням при
постійному об'ємі багато в чому може бути пояснено відсутністю мож-
ливості створення осьового чи відцентрового компресора з досить ви-
соким ККД при прийнятій мірі підвищення тиску. У той же час викори-
стання циклу V ~ сопзі дозволяло домогтися підвищення тиску за раху-
нок згоряння палива в закритому об'ємі. Рівень науки щодо теорії ство-
рення турбомашин, особливо компресорів, був настільки низьким, що
на якомусь етапі затвердилася думка про неможливість досягнення не-
обхідного ККД турбомашин, коли двигун з горінням при постійному
тиску міг бути працездатним. І тільки створення наукового заділу в га-
лузі аеродинаміки та міцності турбомашин, особливо компресорів, і до-
слідження різних схемних рішень процесів горіння, вибір та розробка
матеріалів, працездатних при високій температурі, дозволили практич-
но підійти до реалізації ідеї газотурбінного двигуна.
У ці ж роки професор Харківського політехнічного інституту
В.М. Маковський стверджував, що застосування переривчастого горін-
ня носить нестійкий характер і ГТД властивий безупинний процес по-
дачі робочого тіла. Своєю працею, написаною в 1920 р. і виданою в
1925 р., він активізував діяльність вітчизняних дослідників та конструк-
торів щодо розв'язання проблеми створення ГТД, який працює з горін-
ням при постійному тиску. Він організував газотурбінну лабораторію,
у якій поряд з теоретичними й експериментальними дослідженнями ство-
рювався проект ГТУ потужністю 735 кВт. Агрегат був виготовлений
на Харківському турбінному заводі в 1940 р. (рис. 1.13).
Турбіна В.М. Маковського була спроектована з водяним охолоджен-
ням. Вода, одержувана в спеціальній випарній установці, послідовно
пропускалася через вал, диск і робочі лопатки. Кожна лопатка мала
два радіальні, сполучені між собою канали, по яких і здійснювалася
примусова циркуляція води. Відведення води здійснювалося через ін-
ший кінець порожнього вала. ГТУ була встановлена в 1941 р. на рудни-
ку підземної газифікації в Горлівці на Донбасі. Паливом був підземний
газ, який подавався в КЗ поршневим компресором. Повітря, необхідне
для горіння, подавалося під тиском 0,3...0,4 МПа. Випробування пока-
зали, що газова турбіна могла працювати тривалий час з температу-
рою 1090 К при включеному охолодженні і з температурою газу 870 К -
при відключеному [19].
24
Варто згадати видатного словацького теплотехніка того часу Ауре-
ла Стодолу (1859-1942 рр.), який вважається творцем теорії й основ кон-
струювання парових і газових турбін, їх автоматичного регулювання. У
1924 р. він видав фундаментальну працю "Оіе ОашрГ ипЗ СазШгЬіпеп".
Рис. 1.13. Газова турбіна В.М. Маковського
У 1939 р. швейцарською фірмою "Броун-Бовері" була побудована
ГТУ потужністю 4000 кВт для підземної електростанції в Невшателі.
Установка була виконана за найпростішою схемою з циклом Р = сопзі.
Згідно з даними випробувань, опублікованими в 1940 р. А. Стодолою,
при тиску повітря за компресором 0,4 МПа і температурі газу перед
турбіною 823 К був отриманий ККД ГТУ 18 %. При цьому ККД комп-
ресора склав 84,9 %, а турбіни - 88,4 %. Будівництво цього агрегату
ознаменувало новий етап у газотурбобудуванні. На базі виконаних еле-
ментів цього агрегату можна було ускладнювати схему ГТУ з метою
подальшого підвищення її ККД [37].
Значний внесок у розвиток вітчизняного корабельного газотурбо-
будування зробив доктор технічних наук, професор, інженер-капітан
1-го рангу Григорій Іванович Зотиков (1898-1970 рр.). Ним був розроб-
лений і викладений у монографії "Проблема турбиньї внутреннего сгора-
25
ния. Турбина равного давлення" (1933 р.) і ряді статей новий теоретич-
ний підхід до порівняльної оцінки циклів газотурбінних двигунів, роз-
роблені питання ефективного охолодження основних елементів газової
турбіни, раціональної конструкції її проточної частини і доцільних схем
ГТУ. Ці дослідження привели Г.І. Зотикова до ідеї одноступінчастої
газової турбіни з використанням вихідної швидкості в дифузорі за ро-
бочим колесом. Така конструкція, за його задумом, дозволяла підви-
щити початкову температуру газу, а отже і ККД циклу ГТУ. Його пра-
ці стали обґрунтованою програмою розробки першого вітчизняного
корабельного ГТД, а правильність їх основних положень підтверджена
всім ходом наступного розвитку газотурбобудування.
У 1935-1941 рр. під науково-технічним керівництвом Г.І. Зотикова
почалися роботи зі створення турбіни внутрішнього згоряння дослід-
ної - корабельного ГТД потужністю 2570 кВт. Двигун передбачалося
створювати за циклом з проміжним охолодженням повітря і регенера-
цією. Міра підвищення тиску пк = 8, початкова температура газу 1173 К,
компресор відцентровий двоступінчастий, турбіна одноступінчаста з ди-
фузором, лопатки турбін передбачалося охолоджувати водою. Однак
війна перервала ці роботи [36].
1.6. Створення корабельних і суднових ГТД за кордоном у 40-50-х
роках XX сторіччя
За кордоном найбільш активно корабельне і суднове газотурбобу-
дування почали розвиватися в США й Англії.
В Англії, слідом за створенням у 1936 р. першого англійського тур-
бореактивного двигуна фірмою "Метрополітен Віккерс", у 1943 р. був
укладений договір на створення трьох корабельних ГТД Татрик" но-
мінальною потужністю 1840 кВт на базі турбореактивного двигуна
Р-2. У 1947 р. двигун 0-1 був установлений на канонерському човні
МСВ-2009. ГТД 0-1 використовувався як прискорювальний двигун,
питома витрата палива на режимі номінальної потужності складала
0,65 кг/(кВт год), що відповідало ККД циклу близько 12 %.
У 1948 р. фірма "Метрополітен Віккерс" одержала замовлення на
створення чотирьох ГТД типу 0-2 потужністю 3300 кВт, призначених
для встановлення як прискорювальних двигунів на швидкохідні патруль-
ні катери серії "Болд". ЕУ катера виконувалася чотиривальною, з авто-
номною роботою двох ГТД і двох дизелів на свій вал. Як газогенератор
двигуна 0-2 (компресор, камера згоряння, турбіна компресора і допо-
міжні механізми) був використаний конвертований стосовно до морсь-
ких умов турбореактивний двигун "Берілл". У 1952 р. двигун був успіш-
но випробуваний вже в складі корабельної ЕУ, він показав питому ви-
26
трату палива на режимі номінальної потужності 0,49 кг/(кВт-год), що
відповідало ККД циклу близько 16 %.
Слід відзначити досвід створення в Англії оригінального корабель-
ного ГТД типу КМ-60, який був замовлений у 1946 р. фірмі "Роллс-Ройс"
і призначався як усережимний для канонерського човна "Грей Гууз".
Відповідно до технічного завдання, КМ-60 повинен був мати номіналь-
ну потужність 4400 кВт і моторесурс 1000 год. Для забезпечення досить
високої економічності ГТД на режимах часткових навантажень вико-
ристовувалася теплова схема з триступінчастим підвищенням тиску,
двома проміжними повітроохолоджувачами і регенерацією теплоти від-
хідних газів. Як силова турбіна використовувалася турбіна середнього
тиску. Температура газу перед турбінами була взята на рівні 1100 К, а
міра підвищення тиску повітря в компресорі ГТД пк = 20. Компресор
складався з осьового одинадцятиступінчастого КНТ і двоступінчасто-
го відцентрового КВТ. При розробці цього двигуна використовувався
досвід фірми "Роллс-Ройс" по створенню авіаційних ГТД, що дозволи-
ло в підсумку створити ГТУ з питомою масою всього 1,76кг/кВт. У
1954 р. були початі ходові випробування канонерського човна "Грей
Гууз" із двома двигунами КМ-60. Максимальна потужність, отримана
при випробуваннях, складала 3970 кВт, а мінімальна питома витрата
палива - 0,41 кг/(кВт год), що відповідало ККД циклу близько 20%.
Істотний недобір потужності ГТД та відносно невисокий ККД для дви-
гуна настільки складної теплової схеми пояснюються тим, що при про-
ектуванні були допущені серйозні помилки, зокрема недостатнє охоло-
дження повітря в повітроохолоджувачах, більш високі втрати повного
тиску по газоповітряному тракту в реальному двигуні, перевищення над
розрахунковими дійсних витрат повітря на охолодження елементів тур-
бін, підвищені втрати повітря в ущільненнях і на розвантаження осьо-
вих зусиль у ГТД.
Застосування ГТД 6-2 та унікального двигуна КМ-60 носило дослід-
ний характер. Лише ГТД "Протей", створений шляхом конвертування
авіаційного турбогвинтового двигуна "Протей 750", починаючи з 1958 р.,
знайшов досить широке застосування на торпедних і ракетних катерах
ряду країн НАТО. Цей ГТД у корабельному варіанті мав потужність
2650 кВт і питому витрату палива - 0,41 кг/(кВт-год), що відповідало
ККД циклу близько 20 %. Двигун мав убудований планетарний редук-
тор, тому частота обертання його вихідного вала складала 1000 об/хв.
Більш широке застосування одержав ГТД типу 0-6, розробка якого
була почата в 1954 р. Цей двигун мав номінальну потужність 5500 кВт,
був створений за однокаскадною схемою, міра підвищення тиску пові-
тря в тринадцятиступінчастому компресорі як = 5,7. Камера згоряння -
трубчасто-кільцева із шістьма жаровими трубами, температура газів
27
перед двоступінчастою ТВТ складала 1066 К. Вільна турбіна гвинта була
теж двоступінчаста з частотою обертання ротора 4900 об/хв. Питома
витрата палива складала близько 0,42 кг/(кВтгод), що відповідало ККД
двигуна 19 %. Цей двигун був виготовлений у великій кількості для паро-
і газотурбінних ЕУ типу СО8АС есмінців-ракетоносців класу "Каунті"
та фрегатів типу 81, класу "Трайбл". Комбінована парогазотурбінна ЕУ
типу СО8АО передбачала спільну роботу на один гребний вал парової
турбіни і ГТД, причому установки фрегатів виконувалися одновальни-
ми, а есмінців - двовальними.
Паралельно з цими роботами велися дослідження з метою визна-
чення можливостей та економічної доцільності використання ГТУ в
цивільному суднобудуванні. В Англії експерименти проводилися на
танкері "Ауріс" дедвейтом 12250 т, в якому в 1951 р. один з чотирьох
ДВЗ головної ЕУ був замінений одновальним ГТД потужністю 956 кВт
із регенерацією теплоти відхідних газів. Цей двигун успішно відпра-
цював 20100 год, у тому числі і 6649 год на важкому паливі. У 1956 р.
танкер був переустаткований цілком під газотурбінну установку.
Три дизель-генератори і дослідний ГТД, які залишилися, були замі-
нені одним ГТА потужністю 4045 кВт. Новий ГТД мав блоковану ТНТ
і був виконаний за схемою з двоступінчастим стисненням, проміжним
охолодженням повітря і регенерацією теплоти відхідних газів. Тепло
відхідних газів ГТА використовувалося також в утилізаційному паро-
вому котлі, розміщеному в газоході за регенератором, ця пара викори-
стовувалася в турбогенераторі потужністю 200 кВт. Температура газів
перед ТВТ складала 923 К, міра підвищення тиску повітря в компресорі
пк = 6,1. При температурі зовнішнього повітря 297 К питома витрата
палива на розрахунковому режимі складала 0,41 кг/(кВт год), що від-
повідало ККД двигуна близько 20 %. Реверс здійснювався реверсивним
редуктором фірми "Паметрада". Слід зазначити, що танкер знаходився
в експлуатації до 1960 р., коли він був зданий на зламування, причому
це відбулося не через неполадки в двигуні, а через економічну недоціль-
ність експлуатації досить застарілого танкера. ГТД напрацював на той
час 5238 год. Експлуатація підтвердила його відповідність вимогам на-
дійності, які були встановлені д ля суднових установок. Рівень шуму уста-
новки був помірним, вібрація була відсутня. ГТД допускав можливість
використання важкого палива, однак його питома витрата була знач-
но вищою, ніж у дизелів. Початкова вартість установки з ГТД була по-
рівняно невелика.
У 1956 р. у США було введено в експлуатацію транспортне судно
"Джон Сарджент", яке було одним з чотирьох суден типу "Ліберті", пе-
реустаткованих на замовлення Морської адміністрації США під різні
типи ЕУ з метою виявлення найбільш досконалої для суден транспорт-
28
ного флоту. ГТУ потужністю 4400 кВт фірми " Дженерал Електрик" була
виконана з регенерацією теплоти відхідних газів ГТД. Особливістю
конструкції вільної ТГ були поворотні сопла першого ступеня для по-
ліпшення характеристик ГТД на режимах часткових навантажень. Дис-
ки обох турбін мали двостороннє повітряне охолодження; корпус тур-
біни охолоджувався водою. За регенератором був установлений утилі-
заційний парогенератор, який забезпечував парою загальносуднові по-
треби, а також турбогенератор потужністю 170 кВт. Реверс здійснювався
за допомогою гвинта регульованого кроку. Двигун мав температуру
газів перед ТВТ 1063 К, міру підвищення тиску повітря в компресорі
як = 4,9, ступінь регенерації 0,8. При температурі зовнішнього повітря
32,3 °С питома витрата палива складала 0,322 кг/(кВт год), що відпо-
відало ККД ГТУ близько 25 %. ГТА в цілому напрацював 9700 год, з
яких 7000 год - на важкому паливі. Коефіцієнт надійності ГТД, вклю-
чаючи систему управління, складав 0,997 [5].
1.7. Початковий етап розробки і створення корабельних та суднових
ГТД у СРСР. ГТД першого покоління
Засновником корабельного газотурбобудування в СРСР і творцем
першого корабельного ГТД є Сергій Дмитрович Колосов (1904-1975 рр.).
З його ім'ям пов'язана й історія створення миколаївських підприємств
СПБ "Машпроект" і ПТЗ "Зоря".
С.Д. Колосов народився 1 квітня 1904 р. у селі Руч'єваха Тверської
губернії в селянській родині. У 1930 р. закінчив Московське технічне
училище ім. М.Е. Баумана, аеродинамічний
факультет. Був направлений на Запорізь-
кий авіамоторний завод, де працював ін-
женером, а потім директором авіаційного
технікуму при заводі. З 1935 р. С.Д. Ко-
лосов працював у Воронежі на авіамотор-
ному заводі № 16. Під час війни завод був
евакуйований у Казань, де С.Д. Колосов на
посаді начальника серійно-конструкторсь-
кого відділу організовував виробництво
двигунів ВК-100 і ВК-105 конструкції
В.Я. Климова. Після війни завод № 16 по-
чав випуск турбореактивного двигуна
РД-20, а при заводі було організоване дос-
лідно-конструкторське бюро ДКБ-16. На-
чальником ДКБ-16 і головним конструкто-
ром призначений С.Д. Колосов.
Сергій Дмитрович Колосов
(1904-1975 рр.)
29
У 1948 р. ДКБ-16 одержало урядове завдання на розробку авіацій-
ного турбогвинтового двигуна. До 1950 р. проектні роботи зі створення
двигуна ТРДВ1 були закінчені. Проектні параметри ТРДВ1 були: потуж-
ність - 4125 кВт, питома витрата палива - 0,5 кг/(кВтгод), що відповіда-
ло ККД близько 16 %. Дослідний зразок двигуна став виготовляти за-
вод № 16, а ДКБ-16 приступило до його доведення й випробувань.
Одночасно завдання на створення такого ж двигуна одержав і гене-
ральний конструктор М.Д. Кузнецов. Слід зазначити, що в той час ДКБ
М.Д. Кузнецова мало в своєму розпорядженні значно більш потужну
дослідно-виробничу базу в порівнянні з ДКБ-16, тому двигун Кузнецо-
ва був раніше доведений, пройшов літні випробування і був прийнятий
до виробництва. Роботи щодо двигуна ТРДВ1 були припинені. Щоб
зберегти результати дворічної праці ДКБ-16, С.Д. Колосов вирішив за-
пропонувати свій двигун флоту для розроблюваного в цей час П.Г. Гойн-
кисом дослідного торпедного катера.
У1951 р. групою фахівців 1 -го ЦНДІМО під керівництвом Г.М. Бог-
данова-Катькова було розроблено технічне завдання на створення пер-
шої вітчизняної газотурбінної установки УГТУ-1. Як прототип ГТД був
вибраний авіаційний турбогвинтовий двигун конструкції С.Д. Колосо-
ва. УГТУ-1 мала потужність 2940 кВт, ресурс 100 год, питому витрату
палива 0,558 кг/(кВтгод), що відповідало ККД близько 14 %. У 1952 р.
міжвідомчій комісії був пред'явлений ГТД МІ (рис. 1.14), отриманий
конвертуванням двигуна ТРДВ1. У процесі конвертування двигун був
переведений на дизельне паливо, оснащений повітроприйомним і газо-
відвідним пристроями, теплоізолюючим кожухом. Для УГТУ-1 був спро-
ектований і виготовлений редуктор з роздвоєнням потужності на пер-
шому та другому ступенях. Міжвідомча комісія за результатами стен-
дових випробувань М1 рекомендувала його до постановки на дослід-
ний торпедний катер проекту 183.
У 1953 р. УГТУ-1 була змонтована на торпедному катері. Макси-
мальна швидкість, досягнута катером при випробуваннях, склала 51 вуз
Рис. 1.14. Перший вітчизняний корабельний ГТД МІ
ЗО
(близько 95 км/год). Державні випробування катера показали досить
надійну роботу установки, що дозволило комісії рекомендувати її до
встановлення на велику серію катерів. В акті державної комісії відзна-
чено, що газотурбінний двигун має перспективу застосування на швид-
кохідних катерах за умови одержання в одному агрегаті великої потуж-
ності, яка перевищує потужність дизелів, при одночасному підвищенні
економічності і моторесурсу, а також одержанні всережимності його
роботи та реверса.
Крім того, випробування УГТУ-1 на кораблі виявили кілька серйоз-
них проблем: використання більш важких, ніж авіаційний гас, сортів
палива і застосування матеріалів, корозійностійких у середовищі морсь-
кого повітря, та продуктів згоряння палива, забезпечення ударостійко-
сті та ін. Для вирішення всіх зазначених проблем було необхідне ство-
рення спеціальних корабельних двигунів.
Оскільки Міністерство авіаційної промисловості категорично від-
мовилося від серійного виробництва ГТД для флоту, Держплану СРСР
було запропоновано знайти завод у системі Мінважмашу, який у пер-
спективі зміг би забезпечити серійний випуск корабельних ГТУ. Були
розглянуті Казанський компресорний завод, а також споруджувані Ка-
лузький і Миколаївський заводи з виробництва парових турбін. Ко-
місія на чолі із С.Д. Колосовим після ретельного обстеження цих заво-
дів, з урахуванням їх місцеположення, зупинилася на Південному тур-
бінному заводі в Миколаєві.
Радою Міністрів СРСР була прийнята постанова від 7 травня 1954 р.
про створення в Миколаєві на Південному турбінному заводі бази для
проектування і серійного випуску суднових газотурбінних установок
та створення в складі заводу спеціального конструкторського бюро га-
зотурбінних установок (СКБ ГУ). Головним конструктором СКБ ГУ
був призначений С.Д. Колосов [16, 20].
Першим морським ГТА, розробленим СКБ ГУ в Миколаєві, був
агрегат М2, що створювався для проектованого зеленодольським ПКБ
протичовнового корабля проекту 159. Агрегат М2 (рис. 1.15) складався
з усережимного ГТД Д053 потужністю 11000 кВт та нереверсивного
редуктора і працював як прискорювальний двигун у складі комбінова-
ної дизель-газотурбінної установки. Двигун мав двокаскадний компре-
сор, трубчасто-кільцеву камеру згоряння і вільну турбіну гвинта. Пи-
тома витрата палива двигуна Д053 складала 0,350 кг/(кВт год), що від-
повідало ККД 23 %. У 1959 р. перший двигун з ресурсом 750 год був
поставлений на корабель, а пізніше його ресурс був доведений до
1000 год. На той час це було видатне досягнення, оскільки авіаційні ГТД
мали ресурс 100...300 год [7, 16].
31
Для протичовнових кораблів проектів 204 і 35 з комбінованими ди-
зель-газотурбінними установками на базі двигуна Д053 були розробле-
ні газотурбокомпресори: спочатку Д2 потужністю 11000 кВт (1960 р.)
ресурсом 1000 год, а потім ДЗ (1964 р.) потужністю 13240 кВт, ресурс
якого був доведений до 2000 год. Ці двигуни були також прискорюва-
льними, розміщалися по два в окремому машинному відділенні і пра-
цювали кожний на окремо розташовані компресори, які подавали стис-
нене повітря в гідромотор, гребний гвинт якого приводився від дизеля.
Двигун Д2 являв собою Д053 з переробленою ТНТ, яка була виконана
блокованою. Зняття потужності на окремо розташований компресор
здійснювалося з вала контуру низького тиску. Форсуванням Д2 по тем-
пературі газів перед ТВТ, а також з деякими іншими доробками був
отриманий аналогічний двигун Д 3. Цікаво, що вихлоп ГТД здійснював-
ся безпосередньо через транцеву корму. Це додавало кораблю, за де-
якими оцінками, біля двох вузлів швидкості ходу (максимальна швид-
кість ходу кораблів проекту 204 була 36 вуз) [7, 8].
Рис. 1.15. Загальний вигляд ГТА М2 на рамі
У1957 р. Ленінградське ЦКБ-53 почало проектування великого про-
тичовнового корабля (ВПК) проекту 61 (головний конструктор кораб-
ля - Б.І. Купенський). Це був зовсім новий тип кораблів для ВМФ СРСР.
Кораблі проекту 61 (рис. 1.16) відрізнялися від раніше побудованих дво-
ма особливостями: наявністю двох зенітних ракетних комплексів "Хви-
ля" і застосуванням у ролі ЕУ всережимної газотурбінної установки.
Корабель мав довжину 144 м, повну водотоннажність 4460 т, швидкість
повного ходу 35,5 вуз. ЕУ розміщалася в двох машинних відділеннях -
носовому і кормовому, в яких установлювалися ГТА типу МЗ потужні-
стю по 26500 кВт кожний, які працювали на свої гребні гвинти. У пе-
ріод з 1962 р. по 1988 р. було побудовано 25 кораблів цього проекту, з
них 20 одиниць на заводі ім. 61 комунара в м. Миколаєві.
Принципова відмінність агрегату МЗ від М2 полягала в тому, що
32
він повинен був стати головною силовою установкою корабля, тобто
забезпечувати його маневрування при швартуванні, а також задній хід.
Було обране так зване спарування, що являє собою два однотипні дви-
гуни, які працюють на гребний гвинт через загальний реверсивний ре-
дуктор (рис. 1.17).
Рис. 1.16. ВПК другого рангу проекту 61 зГТАМЗ
Рис. 1.17. Загальний
вигляд агрегату МЗ на
рамі
Двигун ГТА МЗ потужністю 13500 кВт і питомою витратою палива
0,350 кг/(кВт-год) був спроектований шляхом моделювання двигуна М2
(коефіцієнт моделювання 1,11). Початковий призначений ресурс ГТА -
3000 год, надалі був доведений до 5000 год. Розв'язувалась надзвичай-
но складна задача створення реверсивного редуктора з підвідною потуж-
ністю 27000 кВт і частотою обертання вихідного вала 300 об/хв. Цілком
себе виправдала обрана кінематична схема з подвійним роздвоєнням
потужності від кожного двигуна і наступним підсумовуванням чотирьох
потоків потужності на загальному колесі другого ступеня. За реверсом
був обраний варіант з установленням усередині редуктора фрикційних
33
і гідравлічних муфт. Перший вихід у море головного корабля проекту
61 "Комсомолець України" відбувся влітку 1961 р., а в 1962 р. він був
переданий флоту. За створення ГТА МЗ групі провідних спеціалістів на
чолі з головним конструктором С.Д. Колосовим була присуджена Ле-
нінська премія [7, 8, 16,20].
1.8. Розробка і створення вітчизняних ГТД другого покоління
У1965-1966 рр. почалося створення вітчизняних газотурбінних дви-
гунів та агрегатів другого покоління. Виконаний комплекс робіт з по-
ліпшення аеродинаміки компресорів і турбін та зниження втрат у газо-
повітряному тракті дозволили при практично незмінних параметрах
циклу підвищити економічність двигунів до 300...326 г/(кВттод), що від-
повідало ККД 25...27 %, а потужність одиничних двигунів довести до
13200... 14700 кВт. Для поліпшення маневреності кораблів уперше в сві-
ті були вирішені проблеми газового реверса ГТД. З метою збільшення
дальності плавання кораблів створені газотурбінні установки з засто-
суванням в агрегатах маршових двигунів для забезпечення економіч-
ного режиму на малих і бойовому економічних ходах та основних дви-
гунів для режимів повного ходу.
Слід зазначити, що пріоритетом цього періоду розробки вітчизня-
них морських ГТД стало поліпшення економічності ГТУ і підвищення
їх ресурсу. Підвищення економічності ГТУ розв'язувалося за трьома на-
прямками:
шляхом поліпшення економічності власне ГТД;
за рахунок схемних рішень головних ГТА кораблів і введенням мар-
шових двигунів;
шляхом утилізації тепла відхідних газів ГТД у пароводяному тепло-
утилізуючому контурі.
У 1961 р. постановою Ради Міністрів УРСР зі складу Південного
турбінного заводу (ПТЗ) було виділено в самостійну організацію спеці-
альне конструкторське бюро, що одержало надалі назву Союзне проект-
не бюро (СПБ) "Машпроект". Головним конструктором і начальником
СПБ "Машпроект" призначався С.Д. Колосов. На СПБ покладалася
задача створення дослідних зразків двигунів, їх відпрацьовування і пе-
редача документації Південному турбінному заводу. Задачею ПТЗ був
серійний випуск створених СПБ двигунів.
У1963 р. начальником СПБ "Машпроект" призначається Яків Ха-
нанович Сорока, який був до цього заступником головного конструк-
тора. Я.Х. Сорока народився в 1909 р. у м. Олександрівськ Катерино-
славської губернії. У 1940 р. закінчив механіко-математичний факу-
льтет Московського державного університету ім. Ломоносова. Пра-
цював у Москві в НДІ-10, потім начальником лабораторії на заводі
34
Яків Хананович Сорока
(1909-1979 рр.)
№ 27 Авіапрому. У 1942 р. добровольцем
пішов на фронт. Після війни працював у
ДКБ-16 над розрахунками двигуна ТРДВ1.
У 1954 р. у складі групи фахівців з казансь-
кого ДКБ-16 переїхав у Миколаїв на Пів-
денний турбінний завод і став працювати
заступником головного конструктора по
розрахунках. Під його керівництвом і ста-
ли створюватися ГТД другого покоління.
Перші двигуни другого покоління були
розроблені для ГТА М5, які встановлюва-
лися на вартовий корабель (ВКР) проекту
1134Б. До складу агрегату входив один
маршовий ГТД потужністю 4400 кВт і два
основні двигуни по 14700 кВт. Для варто-
вого корабля проекту 1135 (нині в складі
ВМС України знаходиться корабель цього проекту "Гетьман Сагай-
дачний") був створений агрегат М7, який складається з двох маршо-
вих ГТД М62 потужністю по 4400 кВт і двох основних ГТД М8К по
14700 кВт. Обидва двигуни мають газовий реверс. Редуктор маршо-
вого двигуна РМА-28 сконструйований двошвидкісним. Перша швид-
кість використовується на маршовому ходу, а друга - при спільній
роботі всіх двигунів. З метою подальшого підвищення економічності
в цьому агрегаті була застосована міжредукторна приставка, яка за-
безпечує перекидання потужності між редукторами маршових двигу-
нів лівого і правого бортів, що дозволяє працювати одним маршовим
двигуном на два гребні гвинти (рис. 1.18).
Рис. 1.18. Компонування ГТУ М7 ВКР проекту 1135:
1 - маршовий ГТД М62; 2 - редуктор РМА-28 маршового ГТД; 3 - міжредук-
торна приставка; 4 - основний ГТД М8К; 5 - редуктор РМ-56 основного ГТД
Цікавою є історія створення двигуна М62. Замовлення на нього від
ВМФ не було, а було лише замовлення Міністерства шляхів сполучен-
35
ня СРСР на створення тепловозного газотурбогенератора ГТГ-6000.
Генератор змінного струму до нього був розроблений на Харківському
турбогенераторному заводі. Для ГТГ-6000 був розроблений двигун
ГТ-6 потужністю 4400 кВт. Однак від створення такого тепловоза в
СРСР відмовилися, а на базі ГТ-6 і був створений двигун М62.
Агрегати М5 і М7 на той час не мали аналогів у світовій практиці.
У них уперше були впроваджені реверсивні силові турбіни, двошвидкісні
редуктори, міжредукторна передача, швидкодіючі шинно-пневматичні
муфти і ряд інших прогресивних технічних рішень. За створення газо-
турбінних двигунів та агрегатів другого покоління М5 і М7 велика гру-
па фахівців-турбіністів, працівників суднобудівної промисловості та
представників ВМФ у 1974 р. була визнана гідною Державної премії
СРСР [7, 8, 16, 20].
У 1968 р. генеральним конструктором СПБ "Машпроект" стає Вік-
тор Іванович Романов і працює на цій посаді до 2002 р.
Період 60-х років характерний зростанням інтересу до кораблів з
динамічними принципами підтримки. Мова йде про кораблі на підвод-
них крилах (КПК) і кораблі на повітряній подушці (КПП). Корпуси цих
кораблів будувалися з алюмінієвих сплавів, щоб знизити їх масу. Над-
звичайно строгі вимоги ставилися до енергетичних установок цих ко-
раблів. Тому було необхідне створення для них спеціальних ГТД та аг-
регатів, близьких за масогабаритними характеристиками до авіаційних,
але відповідних усім вимогам, які випливають з умов їх застосування
на швидкохідних кораблях. Досягнутий до цього часу рівень корабель-
ного газотурбобудування дозволив приступити до розв'язання пробле-
ми створення нового класу кораблів.
У 1970 р. був створений десантний корабель на повітряній подушці
проекту 1232 "Джейран" з унікальним агрегатом ДТ-4 (рис. 1.19). Цей
агрегат складався з двох легких двигунів Д075 потужністю по 13230 кВт
і трансмісії, яка мала 18 планетарних та кутових редукторів восьми ти-
Рис. 1.19. Десантний корабель проекту 1232 "Джейран"
36
пів, що забезпечували передачу потужності одночасно на чотири вен-
тилятори і на чотири повітряні гвинти з лопатями змінюваного кроку.
В аварійних ситуаціях трансмісія дозволяла всі зазначені агрегати при-
водити в обертання від одного ГТД і продовжувати рух корабля. Кора-
бель проектувався ленінградським ЦМКБ "Алмаз", а вся серія з 20 ко-
раблів була побудована на Приморському суднобудівному заводі, та-
кож у м. Ленінграді.
Не менш унікальною є створена в цей же період установка М10 для
кораблів на підводних крилах проектів 1240, а також 1145 і 11451. Пер-
шим на Приморському заводі в 1976 р. був побудований КПК проекту
1240 "Ураган" з двома агрегатами М10, кожний з яких складався з газо-
турбінного двигуна Д050 потужністю 13230 кВт і кутової редукторної
передачі колонкового типу для приводу гребних гвинтів. На Зелено-
дольському суднобудівному заводі ім. Горького і феодосійському ви-
робничому об'єднанні "Море" були побудовані малі протичовнові КПК
проекту 1145 типу "Олександр Кунахович" і проекту 11451 типу "Со-
кіл". Енергетична установка цих кораблів включала в себе вже по три
ГТА М10 різних модифікацій. Найбільш досконала енергетична уста-
новка КПК "Сокіл" містила два агрегати М1 ОД потужністю по 14700 кВт
і один агрегат М16 потужністю 7350 кВт, кутова редукторна передача
якого мала у своєму складі маршовий двошвидкісний редуктор, чого
не було в агрегатах М10А та М10Б.
Дослідна експлуатація перших кораблів на повітряній подушці і під-
водних крилах показала необхідність розв'язання цілого ряду специфіч-
них питань, а саме: забезпечення працездатності ГТД і стабільності його
характеристик в умовах інтенсивного розбризкування морською водою
повітроприйомних пристроїв та в умовах низьких і високих температур
зовнішнього повітря від -40 до +40 °С [7,8, 16,20].
Особливим напрямком підвищення економічності ГТД є утилізація
тепла відхідних газів. Дослідження, виконані на той час у НВП "Маш-
проект", Миколаївському кораблебудівному інституті (МКІ) та Ленін-
градському кораблебудівному інституті (ЛКІ), показали, що застосу-
вання утилізації тепла відпрацьованих у ГТД газів у паровому тепло-
утилізуючому контурі (ТУК) дозволяє при заданій потужності установ-
ки збільшити її економічність на 20...ЗО %.
У середині сімдесятих років у комерційних морських флотах ряду
країн з'явився новий тип спеціалізованих суден з горизонтальною ван-
тажообробкою. До енергетичних установок цих суден ставилися додат-
кові вимоги, зокрема велика агрегатна потужність, необхідна для досяг-
нення високих швидкостей ходу при відносно невеликих габаритах;
можливість роботи на порівняно дешевих важких сортах палива.
У СРСР перше велике судно такого типу було спроектовано мико-
37
лашським ЦКБ "Чорноморсуднопроект" (проект "Атлантика"). У1979 р.
на Чорноморському суднобудівному заводі в Миколаєві за цим проек-
том був побудований головний газотурбохід "Капітан Смирнов" водо-
тоннажністю 36000 т і довжиною 227 м, який був оснащений ГТУ загаль-
ною потужністю 36780 кВт. На судні були встановлені два головні ГТА
(ГГТА) М25 з утилізацією теплоти відхідних газів ГТД. Проектантом
ГГТА М25 було СПБ "Машпроект", а виготовлювачем - ВО "Зоря".
До складу кожного ГГТА М25 входили: реверсивний ГТД ДИ59,
редуктор РО25, утилізаційний парогенератор КУП3100, пропульсивна
парова турбіна ПТУ-2 у блоці з паровим конденсатором і допоміжним
устаткуванням. Уявлення про компонування ГГТА М25 дає рис. 1.20.
Рис. 1.20. Вигляд ГГТА
М25 лівого борту в плані:
1 - ГТД; 2 - ПТ; З - газовід-
відний пристрій; 4 - редук-
тор; 5 - муфта
Основні технічні характеристики ГГТА М25 наведені нижче:
Потужність переднього ходу
Потужність ГТД
Потужність парової турбіни
Питома витрата палива на ГГТА, не більше
ККД ГГТА, не менше
Потужність заднього ходу
Частота обертання вихідного вала редуктора
Ресурс агрегату
Ресурс ГТД до капітального ремонту
-18390 кВт
- 14120 кВт
- 4270 кВт
- 238 г/(кВтгод)
-35,3%
- 5740 кВт
- 130 об/хв
- 100000 год
- 25000 год
Двигун ДИ59 був розроблений на базі газогенератора ГТД другого
покоління М8. При цьому, з огляду на вимоги використання важких
сортів палива в ГГТА М25, газогенератор був дороблений з метою під-
вищення ресурсу і надійності "гарячої" частини ГТД. Зокрема, жарові
труби камери згоряння виготовлялися зі спеціального жаростійкого
сплаву ВЖ-98, були застосовані литі соплові лопатки першого, другого
та четвертого ступенів турбін, а також охолоджувані робочі лопатки
першого ступеня ТВТ з більш ефективною системою охолодження, роз-
38
роблені спеціальні захисні покриття соплових і робочих лопаток тур-
бін. Була спроектована нова реверсивна триступінчаста ТГ.
Крім головного судна "Капітан Смирнов" було побудовано ще три
судна цієї ж серії: "Капітан Мезенцев" (1980 р.), "Інженер Єрмошкін"
(1981 р.), "Володимир Васляєв" (1987 р.). Досвід експлуатації цих суден
показав високу надійність, ремонтопридатність та економічність віт-
чизняних ГТУ з пароводяним ТУК.
Відзначимо також досвід застосування маршового ГТА М21 з ути-
лізацією тепла відхідних газів ГТД у пароводяному ТУК на ударних
крейсерах типу "Слава" водотоннажністю 10000 т. Була розроблена
маршова комбінована установка потужністю 7350 кВт. Малогабарит-
ний утилізаційний парогенератор, парова турбіна і паровий конденса-
тор установлювалися на одній рамі з маршовим ГТД [7, 16, 20].
1.9. Створення вітчизняних морських ГТД третього і четвертого
поколінь
Наприкінці 60-х років з ініціативи і за участю НВП "Машпроект"
першим ЦНДІ МО разом з Військово-морською академією та ЦНДІ
імені академіка О.М. Крилова був виконаний комплекс науково-дослід-
них робіт з визначення шляхів подальшого вдосконалювання морських
ГТУ. Була показана можливість створення ряду уніфікованих двигунів
для водотоннажних кораблів і кораблів з динамічними принципами під-
тримки - ГТД третього покоління.
Ставилися задачі: зменшення питомої витрати палива ГТД на
20...25 %, зниження маси ГТД у два-три рази та істотне зменшення осьо-
вого габариту ГТД.
У 1971 р. була прийнята урядова постанова, якою передбачалося
розробити три уніфіковані двигуни: М75 потужністю 3700...4400 кВт,
М70 потужністю 7350...8800 кВт та М80 потужністю 18400...22000 кВт.
Для забезпечення вимог технічного завдання на розробку двигунів
третього покоління необхідно було здійснити наступні заходи: збільшити
температуру газу перед турбінами на 200...250 град у порівнянні з дви-
гунами другого покоління та довести її до рівня 1300 К і вище; збільши-
ти величину загальної міри підвищення тиску повітря в компресорі ГТД
до 17...20; істотно переглянути конструктивну схему двигуна.
Виконання цих задач вимагало розв'язання цілого ряду складних
інженерно-технічних проблем: створення жароміцних корозійностій-
ких у морських умовах сплавів і лопаткових покрить, високоефектив-
них систем охолодження деталей двигунів (у першу чергу - робочих
лопаток). НВП "Машпроект" і ЦНДІКМ "Прометей" разом з інститу-
тами АН України на початку 70-х років був створений корозійностій-
39
кий жароміцний сплав ЗП-539ЛМ, який став основою для одержання
сплавів з підвищеними характеристиками міцності. У результаті цих
робіт були отримані ливарні сплави ЧС-70 і ЧС-88, які широко засто-
совуються і в даний час. Були створені унікальні установки і відпра-
цьована технологія нанесення захисних покрить турбінних лопаток,
зокрема електронно-променеве напилювання чотирикомпонентного
корозійностійкого (Со-Сг-А1-¥) і теплозахисного керамічного по-
криттів, а також упроваджені електронно-променеве зварювання і
паяння застосовуваних у ГТД сплавів. Одночасно виконувався вели-
кий комплекс робіт з удосконалювання систем охолодження лопаток.
Була відпрацьована і впроваджена вихрова система охолодження ро-
бочих лопаток, що забезпечує перепад температур між газом і мета-
лом більш ніж на 300 град.
У 1972 р. у дослідну експлуатацію був переданий перший десантний
катер на повітряній подушці проекту 1206 "Кальмар" з головною
ЕУ М70. Енергетична установка катера складалася з двох агрегатів типу
МТ70К. До складу кожного агрегату входили ГТД типу ДК71 потужні-
стю 7350 кВт і редукторна передача, яка передає цю потужність на вен-
тилятор наддування повітряної подушки та тягового повітряного
гвинта змінюваного кроку (ГЗК). Усього на феодосійському виробни-
чому об'єднанні "Море" було побудовано 22 катери цього проекту.
Про терміновість виконання замовлення на постачання цих ГТД
говорить той факт, що на головний корабель був поставлений експери-
ментальний двигун, який мав заводський № 02. У той же час повне від-
працьовування і доведення двигуна ГТА М70 продовжувалися ще на
ЗО двигунах [20].
Основні конструктивні відмінності двигуна М70 від ГТД другого
покоління полягали в наступному: ротор турбокомпресорного блока
високого тиску був виконаний двоопорним, що стало можливим зав-
дяки прийнятій конструкції петльової протитокової камери згоряння,
розташованої над КВТ; ТВТ була виконана одноступінчастою з кон-
сольним розміщенням її диска на задній цапфі ротора КВТ. Наванта-
ження на ступінь ТВТ зросли, внаслідок цього колова швидкість ро-
бочих лопаток склала близько 450 м/с. Був виключений з конструкції
опорний вінець ТВТ, а ТНТ сконструйована в одноступінчастому ва-
ріанті. Також удалося відмовитися від дуже ненадійного міжвального
підшипника, який встановлювався на внутрішньому валу - між КНТ і
ТНТ. Загальне уявлення про компонування ГТА М70 дає рис. 1.21, на
якому показаний поздовжній переріз більш пізнього двигуна третьо-
го покоління ГТД 8000, що є однією з модифікацій (розробка 1979 р.)
двигуна ГТА М70.
Економічність двигуна була збільшена в результаті зростання тем-
40
ператури газу перед турбіною до 1373 К та міри підвищення тиску пові-
тря в компресорі до 16,6, поліпшення аеродинаміки та ККД компресо-
рів і турбін.
Рис. 1.21. Конструктивна схема ГТД 8000
У 1984 р. був розроблений, а в 1988 р. почалося серійне виробниц-
тво суднового ГТД третього покоління М90, у якому були впроваджені
всі прогресивні конструкторські рішення, що враховують накопичений
досвід експлуатації двигунів М70, зокрема двоопорний ротор турбоком-
пресора високого тиску, пружно-масляні демпфери підшипникових
опор, ефективна система охолодження деталей гарячої частини ГТД,
нові матеріали і покриття. ГТД 15000, який випускається в даний час
(рис. 1.22), є сучасною модифікацією двигуна М90.
Рис. 1.22. Конструктивна схема ГТД 15000:
1 - вхідний пристрій; 2 - привід передньої коробки приводів; 3 - верхня коробка
приводів; 4-КНТ;5-КВТ;б-КЗ; 7-ТВТ; Я-ТНТ; 9-механізмреверса; 70-ТГ;
11 - електростартер; 12 - коробка приводів виносна; 13 - коробка приводів ниж-
ня; 14 - маслоагрегат
41
На початку 90-х років була розроблена програма створення більш
сучасних ГТД четвертого покоління. Однак з розпадом Радянського
Союзу фінансування цієї програми Міністерством оборони було при-
пинено. З великими труднощами НВП "Машпроект" таки вдалося ство-
рити новий двигун М80 потужністю 27500 кВт із ККД 36 %. Двигун має
найбільшу з існуючих до цього часу морських ГТД міру підвищення
тиску повітря в компресорі пк = 23,6. Ці параметри забезпечуються дво-
ма дев'ятиступінчастими компресорами - КНТ і КВТ, з витратою пові-
тря через КНТ - 91 кг/с. Перший ступінь КНТ виконаний надзвуковим.
Температура газів перед ТВТ 1548 К забезпечується трубчасто-кільце-
вою КЗ петльового типу з 16 жаровими трубами. Турбіни приводу ком-
пресорів одноступінчасті з повітряним охолодженням лопаткових апа-
ратів. Силова турбіна вільна чотириступінчаста. Гнучкі опори з масля-
ними демпферами зменшують динамічні навантаження на підшипники
і рівень корпусної вібрації. Зовсім новим рішенням є впровадження газо-
динамічних контактних ущільнень маслоповітряних порожнин підшип-
никових вузлів з вуглеграфітовими кільцями. У даний час цей двигун
під маркою ГТД 25000 поставляється для модернізації приводів на ком-
пресорних станціях магістральних газопроводів, що дає економію па-
ливного газу на 25...30 % [1, 20], а також для приводу електрогенерато-
рів (Березовська ТЕС у Білорусі) з використанням вихлопних газів для
наддування котлів на станції. У стадії проробки - двигун 4-го поколін-
ня ДН-70 потужністю 10000 кВт з температурою перед ТВТ 1550 К, мі-
рою підвищення тиску пк = 22 та ККД 36 %.
1.10. Розвиток корабельних і суднових ГТД за кордоном
у 60-90-х роках XX сторіччя
У 60-ті роки інтенсивні роботи в галузі суднового газотурбобуду-
вання були розгорнуті американськими фірмами "Дженерал Електрик",
"Пратт і Уїттні", англійською "Роллс-Ройс" та ін. Найбільш вдалими
ГТД, що були створені ними в цей період, є БМ1500, БМ2500, РТ-4А,
"Олімп" тощо.
Двигун ЬМ1500 був створений фірмою "Дженерал Електрик" на базі
серійного авіаційного ТРД 1-79, який випускається в декількох модифі-
каціях тією ж фірмою для винищувачів "Фантом". Газогенератор
БМ1500 мав однокаскадний сімнадцятиступінчастий компресор з мі-
рою підвищення тиску лк = 12, трубчасто-кільцеву КЗ із 10 жаровими
трубами і триступінчасту турбіну приводу компресора з температурою
газу на вході 1115 К. Турбіна гвинта виконана одноступінчастою з час-
тотою обертання 4950 об/хв на режимі номінальної потужності 9200 кВт.
Питома витрата палива на двигун при температурі зовнішнього повіт-
ря 380 К складала 0,358 кг/(кВт год), що відповідає ККД близько 23,5 %.
42
ЬМ1500 використовувався на СПК" Д енісон", а потім увійшов до скла-
ду комбінованої дизель-газотурбінної установки двогвинтових кораблів
берегової охорони типу "Ешвілл", яка включала в себе два маршові дизе-
лі фірми "Каммінз" та один прискорювальний ГТД ЕМ1500-РЕ101, що
працював на два гребні вали [5].
Наприкінці 1967 р. на замовлення військово-морської транспорт-
ної служби США було побудовано транспортне судно "Адмірал
В.М. Каллаган" водотоннажністю 24000 т, спеціально спроектоване під
ГТУ. Енергетична установка судна двовальна, на кожен гребний вал че-
рез реверсивний двоступінчастий редуктор працював ГТД РТ-4А-2 но-
мінальною потужністю 15300 кВт. При частоті обертання ТГ 3600 об/хв
гвинт обертається з частотою 135 об/хв, а судно розвиває швидкість
ходу до 26 вуз. Питома витрата палива, досягнута в експлуатації, скла-
ла 0,315 кг/(кВт год), що відповідає ККД ЕУ 26,6 %. Надалі ГТД
РТ-4А-2 були замінені на більш удосконалені двигуни ЬМ2500 фірми
"Дженерал Електрик".
Двигун РТ-4А почав створюватися американською фірмою "Пратт
і Уїттні" у 1961 р. на базі добре перевіреного в експлуатації авіаційного
ТРД 1-75, який встановлювався на винищувачах Р-105 і Р-106, а також
на пасажирських літаках "Боїнг" 707-320. Компресор ГТД РТ-4А вико-
наний двокаскадним із загальною мірою підвищення тиску пк = 12, скла-
дається з восьмиступінчастого КНТ із нерегульованими лопатками вхід-
ного напрямного апарата і семиступінчастого КВТ; КЗ - трубчасто-кіль-
цева, з нерознімним корпусом і вісьма жаровими трубами, в кожній вста-
новлено по шість форсунок; ТВТ - одноступінчаста, ТНТ - двоступін-
часта. У процесі конвертації ТРД 1-75 в РТ-4А була створена ТГ, яка
виконана двоступінчастою і приєднується до газогенератора за допо-
могою кільцевого дифузорного перехідника. До складу ТГ також вхо-
дять спеціально спроектовані вихідний дифузор і газовідвідний патру-
бок, у якому потік газу повертається на 90°. На рис. 1.23 показаний за-
гальний вигляд ГТД ГТ-4А, що в 60-ті роки став одним з основних
Рис. 1.23. Загальний вигляд ГТД РТ-4А
43
щення тиску лк = 18. Вхідний напрямний апарат і напрямні лопатки
перших шести ступенів виконані регульованими. Камера згоряння пря-
мотокова кільцева. ТВТ має два ступені і працює в інтервалі частот обер-
тання 4950...9800 об/хв. Вільна силова турбіна шестиступінчаста, її ін-
тервал робочих частот обертання -1000...3600 об/хв. Ротор силової тур-
біни складається із шести дисків, скріплених болтами, а корпус має го-
ризонтальний рознім. У його двох половинах розташовані ступені (з
другого по шостий) соплового апарата турбіни. Сопла першого ступе-
ня виконані окремо від основного корпусу.
Перевагою цього двигуна є висока економічність, в умовах 180
(Іпіетаііопаї Ог^апіхаНоп £ог 8іап<1агдіхайоп) його ККД досягає 37,6 %
при потужності 22800 кВт. Крім того, його питома витрата палива (а
отже і ККД) зі зміною потужності в широкому діапазоні навантажень
змінюється незначно. Так, при зниженні навантаження на 50 % питома
витрата палива збільшується всього лише на 15 %, а це значить, що на-
віть при 50 % потужності ГТД ЬМ2500 має більш високий ККД, ніж
багато аналогічних ГТД інших фірм при нормальній потужності. Від-
значимо, що в конвертованому ГТД ЬМ2500 було використано більше
ніж 90 % конструктивних вузлів прототипного авіаційного двигуна. Де-
талі газогенератора залишилися без зміни. Кінематична схема ГТД, як і
в прототипу, однокаскадна з вільною силовою турбіною [1,5]. Уперше,
як уже вказувалося, ГТД ЬМ2500 був установлений на судні "Адмірал
В.М. Каллаган" у 1969 р., а потім він став широко застосовуватися у ВМФ
США та інших країн. Прикладом сучасного використання двигуна
ЬМ2500 є його встановлення на швидкісні пороми проекту Н881500.
Судна проекту Н881500 є найбільш сучасними швидкісними поро-
мами з ГТУ. Це найбільші у світі швидкохідні вантажопасажирські ка-
тамарани довжиною 124 м і шириною 40 м, які дозволяють транспорту-
вати 1500 пасажирів та 375 легкових автомобілів або 80 автомобілів і
50 вантажівок. Три Н881500 були побудовані в Норвегії фірмою
"Фін'ярдз" у 1996-1997 рр.
З метою забезпечення експлуатаційної гнучкості ЕУ для газових
турбін було обране компонування блоків з основним і маршовим ГТД.
Кожен блок має ЬМ2500 як головний двигун і ЬМ 1600 у ролі маршово-
го, що мають потужності відповідно 20,2 та 13,07 МВт і забезпечують
повну потужність ГТУ більш ніж 66 МВт в обох блоках. Двигун ЬМ 1600
використовується для швидкостей до 25 вуз із включенням ЬМ2500 для
швидкостей до 32 вуз. Для граничної швидкості всі чотири двигуни ви-
користовуються разом. Розрахункова гранична швидкість судна - 42 вуз,
але при плаванні в умовах спокійного моря, наприклад, "Стена Експло-
рер" досягав швидкості 45...46 вуз.
45
Кожен основний і маршовий ГТД встановлюється у своєму корпусі
катамарана, а потужність розділяється між здвоєними водометами
КаМеХУа (тип 160) за допомогою загальної редукторної передачі Маа§
Ргоріеі НРСг-185/С. Подвійні редукторні передачі використані для того,
щоб знизити частоти обертання вихідних валів турбін - з 3600 об/хв у
БМ2500 і 7000 об/хв у ЬМ1600 до 452 об/хв для привідних валів водоме-
тів [38].
Прикладом подальшого прогресу в судновому газотурбобудуванні
є двигун 3-го покоління фірми "Дженерал Електрик" ЬМІбОО. Уперше
він був показаний на виставці в Німеччині в 1985 р. Основою для ство-
рення газогенератора ГТД ЬМ 1600 став турбореактивний двигун Р404.
Біля 1600 двигунів мали до кінця 1988 р. сумарне напрацювання
1,5 млн год. ГТД ЬМІбОО відносно простий за конструкцією. Виграш-
ним у порівнянні з іншими двигунами варто вважати малу кількість сту-
пенів компресорів. На відміну від ГТД ЬМ2500 і ЬМ1500 цей двигун
спроектований з двокаскадним компресором та вільною силовою тур-
біною. КНТ при мірі підвищення тиску кк = 4 виконаний двоступінчас-
тим, а КВТ має сім ступенів з 474 робочими лопатками (при кк = 5,5).
Усього в компресорах ГТД ЬМІбОО менше 600 робочих лопаток при
кк = 22,2 і витраті повітря 45 кг/с. У той же час у двигуна ЬМ 1500, який
має лк = 11,2 та витрату повітря 69,4 кг/с, їх близько 1000. У процесі
створення ГТД ЬМІбОО були вкорочені лопатки КНТ для одержання
заданої витрати повітря, розроблена нова конструкція переднього кор-
пусу, зменшена площа соплового апарата ТВТ та зроблена заміна ма-
теріалів і покрить ряду деталей. Кільцева КЗ має 18 форсунок і два пус-
кові блоки.
З огляду на високий рівень температури газу перед ТВТ, ГТД
ЬМІбОО виконаний з розвинутою системою охолодження турбін. Для
охолодження ТНТ і турбіни гвинта використовується повітря, що від-
бирається з четвертого та сьомого ступенів КВТ. Повітря, яке відбира-
ється за КВТ і надходить через КЗ, охолоджує соплові й робочі лопатки
і диск одноступінчастої ТВТ. Параметри ГТД ЬМ 1600 на різних наван-
таженнях при температурі атмосферного повітря 15 °С наведені в
табл. 1.1 [1].
Таблиця 1.1. Основні характеристики ГТД ЬМІбОО
Параметр Режим роботи ГТД
номінальний частковий
Потужність, МВт 13,95 10,93 9,54
Питома витрата палива, кг/(кВт-год) 0,231 0,245 0,253
Розрахункова температура газів перед ТВТ, К 1516 1436 1400
Температура відхідних газів, К 1036 980 952
46
Необхідно відзначити, що провідними турбобудівними фірмами
розвинутих країн створена велика кількість інших суднових і корабель-
них ГТД, які не ввійшли в цей огляд. Для більш докладного їх вивчення
можна рекомендувати джерела [1,5].
Контрольні завдання і запитання
1. Назвіть історичні передумови появи газотурбінного двигуна в корабель-
ній енергетиці.
2. Сформулюйте основні переваги ГТД у порівнянні з іншими типами тепло-
вих двигунів при його використанні на кораблі.
3. Яким чином класифікуються авіаційні ГТД?
4. Поясніть особливості робочого процесу і конструктивної схеми авіацій-
ного ТРД.
5. Проаналізуйте особливості робочого процесу та конструктивної схеми
авіаційного ДТРД.
6. Які особливостіробочого процесу і конструктивної схеми авіаційного тур-
богвинтового двигуна?
7. Опишіть конструктивну схему корабельного ГТА і його основні елементи.
8. Які особливості конструктивна схеми енергетичного ГТА?
9. Обгрунтуйте застосування ГТДрізних типів для суднового призначення
в залежності від швидкості руху судна.
10. Дайте характеристику теплової схеми і робочого процесу ГТУ
П.Д. Кузьмінського.
11. Поясніть принцип роботи ГТА, який працює за циклом зі згорянням при
постійному тиску.
12. Поясніть принцип роботи ГТА, який працює за циклом зі згорянням при
постійному об'ємі.
13. Якими роботами відомий професор Харківського політехнічного інсти-
туту В.М. Маковський і який його внесок у розвиток вітчизняного газотурбо-
будування?
14. Проаналізуйте роботи зі створення корабельних і суднових ГТД, прове-
дені за кордоном у 40-50-х роках XX ст.
15. Які параметри і конструктивні особливості мали вітчизняні корабельні
ГТА першого покоління?
16. Дайте характеристику вітчизняним корабельним і судновим ГТА дру-
гого покоління.
17. Назвіть основні відмінні риси вітчизняних корабельних ГТА третього і
четвертого поколінь.
18. Зіставте параметри і конструктивні особливості двигуна ЕМ2500 фір-
ми "Дженерал Електрик"та вітчизняних корабельних ГТА третього покоління.
47
Розділ 2, ТЕОРІЯ І РОЗРАХУНОК СУДНОВОГО
ГАЗОТУРБІННОГО АГРЕГАТУ ПРОСТОЇ СХЕМИ
2.1. Судновий ГТА з ГТД простої схеми та його термодинамічний цикл
Найбільшого поширення у всіх сферах техніки набув ГТА простої
схеми, до складу якого входять ГТД, створений за простим циклом, і
редуктор, якщо мова йде про суднову енергетичну установку (рис. 2.1).
Рис. 2.1. Судновий ГТА
простої схеми:
1 - компресор; 2 - КЗ; 3 -тур-
біна приводу компресора; 4 -
турбіна гвинта; 5 - редук-
тор; б - гребний гвинт
ГТД у складі подібного ГТА працює звичайно за термодинамічним
циклом з підведенням тепла при постійному тиску (цикл Брайтона).
Такий теоретичний цикл складається з двох ізоентроп і двох ізобар, як
Цикл побудований у координатахтемпература-ентропія. Нарис. 2.2
проведені ізобари: Р30в - атмосферний (зовнішній) тиск; Р} - тиск пові-
тря перед компресором; Р2 - тиск повітря на виході з компресора; Р3-
тиск газу перед турбіною; Р4 - тиск газу на виході з турбіни. Компресор
ГТД забирає повітря з атмосфери з параметрами Р30в і Т30в та здійснює
процес підвищення тиску від Т| до Р2, Т2 у теоретичному ізоен-
тропійному процесі і до Р2, Т2 у дійсному політропічному процесі.
48
Таким чином, (730В-7) - процес підведення повітря на вході в ком-
пресор ГТД, що супроводжується втратами повного тиску у вхідному
пристрої ГТА. Реальний процес підвищення тиску (7-2) проходить з
утратами енергії в ступенях компресора, а тому ентропія системи зро-
стає (див. рис. 2.2). Після компресора повітря надходить у КЗ, куди
також подається і паливо. Підведення тепла до повітря в процесі го-
ріння палива відбувається при практично постійному тиску (лінія
2-3). Параметри кінця процесу теплопідведення в КЗ (Р3 і Т) характе-
ризують стан робочого тіла перед турбінами ГТД. Унаслідок утрат
повного тиску в КЗ тиск перед турбіною Р3 на 3...5 % менший, ніж на
вході в КЗ. Далі відбувається послідовний процес розширення робо-
чого тіла в турбіні приводу компресора, а потім у турбіні приводу гвин-
та до кінцевого тиску Р4. Теоретичний процес розширення газу
(3-4) є ізоентропійним процесом, а дійсний (3-4) - політропічним. Па-
раметри кінця процесу розширення газу (Р4 і Т4) характеризують стан
робочого тіла за ГТД. Уся потужність турбіни приводу компресора
витрачається на компресор ГТД, а потужність, яка виробляється ТГ,
іменується корисною потужністю і через редуктор передається греб-
ному гвинту. Лінія (4-730В) - умовний процес замикання термодинаміч-
ного циклу ГТА в атмосфері.
Найважливішими показниками, що характеризують ефективність
схеми і термодинамічного циклу ГТА, є його ККД та питома потужність.
Ефективний ККД являє собою відношення корисної енергії, що зніма-
ється з вихідного фланця редуктора ГТД, до повних витрат енергії пали-
ва в КЗ. Під питомою потужністю (питомою роботою) ГТА слід розумі-
ти відношення його ефективної потужності до секундної витрати повіт-
ря через компресор ГТД, при двокомпресорній схемі ГТД - це компре-
сор низького тиску (КНТ). Таким чином, 14е =14е КЗкну Розмірність
цієї величини - кВт/(кг/с) або кДж/кг. Відзначимо, що сучасні ГТА прос-
тої схеми при максимальній температурі в циклі Т3 = 1100... 1500 К ма-
ють ККД 30...37 % і величину питомої потужності 140.. .280 кВт/(кг/с).
2.2. Основні положення математичного моделювання і
термодинамічного розрахунку циклу ГТА простої схеми
Сучасні ГТД мають, як правило, двокаскадний компресор, який
складається з компресора низького тиску (КНТ) та компресора висо-
кого тиску (КВТ), включених послідовно. Ці компресори приводяться
в обертання кожен своєю турбіною: КНТ - турбіною низького тиску
(ТНТ), КВТ - турбіною високого тиску (ТВТ), а вільна ТГ, як уже вка-
зувалося, виробляє корисну потужність.
Вихідними параметрами при розрахунку циклу ГТА є параметри
49
зовнішнього повітря - Рзов і Тжв. Підведення повітря до ГТД на судні
здійснюється через повітрозабірну шахту, обладнану на вході фільтру-
ючим пристроєм для очищення повітря, яке засмоктується компресо-
ром, від краплинної вологи, що містить морську сіль, а також від твер-
дих часточок пилу, кіптю та інших домішок. Ці фільтруючі пристрої і
вся повітрозабірна шахта створюють значний опір руху повітря на вхо-
ді ГТД, а тому повний тиск повітря на вході в КНТ Р} виявляється
меншим від величини атмосферного тиску.
Кількісною характеристикою втрат повного тиску в елементах га-
зоповітряного тракту ГТД є коефіцієнт відновлення повного тиску
(КВПТ)
котрий являє собою відношення повного тиску в потоці газу на виході з
розглянутого елемента ГТА до його величини на вході в цей елемент.
Зокрема, для вхідного пристрою ГТА запишемо
причому тут і скрізь надалі будемо опускати для повних параметрів
потоку газу при записуванні формул, тому що в теплових розрахунках
термодинамічних циклів і теплових схем ГТА використовуються ви-
ключно параметри загальмованого потоку. У розрахунках звичайно бе-
руть величину Увх = 0,98...0,99.
Аналогічно будемо в подальшому враховувати втрати повного
тиску й в інших елементах газоповітряного тракту ГТА.
Політропічний процес підвищення тиску повітря в компресорі ГТД
моделюється з використанням формул ізоентропійного процесу. Якщо
Р1 - початковий повний тиск робочого тіла, а Р2 - кінцевий повний
тиск, то величина теоретичного підігріву повітря в компресорі визна-
чається співвідношенням
АТ’к, =Т.
ґ кв-1 А
к/п -1
(2-1)
де як = Р21Р\ - міра підвищення тиску повітря в компресорі; кп - показ-
ник ізоентропи процесу підвищення тиску для повітря.
50
Теоретична температура повітря на виході з компресора
Тг =1\ +дгк.
Компресор ГТД звичайно осьового типу, багатоступінчастий. При
лк = 3...5 він складається з шести-десяти послідовно включених осьо-
вих ступенів. Дійсний підігрів повітря в подібному компресорі можна
визначити, користуючись поняттям адіабатичного ККД елементарно-
го компресорного ступеня [28], у такий спосіб:
ДГК =7] Л*п14 -1
(2.2)
де Т]а - адіабатичний ККД елементарного ступеня компресора.
Ступінь досконалості осьового компресора ГТД оцінюється з ви-
користанням поняття його адіабатичного ККД, який являє собою від-
ношення величини теоретичного підігріву повітря в компресорі до дій-
сного підігріву:
Підставивши в (2.3) формули (2.1) і (2.2), одержимо
*п~>
(2.4)
Часто в розрахунках процесів у ГТД величиною адіабатичного ККД
компресора необхідно задаватися. У цьому випадку для визначення ве-
личини дійсного підігріву повітря в компресорі зручно користуватися
формулою
' А
як*“ -1
ДГК =
Пк
одержуваною підстановкою виразу (2.4) у (2.2).
51
Температура повітря на виході з компресора в дійсному процесі
визначається за формулою
Т2=Т\ +ДТК.
Укажемо, що величина показника ізоентропи для повітря кп в за-
писаних вище формулах обчислюється за середньою масовою ізобар-
ною теплоємністю теоретичного процесу підвищення тиску, визначе-
ною способами, які викладені в підрозд. 2.3. У цьому випадку
С \Тг'
к _ СРп ІТ1
П
С 71 -
Рп '/і
,Т, . _ . .
де срп |г 1 - середня масова ізобарна теплоємність повітря, яка визна-
чається в інтервалі температур процесу Т\...Т2, Кп - газова стала по-
вітря.
Тиск повітря за компресором ГТД
Р2 — Р\ як.
Якщо компресор ГТД двокаскадний, то величину втрати повного
тиску в перехіднику між компресорами низького і високого тиску оці-
нюють з використанням коефіцієнта відновлення повного тиску \\, зна-
чення якого в розрахунках береться в інтервалі 0,995... 1,000.
Параметри повітря на виході з компресора Т2 ЇР2 є одночасно роз-
рахунковими параметрами на вході в КЗ. Температурою газу на виході
з КЗ Т3 завжди задаються. Для процесу теплопідведення 2-3 (див.
рис. 2.2) оцінюється величина кількості тепла, яке необхідно підвести в
КЗ до 1 кг повітря за 1 секунду:
1+4- кг Йз (Гз -2»3)-сРп |§3 (Т2 -293)
а^о
Лкз
де срп І293 - середня масова ізобарна теплоємність повітря в інтервалі
температур 293...Т2, К; с - середня масова ізобарна теплоємність
продуктів згоряння палива при коефіцієнті надлишку повітря а в ін-
52
тервалі температур 293... Ту К; т| ю - коефіцієнт повноти згоряння пали-
ва в КЗ, що в розрахунках береться рівним 0,980...0,995.
Наведені в (2.5) значення інтервалів температур визначаються при-
йнятою методикою знаходження величини нижчої наявної теплотвор-
ної здатності вуглеводневого палива Ни, оскільки кінцева температу-
ра процесу калориметрування при її знаходженні береться рівною 293 К.
Величина відносної витрати палива, подаваного в КЗ,
£ =—
6 пал гт •
Коефіцієнт надлишку повітря в КЗ
а=—-—, (2.6)
^пал-^О
де £0 - стехіометрична кількість повітря, тобто кількість повітря, тео-
ретично необхідного для повного спалювання 1 кг даного палива відо-
мого складу.
Фізичне значення параметра а, яке випливає зі структури формули
(2.6), - це відношення витрати повітря через КЗ ГТД до теоретично не-
обхідного для повного спалювання введеного в КЗ палива.
Утрати повного тиску газу в КЗ враховуються коефіцієнтом віднов-
лення повного тиску КЗ укз. Його величина залежить від конструктив-
ного виконання КЗ ГТД і в розрахунках береться: для протитокових
КЗ - 0,94...0,96; для прямотокових - 0,96...0,97.
Отже, тиск газу на виході з КЗ
Р3 =Р2укз-
Політропічний процес розширення продуктів згоряння з початко-
вими параметрами Р3 і Т3 відбувається послідовно в компресорних
турбінах, а потім у ТГ. Моделювання цього дійсного процесу також
можливе з використанням формул політропічного процесу розширен-
ня. Якщо позначити величину тиску газу за турбіною Р4, то можна вве-
сти поняття міри зниження тиску турбіни
Величина теоретичного температурного перепаду на турбіну може
бути отримана з рівняння ізоентропійного процесу
53
дтТі =т3
(2.7)
де кг - показник ізоентропи для продуктів згоряння.
Температура газу за турбіною в теоретичному процесі розширення
г4і=г3-дтТг.
Вираз для дійсного температурного перепаду на турбіну можна за-
писати, використовуючи поняття адіабатичного ККД елементарного
ступеня турбіни [27]:
ДТт=Т3
(Лг 1Хіат
(2.8)
де Т]Л - адіабатичний ККД елементарного ступеня турбіни. У розрахун-
ках береться 0,88...0,92.
Температура газу за турбіною в дійсному процесі розширення
Т4=Т3-ДТт.
Показник ізоентропи процесу розширення кг у формулах (2.7) і (2.8)
розраховується за середньою масовою ізобарною теплоємністю продук-
тів згоряння. Таким чином,
Величина середньої масової ізобарної теплоємності с_ у фор-
Гг /4( ' * -
мулі (2.9) обчислюється для значення коефіцієнта надлишку повітря в
КЗ, підрахованого за формулою (2.6).
З теорії турбін відомо, що адіабатичний ККД турбіни можна запи-
сати у вигляді
(2.10)
54
Якщо в (2.10) підставити формули (2.7) і (2.8), то одержимо вираз
для знаходження адіабатичного ККД багатоступінчастої турбіни через
параметри процесу розширення
(Лг 1 )Пат
(2-Й)
У деяких випадках для визначення величини дійсного температур-
ного перепаду на турбіну зручно користуватися формулою
(2.12)
одержуваною підстановкою виразу (2.7) у (2.10).
При відомих значеннях г|т, ДТт, знайдених з виразів (2.11) та (2.12), а
також Р3 і лт тиск за турбіною визначається за формулою
> - 3
4"кт
Утрати повного тиску в проточних частинах опорних вінців турбін
ураховуються відповідним коефіцієнтом відновлення повного тиску Ут,
значення якого в розрахунках можна взяти 0,990...0,995 на один опор-
ний вінець.
Утрати повного тиску в газовідвідному пристрої, розташовувано-
му за турбіною гвинта ГТД, враховуються коефіцієнтом відновлення
повного тиску газовідводу Уга, значення якого в розрахунках можна
брати 0,96...0,98 в залежності від довжини газоходу і конструкції газо-
вихлопних пристроїв.
В укрупненому розрахунку циклу ГТА визначається величина загаль-
ної втрати повного тиску в газоповітряному тракті за формулою
ІЬгТА =^вх',кУКзУтУгв.
У цьому випадку можна записати вираз для одержання значення
55
загальної міри зниження тиску в турбінах ГТД
Лте -П¥ГТаЯКх,
де яКї - загальна міра підвищення тиску повітря в циклі.
При розрахунку циклу високотемпературного ГТД необхідно вра-
ховувати додаткові втрати енергії, пов'язані з функціонуванням систем
повітряного охолодження його турбін. При цьому відбори повітря до
КЗ, не пов'язані з охолодженням лопаткового апарата турбін, в укруп-
нених розрахунках циклів ГТА враховуємо коефіцієнтом 0, значення
якого можна взяти 0,97...0,99.
Окремо визначається відносна витрата повітря, яке відбирається за
компресором ГТД для охолодження лопаткових апаратів його турбін,
що стає необхідним при розрахунку циклів з Т3 > 1080... 1120 К.
Найбільш розробленим у даний час є внутрішнє конвективне по-
вітряне охолодження соплових і робочих лопаток, яке дозволяє зни-
жувати температуру металу лопатки на 250...350 град відносно темпе-
ратури гальмування потоку газу в розрахунковому перерізі перед ло-
паткою.
Вираз для визначення відносної витрати повітря, яке відбирається
за компресором ГТД для охолодження всіх лопаткових вінців турбін,
на підставі моделі, запропонованої В.І. Локаєм [13], можна записати у
вигляді
2 = = В Гд.
6 ох иіЧ&еі1і -
аКНТ 2 уд-їох
(2.13)
ох ;
де (70Х - сумарна витрата охолодного повітря, яке відбирається за ком-
пресором ГТД; (7КНГ - витрата повітря через КНТ ГТД; а - коефіцієнт
перерахування параметра %е на натурні умови (береться 1,6... 1,7, якщо
(Т3-Тд)<100 град, в інших випадках рекомендується а = 1,3... 1,4);
- коефіцієнт витрати для охолоджуваної турбіни; к, - коефіцієнт,
що враховує охолодження через торцеві поверхні лопаткових вінців (бе-
реться 1,05...1,10); Гд - допустима з умов міцності температура металу
турбінних лопаток, яка дорівнює 1080...1100 К у залежності від марки
сплаву і призначеного ресурсу лопаток; Гох - температура охолодного
повітря.
Параметр %е у формулі (2.13) - еталонне значення коефіцієнта ви-
трати охолодного повітря, що вказує, скільки потрібно повітря в част-
ках витрати газу через лопатковий вінець, щоб знизити в даних умовах
температуру поверхні лопаток на один градус при температурному напо-
56
рі з боку охолоджувача Також в один градус. У розрахунках циклу ГТА
його значення можна брати 0,020...0,025 [ІЗ].
Число охолоджувайих лопаткових вінців для розрахунків за фор-
мулою (2.13)
лох=ціле
(2-14)
ДГ
де ---- - відносний температурний перепад на ступінь охолоджува-
к т >т
ної турбіни (береться 0,12...0,16).
Формули (2.13) і (2.14) можуть використовуватися також при роз-
рахунку більш ефективних внутрішніх конвективно-плівкових систем
охолодження лопаток турбін. У цьому випадку варто брати менші зна-
чення параметра %е = 0,018...0,022.
При розрахунку циклу високотемпературного ГТД необхідно вра-
ховувати корисну роботу, яку виконує охолодне повітря після скидан-
ня в проточну частину ГТД. Припустимо, що ця робота здійснюється
тільки в неохолоджуваних вінцях турбін. Тоді спочатку визначимо міру
зниження тиску в охолоджуваній частині турбін ГТД:
' Т3 ЇЛг-Оп,
а потім міру зниження тиску в неохолоджуваній частині турбін:
Температура початку процесу розширення охолодного повітря піс-
ля його скидання в проточну частину ГТД, за даними [9],
— Т х + Аок (Т „ — Т х ),
(2.15)
де Лох = 0,4...0,6.
Температура Тох у формулах (2.13) і (2.15) береться рівною темпе-
ратурі в місці відбору по компресорному тракту або, якщо передбачене
його охолодження, розрахунковій температурі охолодженого повітря.
Дійсний температурний перепад для охолодного повітря в неохо-
57
лоджуваній частині турбін ГТД у припущенні, що його процес розши-
рення проходить незалежно від процесу розширення газу,
Д7ох.п Лох.п
(^п »)паох
^т.неох
де - адіабатичний ККД умовного процесу розширення охолодно-
го повітря в неохолоджуваній частині ГТД, його оцінне значення -
0,5...0,6.
Внутрішній ККД циклу ГТА являє собою відношення корисної енер-
гії, отриманої в циклі, до витраченої енергії, яка виділилася при згорян-
ні палива в КЗ ГТД:
Якор
П/=—-
(2-16)
<?КЗ
Корисна енергія дкор становить різницю між повним теплоперепадом
турбін ГТД та енергією, витраченою на привід компресора. З урахуван-
ням усіх відборів повітря по газоповітряному тракту ГТД, включаючи і
відбори на охолодження лопаткового апарата турбін, а також частково-
го повернення роботи охолодного повітря запишемо
*/кор Ят+Ясх.п Як’
(2.17)
Складові формули (2.17) визначаються в такий спосіб:
повний теплоперепад турбін ГТД
^т~Р + Ос£0 Р І7?
(2.18)
де Р - коефіцієнт витрати КЗ ГТД, який визначається без урахування
відборів повітря на охолодження лопаткових апаратів турбінних він-
ців, береться в розрахунках 0,97...0,99;
повернення роботи охолодного повітря в турбінах
ЯоХ.П Яохсрп і/”" А-^ОХЛІ’
4ох.П
енергія, витрачена на привід компресора ГТД,
Як ~СРП ІТ|*
(2-19)
(2.20)
58
Таким чином, з урахуванням виразів (2.18)-(2.20) після підстановки
в (2.17) одержимо
^кор Р+Ос£о Р Яох)0^ Іт4°^"^^ох.п сра (2.21)
Внутрішня питома потужність ГТА
М =^коо-
*пит КОР
(2.22)
Формулу для визначення внутрішнього ККД циклу ГТД одержимо
підстановкою (2.21) у (2.16):
ійлг-+*«>^ й“
І аь0 І 4' 4ох-]
(Р-Яох)^КЗ
Д^ох.П срп
-------------------. (2.23)
Для врахування існуючих утрат механічної енергії в підшипнико-
вих вузлах турбомашин та відборів потужності на привід навішених на
ГТД агрегатів уведемо параметр Г|тт, який будемо називати механіч-
ним ККД турбін. Окремо варто враховувати втрати механічної енергії
в редукторі ГТА, для яких уведемо поняття механічного ККД редукто-
ра т]р. З урахуванням цих утрат виходить, що потужність, яка знімаєть-
ся з вихідного фланця редуктора ГТА, менша від внутрішньої потужно-
сті ГТД (2.22) на величину цих механічних утрат. Надалі цю потужність
будемо іменувати ефективною потужністю ГТА 1Уе.
У такому випадку питома потужність ГТА буде визначатися за фор-
мулою
іїе П™ Пр-
спит *пит "*т г
Уведемо також поняття ефективного ККД ГТА
де визначається за (2.23).
У проектувальних розрахунках циклів ГТА беруть Т]/пт = 0,990...
...0,995. Механічний ККД редуктора береться в залежності від величи-
ни переданої потужності (т]р = 0,96...0,98). Відзначимо, що менші зна-
чення ККД редуктора відповідають ГТА меншої потужності і навпаки.
У табл. ІД*) наведений практичний приклад виконання укрупне-
Усі таблиці, позначені цифрою та літерою "Д", наведено в додатку.
59
ного розрахунку циклу ГТА простої схеми для заданого значення міри
підвищення тиску в компресорі на 1 кг/с повітря, яке надходить у
КНТ ГТД.
2.3. Урахування теплофізичних властивостей робочих тіл
у розрахунках схем і циклів ГТА
Як відомо з термодинаміки, теплоємність і ентальпія повітря, про-
дуктів згоряння, водяної пари та їх сумішей змінюються в залежності
від наступних умов: зміни температури в процесі, зміни тиску в процесі
та співвідношення окремих компонентів у складі робочого тіла.
Як показують розрахунки, для ГТА відкритого циклу можна нехту-
вати впливом тиску на теплофізичні властивості повітря і продуктів зго-
ряння вуглеводневого палива аж до міри підвищення тиску в компресо-
рі ГТД ЛКї = 50...60.
Якщо повітря і водяна пара є газами з постійним складом, то продук-
ти згоряння палива звичайного ГТД можуть бути представлені як суміш
чистого повітря і так званих стехіометричних продуктів згоряння в різ-
них співвідношеннях. У контактних ГТА до цієї суміші додається пере-
гріта водяна пара в досить значних кількостях.
Теплофізичні властивості продуктів згоряння вуглеводневих палив
залежать також від елементарного складу використовуваного палива -
процентного вмісту в ньому вуглецю і водню. У табл. 2Д наведені порів-
няльні дані використовуваних у ГТА палив і теплофізичні властивості
продуктів їх стехіометричного згоряння в сухому повітрі [33]. Порів-
няння цих даних показує, що характеристики продуктів згоряння рід-
ких вуглеводневих палив, застосовуваних у ГТА, задовільно збігають-
ся з показниками для палива, що має елементарний склад: 85,5 % вугле-
цю і 14,5 % водню з нижчою наявною теплотворною здатністю
42915 кДж/кг. Це паливо будемо називати стандартним вуглеводневим
паливом і використовувати теплофізичні властивості його продуктів зго-
ряння (табл. ЗД) у всіх розрахунках схем та циклів ГТА, що працюють
на рідкому паливі. При розрахунках ГТА, що застосовують як паливо
природний газ, рекомендується використовувати табл. 4Д, складену за
даними [32, 33].
Кількість теплоти, яка підводиться до газу при постійному тиску,
визначається за формулою
Т2
Є={сгат=сг^(т2-тІ),
Ті
де Тр Т2 - початкова і кінцева температури процесу; ср - середня
масова ізобарна теплоємність газу в процесі.
60
У такому випадку середня масова ізобарна теплоємність газу може
обчислюватися за формулою
] 1 ^2
Св \т ='-----[сЛТ. (2.24)
” ’-Ч Т Т -Г Р у 7
72~Л
У попередніх розрахунках циклів і схем ГТА за формулою (2.24) се-
редня масова ізобарна теплоємність визначається для деякої середньої
температури процесу
~ТЇ+Г2
1 сер - □
У зручному для використання масштабі за даними табл. ЗД-5Д бу-
дуємо діаграму (рис. 2.3), з якої знімаємо шукану теплоємність для знай-
Якщо розрахунки виконуються з використанням комп'ютера, то
залежності дійсних масових ізобарних теплоємностей від температури
варто апроксимувати поліномом л-го степеня. Як показують розрахун-
ки, достатня точність досягається вже при використанні поліномів 3-го
степеня вигляду
Ср — А@ + АуГ++ А3Т3.
(2.25)
Підстановкою виразу (2.25) у (2.24) одержимо розрахункову фор-
мулу для знаходження середньої масової ізобарної теплоємності газу в
процесі
с„ =4, +А(г2 +г,)+^-(г22 +г2т; (2.26)
61
Числові значення коефіцієнтів апроксимуючих поліномів для об-
числень за формулами (2.25) і (2.26) дійсної масової ізобарної теплоєм-
ності повітря, водяної пари, стехіометричних продуктів згоряння рід-
кого палива та природного газу зведені в табл. 2.1.
Таблиця 2.1. Коефіцієнти апроксимуючих залежностей
Робоче тіло Ао я, л2 Аз
Повітря 0,944548 0,173877-103 0,281-Ю-7 -о,п-ю-‘°
Водяна пара 1,81569 0,13899-10^ 0,7087-10^ -0,2-109
Стехіометричні продукти зго- ряння стандартного палива 0,967202 0,29046-10'3 0,4472-10-’ -0,41-10-’°
Стехіометричні продукти зго- ряння природного газу 1,034707 0,22708-10’3 0,1198-10* -0,6110-’°
Теплоємність продуктів згоряння при відомому значенні коефіцієн-
та надлишку повітря можна визначити так:
\Т2_СРа ІТі 0 + А))+С/>п І?, (а ОЬр
1'7’ •
(2.27)
У виразі (2.27) сРа і ср« - середні масові ізобарні теплоємно-
сті відповідно стехіометричних продуктів згоряння і повітря, підрахо-
вані за формулою (2.24).
Газову сталу для продуктів згоряння при відомому значенні коефі-
цієнта надлишку повітря можна визначити за аналогічною формулою
Яг =
де - газова стала стехіометричних продуктів згоряння; Кп - газова
стала повітря (береться 0,28704 кДж/(кг-К)).
2.4. Тепловий проектувальний розрахунок схеми суднового ГТА
простого циклу на режимі повної потужності
На підставі викладеного в підрозд. 2.2 ефективність газотурбінного
циклу залежить від наступних параметрів: Т3, Гзов, т]к, Лт» Пугтд »
Л»», Р і £ох»величина яких визначається технічним завданням на роз-
робку ГТА або обчислюється певним чином для взятих вихідних даних.
Єдиний параметр їсКх - загальна міра підвищення тиску повітря в цик-
лі - визначається в результаті оптимізаційних розрахунків циклу.
З цією метою задаються декількома значеннями тсКї в певному ін-
62
тервалі значень лКї ...лКї і за
методикою (див. табл. ІД) ви-
конують розрахунок циклу
ГТА викладеним вище спосо-
бом з одержанням величини
його ККД. Потім за результа-
тами розрахунку будують гра-
фік залежності Т]е = ) У
вигляді, показаному на рис. 2.4.
Значення лКт), що відпові-
дає максимальному значенню
Рис. 2.4. Залежність ККД ГТА від загаль-
ної міри підвищення тиску в циклі
ККД циклу ГТД, буде оптимальним. Проектні (розрахункові) значення
л£03 беруть рівними лк або дещо менші за величиною. Зменшені зна-
ЧЄННЯ дають можливість скоротити число ступенів компресора, зро-
бити ГТА компактнішим і легшим, розширити зону безпомпажної ро-
боти його компресорного блока. Для обраного значення л£°3 <
повинне виконуватися співвідношення
5тіе =—-----^<0,5...1,0%.
^тах
Тепловий проектувальний розрахунок ГТА на режимі повної потуж-
ності проводиться з метою знаходження значень параметрів і витрат ро-
бочого тіла для його основних агрегатів: компресорів, камери згоряння
та турбін. Ці дані необхідні для виконання розрахунків масогабаритних
характеристик ГТА, а також проектувальних термогазодинамічних роз-
рахунків цих агрегатів. Також на цьому етапі уточнюються показники
економічності ГТА, його питома потужність.
Основні положення проектувального розрахунку схеми ГТА бу-
демо розглядати стосовно до випадку використання двокаскадного
ГТД, що має вільну ТГ з охолоджуваними ТВТ і ТНТ. Покажемо кон-
структивну схему суднового ГТА з основними розрахунковими пере-
різами (рис. 2.5).
У тепловому проектувальному розрахунку найбільш повно вра-
ховують зміну витрат повітря і газу по тракту ГТД. Уведемо поняття
коефіцієнта витрати робочого тіла для компресорів, турбін і камери
згоряння.
Коефіцієнт витрати для компресора ГТД являє собою відношення
витрати повітря через 1-й компресор до витрати повітря через КНТ:
63
Коефіцієнт витрати камери згоряння може бути записаний як від-
ношення витрати повітря через КЗ до витрати через КНТ:
Рис. 2.5. Конструктивна схема і розрахункові перерізи суднового ГТА
Коефіцієнти витрати турбін і газовідвідного пристрою:
Ртг=^
а
_^гв
гв
- як відношення витрати газу черезу'-ту турбіну до витрати повітря че-
рез компресор, що приводиться нею. Для ТГ витрату газу відносять до
витрати повітря через КНТ, те ж саме і для газовідводу.
Величина загальної міри підвищення тиску повітря л£°3 в циклі су-
часного ГТД, призначувана при проектуванні, виявляється досить знач-
ною (л£°3 = І 6...25), що потрібно для забезпечення високої економічно-
сті створюваного ГТА. Це значення лК£ досягається звичайно двома
включеними послідовно осьовими компресорами, кожний з яких має
лк = 4...5. У цьому випадку вдається забезпечити безпомпажну роботу
компресорного блока ГТД на всіх проміжних експлуатаційних режимах,
не вдаючись до таких спеціальних заходів, як установлення поворотних
напрямних апаратів на перших ступенях, що значно ускладнює кон-
струкцію компресора і схему регулювання ГТД. При великих значеннях
яКх доводиться ускладнювати схему регулювання проточної частини
введенням поворотних напрямних апаратів на перших ступенях ком-
пресора або проектувати трикаскадний компресорний блок.
При двокаскадному компресорному блоці міри підвищення тиску в
КНТ і КВТ призначаються так, щоб яК) > лКг При цьому, як правило,
виконується співвідношення 7СК1 /лК2 = 1,00... 1,15.
64
Зобразимо в координатах Т-8 цикл розглянутого двокаскадного
ГТД з вільною ТГ (рис. 2.6). Процеси зображені з урахуванням усіх ос-
новних утрат повного тиску по газоповітряному тракту і позначенням
розрахункових перерізів. Індекси зазначених розрахункових точок від-
повідають розрахунковим перерізам по газоповітряному тракту ГТД
(див. рис. 2.5). У подвійному індексі перша цифра відповідає характер-
ній точці термодинамічного циклу: 1 - вхід у компресор; 2 - вихід з ком-
пресора; З - вхід у турбіну; 4 - вихід з турбіни. Друга цифра індексу -
номер компресора або турбіни, відлічуваний за ходом робочого тіла.
Рис. 2.6. Цикл двокаскад-
ного ГТД з вільною ТГ
Розрахунок починається з першого, за ходом повітря, компресора і
ведеться послідовно до виходу з КВТ.
З урахуванням викладеного раніше вибираємо міру підвищення ти-
ску повітря в КВТ лК2. Зокрема, якщо міри підвищення тиску повітря в
КНТ і КВТ беруться рівними, то
Обчислюємо міру підвищення тиску повітря в КНТ:
Далі для кожного і-го компресора визначаємо величину його адіа-
батичного ККД:
(2.28)
65
де т]а - адіабатичний ККД елементарного ступеня і-го компресора;
кп. - показник ізоентропи процесу стиснення повітря в компресорі, у
першому наближенні можна брати для КНТ кП( = 1,4, а для
КВТ-1,38.
Величина дійсного підігріву повітря в компресорі
% -1
к___________і
Ти
ЬТК> =—
Температура повітря за компресором
Т2.і=Ти+ЛТКі.
Середня температура процесу підвищення тиску повітря в компре-
сорі для обчислення теплофізичних властивостей повітря
т =Т і ^Т^К,
1 сер.к,- 2
Середня масова ізобарна теплоємність повітря для процесу в комп-
ресорі
С/»п, = ЛГсер.к;)
обчислюється за відповідними формулами або знаходиться в табл. 5Д чи
за с -Т-діаграмою (див. рис. 2.3).
Показник ізоентропи для процесу в компресорі
Ч (2-29)
СРпі Кп
де = 0,28704 кДж/(кг-К) - газова стала для повітря.
Якщо в процесі розрахунку виявиться, що значення кП(, знайдене
за формулою (2.29), відрізняється від його значення, взятого в першому
наближенні, більш ніж на 0,25 %, то варто зробити друге наближення,
повторивши розрахунок, починаючи з формули (2.28), використовую-
чи нове уточнене значення кп..
З цією метою оцінюється величина похибки визначення кп.
66
к, ~кп-1
§ =1_2і----!М. юо <0,25%,
к
де к'п} - значення кП(, яке взяте в першому наближенні.
Тиск повітря на вході КНТ
р, =Р V
де Рзов = 0,1013 МПа, якщо не задане інше значення.
Тиск повітря на виході з і-го компресора
Тиск повітря на вході в КВТ
?1.2 =Л.1Ук-
Починаючи розрахунок параметрів камери згоряння ГТД, попе-
редньо варто знайти значення середніх масових ізобарних теплоємно-
стей повітря для процесу в КЗ
<*, Йз=/(гсч,); |§3=/(гсер),
а також середню масову ізобарну теплоємність чистих продуктів зго-
ряння взятого в розрахунках палива
Срт І293 = /(^сер,а = 0
за вказаними формулами (таблицями) або діаграмами від повідно до вка-
зівок підрозд. 2.3.
Знаходимо величину відносної витрати палива в КЗ, що являє
собою відношення витрати палива до витрати повітря, яке надходить
уКЗ:
с, б3 -293)-сР|| І»з (г2 ~293>
^«ЛкЗ “І293 (^о+0—І293 —293)
Коефіцієнт надлишку повітря в КЗ
1
а=-------.
^пал^О
67
Тиск газу на виході з КЗ
А _Лукз-
Наступним етапом розрахунку є оцінка величин коефіцієнтів витрати
повітря і газу по тракту ГТД.
Коефіцієнт витрати повітря для КВТ у залежності від узятої схеми
відбору охолодного повітря аК2 =0,98... 1,00, причому значення 0,98 бе-
реться при наявності відбору повітря на підпір розвантажувальної по-
рожнини неблокованої ТГ.
Оцінюємо число рядів охолоджуваних лопаток ТВТ за співвідно-
шенням, використаним раніше в підрозд. 2.2:
«оХ1 =Ц»ле
Якщо з виразу (2.30) одержимо лОХ) > 4, то варто брати лОХі = 4 для
двоступінчастої ТВТ або лОХ) = 2 для одноступінчастої турбіни. З кількі-
стю ступенів ТВТ слід визначитися до цього пункту розрахунку.
Відносна витрата охолодного повітря, яке відбирається за КВТ на
охолодження лопаток ТВТ, аналогічно підрозд. 2.2
.0,25
2 Т -Т
* д 2 ох
(231)
У формулі (2.31) РТ) беремо в першому наближенні рівним 0,96, а
Тох = Тг, якщо не передбачене кондиціонування охолодного повітря в
повітроохолоджувачі.
Аналогічно оцінюємо число рядів охолоджуваних лопаток ТНТ за
співвідношенням
Якщо одержимо лОХ2 > 4, то варто брати лОХ2 = 4 для двоступінча-
стої ТНТ або лОХ2 = 2 для одноступінчастої турбіни.
Відносна витрата охолодного повітря, яке відбирається за КВТ на
68
охолодження лопаток ТНТ,
ЯоХ2
= «МеРт2
(2.33)
де рТ2 - коефіцієнт витрати ТНТ, який беремо в першому наближенні
рівним 0,98.
У формулах (2.32) і (2.33) температуру газу перед ТНТ у першому
наближенні можна оцінити за формулою
Т3.2«Т3-0,9АТК2.
Надалі значення цього параметра можна буде уточнити.
Коефіцієнти витрати: і
повітря для КЗ , ?
X
<*КЗ = ак2 - ЯоХ1 - &>х2 - (0,0 і ...0,02}, ;
газу для ТВТ
0
газу для ТНТ
Ртг =Рт,«кг +«», +(0,002...0,008);
газу для ТГ
Р,, =Рт2 +8охг +(0,002...0,006);
газу для газовідводу
Зга =Рт3 +(0,002...0,012). (2.34)
У формулі (2.34) варто брати більші значення відносних витрат по-
вітря, яке повертається, при наявності в ТГ розвантажувальної порож-
нини.
Далі слід переходити до визначення параметрів компресорних тур-
бін.
Середня температура процесу розширення газу в у-й компресорній
турбіні, яка приводить в обертання і.у-й компресор, для визначення те-
плофізичних властивостей газу
АТК..
Тсерл.=Т^-0,9-^~. (2.35)
69
У формулі (2.35) Т]т. - адіабатичний ККДу-ї компресорної турбіни
за повними параметрами, який береться рівним 0,90...0,91 для неохоло-
джуваної турбіни і 0,86...0,89 для охолоджуваної одноступінчастої.
Середня масова ізобарна теплоємність газу для процесу розширен-
ня в цій турбіні
СР^ = •
Показник ізоентропи для процесу розширення в у-й компресорній
турбіні
к
Для знаходження дійсного температурного перепаду на у-ту комп-
ресорну турбіну необхідно визначити величину коефіцієнта балансу
потужності 7-го турбокомпресорного блока.
Покажемо це на прикладі турбокомпресорного блока високого ти-
ску (ТКВТ), вивівши формулу його коефіцієнта балансу потужності.
Запишемо рівняння балансу потужності ТКВТ у вигляді
Л^К2=^Т1, (2.36)
де Лгк? - потужність, затрачувана на привід КВТ; - потужність, що
розвивається ТВТ.
Розгорнувши ліву і праву частини формули (2.36), одержимо
2 СРп2 А ^«2 = ^Т1 СРг! Л»»! >
де тц = 0,990...0,995 - механічний ККД ТКВТ.
Виконавши необхідні перетворення, одержимо
Оскільки (7Т1 /0К2 =РТ1, то остаточно можна записати
АГТ, . (2.37)
Виразимо коефіцієнт балансу потужності ТКВТ із формули (2.37) у
70
вигляді
=в С’°\ (2.38)
Рті СРт,
Знаючи величину коефіцієнта балансу потужності у-го турбокомп-
ресорного блока (2.38), можна обчислити температурний перепад уу-й
компресорній турбіні за формулою
ДГТ. =С,ДГК.
7 К»У
Температура газу зау-ю компресорною турбіною з урахуванням під-
мішування охолодного повітря, скинутого в її проточну частину з охо-
лоджуваних лопаткових вінців, може бути отримана з рівняння змішу-
вання, записаного для її вихідного перерізу,
^к,- Рт,
47 ак Рт +^ох
у *у '-’Лу
СРт
І ? (ак, у-Рту+£оху )
де сРп |Г4 7 , срг |Г4 у - дійсні масові ізобарні теплоємності повітря і про-
дуктів згоряння, визначені для температури
^4.у ~^3у •
Міра зниження тиску у-ї компресорної турбіни визначиться за фор-
мулою
Тиск газу перед у-ю компресорною турбіною
Л.у А.у-4утуч ’
ДЄ Ут _] ~ коефіцієнт відновлення повного тиску опорного вінця
(/-1)-ї турбіни, який дорівнює 0,995... 1,00.
Тиск газу за у-ю компресорною турбіною
>
4./ “
Лт,
71
Параметри газу для неблокованої ТГ
Тиск газу перед ТГ
А.з ~ А.2Ут2 ’
де Ут? - коефіцієнт відновлення повного тиску для опорного вінця ТНТ,
який дорівнює 0,990.. .0,995.
Тиск газу за ТГ
Міра зниження тиску в ТГ
Середня температура процесу розширення газу в ТГ, оцінювана в
першому наближенні,
де Т3 3 = Т4 2 - температура газу перед ТГ.
Середня масова ізобарна теплоємність газу для процесу розширен-
ня в ТГ
У( Аер.Тз’ •
(2.40)
Показник ізоентропи процесу розширення газу в ТГ
Температурний перепад у ТГ
ДГТз -Т33
де т)Тз - адіабатичний ККД ТГ за повними параметрами, який береться
рівним 0,90...0,925.
Температура газу за ТГ
г4=г33-дгТз.
72
Далі варто виконати перевірку значення середньої температури про-
цесу розширення газу в ТГ
ДГТз
Т^,=Т33--р-. (2.41)
2Лт3
Якщо результат, отриманий за формулою (2.41), відрізняється від
значення середньої температури, розрахованої раніше за формулою
(2.39), більше ніж на 10 град, то необхідно повернутися до формули (2.40)
і повторити розрахунок з новим значенням Тз.
Питома потужність ГТД, приведена до умов на вході,
^ПИТгтд =сргз Рт3 Л т3 Увх •
Далі необхідно визначити масові витрати робочих тіл через агрега-
ти ГТД.
Приведена до умов на вході в ГТД витрата повітря через КНТ
С =-------—-----•
К1пр дг у]
1 ’ПИТруд чр
Витрата повітря:
через КНТ
Скі =(7кіпРУвх;
через КВТ
с'кз = ^к, ак2;
через КЗ
^Пкз =6КіаКз-
Годинна витрата палива на двигун
6^ =/?ПЯпО:п -3600 кг/год.
палгод б пал пкз "
Витрата повітря, яке відбирається за КВТ на охолодження лопатко-
вого апарата у-ї турбіни,
~ &ОХу •
Витрата газу:
через у’-ту компресорну турбіну
73
через ТГ
^т3 &Кі РТз;
через газовідвідний пристрій
Срв — Ск Рга.
Питома витрата палива на ГТА
С. =^7^ кг/(кВтгод).
е Ме
Ефективний ККД ГТА
У табл. 6Д наведений практичний приклад детального теплового
розрахунку схеми ГТА простого циклу на режимі повної потужності. У
розглянутому прикладі ГТД - двокаскадний з вільною ТГ.
2.5. Параметричні дослідження циклу ГТА простої схеми
При виборі та обґрунтуванні параметрів циклу і теплової схеми ГТА
проектант повинен досить чітко уявляти ступінь впливу тих чи інших
параметрів на кінцеві показники ефективності циклу та схеми ГТА.
Нагадаємо, що основними показниками ефективності циклу і схеми
ГТА є його ефективний ККД, питома потужність та оптимальне зна-
чення міри підвищення тиску повітря в компресорі ГТД.
Дослідження показують, що на перераховані вище показники ефек-
тивності найбільш сильно впливають термодинамічні параметри цик-
лу: температура газу перед турбінами ГТД Т3, розрахункова темпера-
тура зовнішнього повітря Т30в та загальна міра під вищення тиску в ком-
пресорі ГТД лКї.
Значно впливають також фактори, які визначають характер перебі-
гу реальних термодинамічних процесів у ГТД. Найважливіші з них на-
ступні:
1. Адіабатичні ККД компресорів і турбін, які можуть бути виражені
через адіабатичні ККД їх елементарних ступенів, - параметри, що ви-
значають досконалість проточних частин цих турбомашин.
2. Утрати повного тиску по газоповітряному тракту ГТА, які вра-
ховуються загальним ступенем відновлення повного тиску по газопові-
тряному тракту ГТА Пугга •
74
3. Механічні втрати в турбінах ГТД, які враховуються параметром
т)да, а в редукторі - параметром т)р.
4. Коефіцієнт повноти згоряння палива в КЗ, який враховується па-
раметром Т)кз.
5. Утрати, пов'язані з функціонуванням систем охолодження висо-
котемпературних ГТД, величина яких визначається допустимою з умов
міцності температурою металу турбінних лопаток Тд та коефіцієнтом
витрати охолодного повітря %е.
Раніше був отриманий вираз для визначення ККД циклу ГТА про-
стої схеми
^=я/а+9°\ <2-42>
(З- Яох)7кЗ
а також питомої потужності
^епит (^Т+#ОХ ^к)Ллі"Пр"
(2.43)
Виконаємо необхідні підстановки і перетворення. Так, наявна енер-
гія, вироблювана турбінами ГТД,
І+-4-Ь-«о,к. Т,
о£0 /
/ \*~>
Повернення енергії, витраченої на стиск охолодного повітря, до
циклу
^ОХ ^ОХ^рохп^^ОХП-
Витрати енергії на привід компресора ГТД
СрПк Т30в
Питоме теплопідведення в КЗ ГТД з огляду на те, що
І
,/пП^ 1
-1
2 ~ 1 зов ' 1 зов
&П-1
_ Т — ^пТ,дк
1 зовкКї
75
запишеться у вигляді
|+7^~к 6з(Г3-293)-сЛ ЙзГ»,^ +С,л Йз-293
___. (2.44)
Лкз
Підставимо вирази для параметрів ^т, </ох і дк у (2.43):
< &П-1
^пЛак ।
К“1
+ £охсрохп АТох.п срПк Т’зов
(2.45)
Підстановкою (2.44) і (2.45) у вираз (2.42) одержимо остаточний ви-
гляд формули для аналізу впливу основних параметрів циклу на його
ефективний ККД:
Рпк л з°в
я
Кї
+ й'охсрсхп^^ох.п
(Тз-293)-^
^п-1
1^2 Т —.^пЛок
1293 * зовЯКї
>„ &> 293І. (2^в)
Розглянемо вплив загальної міри підвищення тиску в циклі ГТА на його
оптимальні параметри і показники. З аналізу формул (2.45) та (2.46) ви-
пливає, що зі зміною міри підвищення тиску повітря в циклі, за інших
рівних умов, ефективний ККД і питома потужність ГТА змінюються за
складними законами.
76
Криві залежностей т)е =/(ккї ) та ЛГе = /(яКх ) мають параболіч-
ний характер, починаються від нуля при /(яКї ) «1, зростають, досяга-
ють максимуму, а потім знову падають до нуля (рис. 2.7).
Рис. 2.7. Залежності ККД і
питомої потужності циклу
ГТА від загальної міри під-
вищення тиску
При фіксованих значеннях параметрів Т3, Т30В, т)й та Т)йт існують
певні значення яКї, при яких ККД і питома потужність досягають мак-
симальних величин. Позначимо ці величини тск і яКдг. Звичайно
тсКлг« лк . Найбільше значення має параметр лк , що в теорії реаль-
них циклів розглядається як один з визначальних параметрів. Дійсно,
від його абсолютного значення залежить технічна можливість здійснення
того або іншого циклу в реальній конструкції. Відзначимо, що при ін-
ших рівних показниках перевага повинна бути віддана циклу, який має
меншу величину лк , оскільки в цьому випадку спрощується конструкція
ГТД, полегшується його регулювання. Також варто враховувати, що
для сучасних морських ГТД, які мають двокаскадний газогенератор, у
реальних конструкціях досяжні значення яКї = 24...25. Подальше зрос-
тання цього параметра вимагає істотного ускладнення конструкції ком-
пресора, зокрема введення поворотних напрямних апаратів для знач-
ної кількості його перших ступенів або переходу до трикаскадної конс-
трукції.
Розглянемо вплив розрахункової температури газу перед турбінами
Т3 на оптимальні параметри і показники ефективності циклу, аналізую-
чи також формули (2.45) та (2.46). Стає ясним, що при зростанні вели-
чини Т3 збільшується робота турбін ГТД - перший член формули (2.45),
а тому величина питомої потужності зростає. Не настільки явний вплив
Т3 на ККД циклу, оскільки одночасно збільшується величина теплопід-
ведення в КЗ - знаменник формули (2.46). Однак числовий аналіз пока-
зує, що збільшення величини корисної потужності переважає, а тому
ККД циклу також зростає.
На рис. 2.8 наведені графіки, які ілюструють характер зміни ККД і
питомої потужності циклу ГТА за інших рівних умов для ряду значень
Т3. Дані отримані розрахунком схеми ГТА на умови 180 і показують
77
Рис. 2.8. Залежності ККД (а) та питомої по-
тужності (6) циклу ГТА від величини лк
і температури Т3(К):
1 - 1100; 2 - 1200; 3 - 1300; 4 - 1400; 5 - 1500;
6- 1600
сучасний рівень розвитку
ГТД. Як виявляється з наведе-
них залежностей, із збільшен-
ням величини Т3 зростають і
значення оптимальної міри
підвищення тиску лк та лКл,.
Відмітимо, що зі зростан-
ням значень Т3 характер за-
лежностей “Пе ) стає
все більш положистим. Зазна-
чена закономірність дозволяє
при проектуванні ГТД брати
розрахункові значення яК1
значно меншими, ніж .
При цьому величина питомої
потужності ГТА виявляється
вищою, ніж у точці оптимуму,
що знижує його масу і габа-
рити.
Розглянемо вплив розра-
хункової температури зовніш-
нього повітря на оптимальні
параметри та ефективність циклу ГТА. Аналізуючи вже відомі вирази
для ККД і питомої потужності циклу ГТА, можна помітити, що зі змен-
шенням розрахункової величини Гзов питома потужність циклу зрос-
тає, оскільки зменшуються витрати енергії на привід компресора ГТД.
У формулі для ККД циклу одночасно із зростанням чисельника збіль-
шується і знаменник - теплопідведення в КЗ ГТД. Однак розрахунки
показують, що в цьому випадку зростання чисельника переважає, а отже
повинна збільшуватися і величина ККД циклу. На рис. 2.9 наведено гра-
фіки, що ілюструють характер зміни ККД і питомої потужності
циклу за інших рівних умов для ряду значень Гзов.
Зміна розрахункової початкової температури циклу Гзов познача-
ється на його ККД і питомій потужності помітніше, ніж зміна на ту ж
величину Т3. Наприклад, якщо зменшити значення ТЖЛ з 300 до 270 К
(тобто на ЗО град), ККД циклу збільшиться на 11,6... 12,5 %. Однак,
якщо збільшити Т3 з 1100 до 11 ЗО К (на ті ж 30 град), ККД циклу під-
вищиться всього на 1,4 %. Навіть якщо розглянемо аналогічну зміну
розрахункових температур Тзав і Т3 у відсотках, то і тоді зниження
Тзов на 10 % дасть зростання ККД на вказані 11.6...12,5 %, а збільшен-
ня Т3 на 10 % при 1100 К дасть приріст ККД на 8,7 %. Слід зазначити
також, що зі зменшенням розрахункової величини Г30в спостеріга-
78
ється зростання оптимальних значень загальної міри підвищення тис-
ку в циклі ГТА.
Рис. 2.9. Залежності ККД (а) і питомої потужності (б) циклу ГТА
від величини розрахункової температури Т30в
Розглянемо вплив утрат, пов'язаних з охолодженням турбін ГТД,
на оптимальні параметри та ефективність циклу ГТА. При проекту-
ванні ГТА вибір початкової температури газу Т3 здійснюється з ураху-
ванням необхідного ресурсу лопаткового апарата турбін ГТД, застосо-
вуваних лопаткових матеріалів, а також ефективності взятої схеми охо-
лодження.
Утрати, пов’язані з функціонуванням відкритих систем охолоджен-
ня лопаткових вінців турбін, починають позначатися при значному пе-
ревищенні температурою Т3 величини температури металу лопаток
ТД, допустимої з умов тривалої міцності. Існуючі в даний час конвективні
системи внутрішнього охолодження лопаток турбін дозволяють знижу-
вати при роботі температуру металу максимум на 300...400 град віднос-
но температури гальмування потоку газу на профілі лопатки. Однак не
тільки цей показник може виявитися вирішальним при виборі проект-
ної величини Т3. Виявляється, що для взятої системи охолодження ло-
паток, ефективність якої визначає параметр %е - коефіцієнт витрати
охолодного повітря, а також задана величина параметра ТД, існує де-
яка гранична температура Т3 , до якої зростання температури газу Т3
супроводжується і підвищенням ККД циклу. При досягненні граничної
температури зростання ККД циклу припиняється, а надалі він починає
зменшуватися (рис. 2.10). Це пояснюється тим, що із зростанням розра-
хункової величини температури Т3 для взятої схеми охолодження ло-
паткових вінців збільшується кількість охолодного повітря, відібрано-
го за компресором ГТД, котрий не бере участь у виробленні корисної
енергії в турбінах. При цьому варто враховувати, що ККД охолоджу-
ваних турбін ГТД трохи зменшується через зростання втрат у їх проточ-
79
ній частині при скиданні туди охолодного повітря. Аналіз формул для
ККД і питомої потужності циклу ГТД підтверджує цей висновок, тому
що стає очевидним зменшення корисної роботи турбін при зростанні
кількості повітря, яке відбирається. Слід зазначити, що характер зале-
жностей т)е =/(7з) поблизу граничної температури дуже пологий, що
дозволяє при проектуванні ГТД вибирати проектне значення темпера-
тури Ту менше від граничного значення без істотної втрати в ККД
циклу. Вкажемо, що із збільшенням величини температури металу ло-
паток турбін, припустимої з умов тривалої міцності, підвищується і ве-
личина граничної температури.
Також варто враховувати, що з уведенням у конструкцію ГТД охо-
лодження лопаткових вінців турбін спостерігається зменшення значень
оптимальної міри підвищення тиску в циклі порівняно з показниками
неохолоджуваного ГТД.
Розглянемо вплив рівня ККД турбін і компресорів на оптимальні па-
раметри та показники ефективності циклів ГТА. ККД турбін і компре-
сорів пов'язані з ККД їх елементарних ступенів відповідно до виразів,
розглянутих раніше. Аналіз формул (2.45) і (2.46) для питомої потужно-
сті та ККД циклу ГТА, отриманих у результаті підстановки цих вира-
зів, показує, що для одержання в циклі ГТД найбільших значень ККД і
питомої потужності слід досягати найбільших значень ККД елементар-
них ступенів (рис. 2.11).
б
Рис. 2.11. Залежно-
го сті ККД (а) і пито-
мої потужності (б)
циклу ГТА від ве-
личини ККД їх
елементарних сту-
якх ПЄНІВ
80
Розрахунок за формулами (2.45) і (2.46) дозволяє встановити, що
приріст параметра Т]Л на 1 % приводить до підвищення ККД циклу
ГТД у середньому на ^,0...2,5 %. Аналогічний приріст параметра Т]а
на 1 % дає трохи менше збільшення ККД циклу - на 1,6...2,2 %. Темп
приросту питомої потужності в циклі ГТА при зростанні значень пара-
метрів Т]а і Т]Лт теж на 1 % приблизно однаковий та складає в серед-
ньому 1,6... 1,8 %.
Графіки, зображені на рис. 2.11, показують, що із зростанням абсо-
лютних значень параметрів т|Л і г)Л спостерігається також збільшен-
ня оптимальної міри підвищення тиску повітря в циклі ГТА.
Вплив утрат повного тиску, механічних та інших утрат на опти-
мальні параметри і показники ефективності циклів ГТА можна встано-
вити також з аналізу формул (2.45) і (2.46). Зменшення механічних ККД
турбін і редуктора та коефіцієнта повноти згоряння палива в КЗ приво-
дить до прямо пропорційного зменшення величин ККД і питомої потуж-
ності циклу ГТА.
Збільшення на 1 % втрат повного тиску по газоповітряному тракту
ГТА приводить до зниження ККД і питомої потужності циклу ГТА в
середньому на 0,7...0,8 %.
На величину оптимальної міри підвищення тиску повітря в циклі
механічні втрати та коефіцієнт повноти згоряння палива практично не
впливають, а втрати повного тиску впливають дуже слабо. Зі зростан-
ням цих утрат спостерігається зменшення ККД і питомої потужності в
циклі ГТА.
Контрольні завдання і запитання
1. Охарактеризуйте термодинамічний цикл суднового ГТА з ГТД простої
схеми.
2. Викладіть основні положення математичного моделювання і термодина-
мічного розрахунку процесу підвищення тиску в циклі ГТА простої схеми.
3. Яким чином оцінюються теплопідведення і коефіцієнт надлишку повітря
в камері згоряння на етапі розрахунку циклу ГТА простої схеми?
4. Викладіть основні положення математичного моделювання і термодина-
мічного розрахунку процесу зниження тиску в циклі ГТА простої схеми.
5. Поясніть, у чому полягають особливості розрахунку циклу високотемпе-
ратурного ГТД.
6. Яким чином здійснюється врахування теплофізичних властивостей робо-
чих тіл у розрахунках схем і циклів ГТА ?
7. Сформулюйте мету й основні етапи теплового проектувального розра-
хунку схеми суднового ГТА простого циклу на режимі повної потужності.
8. Поясніть, яким чином у тепловому проектувальному розрахунку схеми
суднового ГТА здійснюється врахування зміни витрат робочого тіла по газопо-
вітряному тракту ГТД.
81
9. Яким чином здійснюються параметричні дослідження циклу ГТА простої
схеми?
10. Охарактеризуйте вплив загальної міри підвищення тиску в циклі ГТА на
його оптимальні параметри і показники.
11. Яким чином розрахункова температура газу перед турбінами впливає
на оптимальні параметри і показники ефективності циклу ГТА?
12. Поясніть, як розрахункова температура зовнішнього повітря впливає
на оптимальні параметри й ефективність циклу ГТА.
13. Проаналізуйте вплив рівня ККД турбін і компресорів на оптимальні па-
раметри та показники ефективності циклів ГТА.
14. Поясніть, яким чином утрати, пов'язані з охолодженням турбін ГТД,
впливають на оптимальні параметри й ефективність циклу ГТА.
82
Розділ 3. ТЕОРІЯ І РОЗРАХУНОК СУДНОВИХ
ГАЗОТУРБІННИХ АГРЕГАТІВ СКЛАДНИХ
ТЕПЛОВИХ СХЕМ
3.1. Суднові ГТА складних теплових схем
Як уже зазначалося, ГТА простої схеми при існуючому рівні робо-
чих температур у циклі має порівняно невисоку теплову економічність.
З метою підвищення ККД і питомої потужності ГТА використовують
різні прийоми ускладнення його теплової схеми, а отже, і його термо-
динамічного циклу.
Існують наступні способи ускладнення схем і циклів ГТА:
проміжний підігрів газу в процесі розширення;
проміжне охолодження повітря в процесі підвищення тиску;
регенерація теплоти відхідних газів ГТД;
утилізація тепла відхідних газів ГТА в паротурбінному теплоутилі-
зуючому контурі (ТУК);
утилізація тепла відхідних газів ГТА з організацією його роботи за
контактним газопаротурбінним циклом.
Перераховані вище способи ускладнення схем і циклів ГТА будемо
розглядати як базові, на основі яких і створюються ГТА складних схем,
що сполучають у собі кілька різних способів. Найбільш перспективни-
ми подібними схемами ГТА, частково вже реалізованими на практиці,
слід вважати:
ГТА з проміжним охолодженням повітря і проміжним підігрівом
газу;
ГТА з проміжним охолодженням повітря і регенерацією теплоти
відхідних газів;
ГТА з утилізацією теплоти відхідних газів у паротурбінному ТУК;
ГТА з проміжним підігрівом газу та утилізацією теплоти відхідних
газів у паротурбінному ТУК;
контактний ГТА (КГТА) з ТУК.
Звичайно, можливі і будь-які інші сполучення способів ускладнен-
ня схем та циклів при створенні ГТА, однак найчастіше невеликий ви-
граш по ККД у складній схемі може бути не виправданий, з огляду на
технічну складність її здійснення. У будь-якому випадку, перед ухва-
ленням рішення про використання тієї або іншої складної схеми ГТА
необхідно виконати параметричне дослідження, порівнюючи виграш
по ККД із технічною складністю створюваного ГТА, його масою і га-
баритами.
83
Якщо в схему ГТА ввести додаткову камеру згоряння, яку надалі
будемо іменувати камерою згоряння проміжного підігріву газу (КЗПП),
то можна досягти значного підвищення питомої потужності і деякого
збільшення ККД агрегату (рис. 3.1).
У цьому випадку першу за ходом газу КЗ будемо іменувати основ-
ною КЗ (ОКЗ). Друга КЗ - КЗПП - звичайно розміщається між турбіна-
ми. У конструктивному відношенні зручніше за все розміщати КЗПП між
газогенератором і вільною ТГ, однак цілком можливий варіант установ-
лення цієї КЗ між компресорними турбінами (ТК), що бажано для одер-
жання в циклі максимального значення ККД.
Зобразимо в координатах температура-ентропія термодинамічний
Від розглянутого раніше ГТА простої схеми цикл ГТА з КЗПП від-
різняється східчастим характером процесу розширення. Тут {3-4.1) -
політропічний процес розширення газу в турбінах до КЗПП. Процес
{4.1-3^ - підведення тепла в КЗПП, кінцева точка цього процесу (т. 3^
характеризується параметрами Т3 і Р3 . Процес (3;-4) - політропічний
процес подальшого розширення газу в турбінах ГТД до тиску Р4 на
84
вході в газовідвід, кінцеві параметри: Т4 і Р4. Підігрів продуктів зго-
ряння в КЗПП здійснюється звичайно або до верхньої температури ци-
клу Т3 = Т3, або до температури, меншої від Т3 на деяку величину Дд,
іменовану недогрівом газу до Т3.
У діапазоні температур газу в циклі Т3 = 1100... 1400 К (такому ж, як
і в простій схемі) можливе одержання для розглянутого ГТА з КЗПП
величини питомої потужності 180...250 кВт/(кг/с) при ККД, трохи біль-
шому, ніж у ГТА простого циклу (збільшення ККД на 1,0... 1,5 %).
Іншим способом збільшення питомої потужності та ККД ГТА є вве-
дення проміжного охолодження повітря в процесі підвищення тиску. Кон-
структивно це досягається встановленням додаткового теплообмінника
поверхневого типу, який називається проміжним повітроохолоджувачем
(ППО), що прокачується забортною водою (рис. 3.3).
Рис. 3.3. Схема ГТА з проміжним охолодженням повітря
Після частини ступенів компресора повітря, що має високу темпе-
ратуру, підводиться в ППО, де охолоджується забортною водою, і вже
холодне надходить на вхід другої частини компресора. Зарисуємо в
координатах температура-ентропія термодинамічний цикл цього ГТА
85
Відмінність розглянутого циклу від циклу ГТА простої схеми поля-
гає в східчастому характері процесу підвищення тиску повітря в комп-
ресорі ГТД. Тут лінія (1-2.І) - політропічний процес підвищення тиску
повітря в першій частині компресора до проміжного повітроохолоджу-
вача, кінцеві параметри процесу в т. 2.1: Т2л і Р2.і • Лінія (2.1-1.2) відби-
ває процес охолодження повітря в повітроохолоджувачі забортною во-
дою. У процесі охолодження температура повітря знижується до Ті 2,
значення якої може бути або рівне початковій температурі циклу, або
перевищувати її на деяку величину Дох, іменовану недоохолодженням
повітря до Тзав.
З урахуванням утрат повного тиску в теплопередавальній матриці
повітроохолоджувача й інших його елементів, тиск повітря на вході в
другу частину компресора Р12 виявляється меншим від Р2л. Лінія
(1.2-2) - політропічний процес підвищення тиску повітря в другій час-
тині компресора після проміжного повітроохолоджувача. Інші проце-
си в цьому циклі проходять так само, як і в циклі ГТА простої схеми.
У розглянутому для порівняння різних схем ГТА діапазоні тем-
ператур газу в циклі Т3 = 1100... 1400 К величина ККД ГТА з проміж-
ним охолодженням повітря може досягати значень 32...38 %, а питома
потужність відповідно 180...300 кВт/(кг/с).
Для ГТА, що має турбіни і компресори з відносно невисокими ККД,
економічність циклу може бути поліпшена введенням у схему додатко-
вого теплообмінного апарата, у якому здійснюється підігрів циклового
повітря після компресора перед подачею його в КЗ за рахунок залиш-
кового енергоресурсу відхідних газів ГТД. Подібний теплообмінник
іменується регенератором (останнім часом також використовують тер-
мін "рекуператор"), а схема ГТА - ГТА з регенерацією теплоти відхід-
них газів (рис. 3.5).
Як видно з розгляду схеми ГТА, повітря після компресора надхо-
дить у поверхневий теплообмінник - регенератор. Теплопередавальна
86
матриця регенератора звичайно буває трубчастого чи пластинчастого
типу. Наприклад, у випадку трубчастої конструкції повітря проходить
усередині трубок, які омиваються потоком відхідних газів ГТА, що над-
ходять після останньої турбіни. Підігріте повітря надходить у КЗ, а охо-
лоджені гази відводяться в атмосферу.
Розглянемо термодинамічний цикл цього ГТА, зображений на
рис. 3.6 у координатах температура-ентропія. Повітря після компресо-
ра ГТД з параметрами Т2 і Р2 (т. 2) надходить у канали теплопередаваль-
ної матриці регенератора, де в процесі (2-2р) відбувається його підігрів
до температури Т2?.
Рис. 3.6. Цикл ГТА
з регенерацією теп-
лоти відхідних газів
Тиск повітря перед КЗ Р2 <Р2 на величину втрат повного тиску в
теплопередавальній матриці регенератора по повітряній стороні. Лінія
(2р-3) - процес подальшого нагрівання повітря в КЗ до розрахункової
температури Т3. Газ після турбіни з параметрами Т4 і Р4 (т. 4) підво-
диться до матриці регенератора, де в процесі (4-5) відбувається його
охолодження цикловим повітрям до температури Ту Тиск газу за реге-
нератором Р5 < Р4 на величину втрат повного тиску в теплопередаваль-
ній матриці регенератора по газовій стороні. Лінія (5-730В) - умовний
процес замикання газотурбінного циклу в атмосфері.
Необхідною умовою існування регенеративного циклу є виконання
співвідношення Т4 » Т2, при цьому внаслідок кінцевих розмірів реге-
нератора завжди Т^ < Т4 і Т5 > Т2. Найважливішою характеристикою
циклу ГТА з регенерацією і водночас показником ефективності вико-
ристовуваного регенератора є так званий ступінь регенерації, який ви-
значається за співвідношенням
Як видно зі структури формули (3.1), ступінь регенерації являє со-
87
бою відношення дійсного підігріву повітря в регенераторі до гранично
можливої величини. Під гранично можливим підігрівом у даному ви-
падку варто розуміти величину підігріву повітря при нескінченно вели-
кій площі теплопередавальної поверхні регенератора.
У розглянутому інтервалі верхньої температури циклу Т3 = 1100...
...1400 К при величині ступеня регенерації г = 0,75 ККД циклу ГТА з
регенерацією теплоти може досягати рівня 34...40 %, а питома потуж-
ність відповідно 150...280 кВт/(кг/с). Настільки помітне підвищення ККД
циклу ГТА з регенерацією теплоти в порівнянні з циклом ГТА простої
схеми пояснюється економією частини палива на підігрів циклового
повітря в процесі (2-2р) за рахунок використання залишкового енерго-
ресурсу відхідних газів ГТД.
Найкращі результати щодо підвищення економічності і питомої
потужності ГТА дає поєднування газотурбінного циклу Брайтона з па-
ротурбінним циклом Ренкіна, що реалізується в схемі ГТА з викори-
станням теплоти відхідних газів у паротурбінному теплоутилізуючому
контурі. Подібна схема, іменована звичайно ГТА з паротурбінним ТУК,
зображена на рис. 3.7.
Розглянутий агрегат являє собою ГТД простого циклу, відхідні гази
якого направляються в утилізаційний парогенератор (УПГ), що гене-
рує перегріту водяну пару порівняно невисоких параметрів. Пара пода-
ється на парову турбіну (ПТ), яка працює на спільний з ГТД підсумува-
льний редуктор. Пара, відпрацьована в ПТ, скидається у вакуумний
паровий конденсатор (ПК), охолоджуваний забортною водою, де від-
бувається її конденсація й у такий спосіб замикається паровий цикл.
Отриманий конденсат живильним насосом (ЖН) подається в УПГ.
Зарисуємо цикл ГТА з ТУК у координатах температура-ентропія,
88
для наочності умовно сполучивши в одному координатному просторі
два різнорідні (за робочими тілами) термодинамічні цикли (рис. 3.8).
ТА
5 Рис. 3.8. Цикл ГТА з паротурбінним ТУК
Наведений цикл ГТА з ТУК є комбінованим і складається з двох
різнорідних циклів - Брайтона та Ренкіна. Відмінність газотурбінного
циклу від циклу ГТА простої схеми в процесі (4-6) - охолодження відхід-
них газів в УПГ до температури Т6; (6-^зоп) - умовний процес замикання
газотурбінного циклу в атмосфері. У пароводяному циклі здійснюються
наступні процеси: (8-9) - процес підігріву води в утилізаційному пароге-
нераторі до стану кипіння (т. 9); ізотерма (9-10) - процес пароутворення
в УПГ, який проходить при постійному тиску; ізобара (10-11) - процес
пароперегрівання; (11-12) - політропічний процес розширення пари в
ПТ; (12-8) - процес конденсації пари в ПК - процес ізотермічний.
У розглянутому діапазоні температур газу в циклі Т3 = 1100...
...1400 К ефективний ККД ГТА з паротурбінним ТУК може досягати
величини 36...45 %, а питома потужність - 180...330 кВт/(кг/с). Настіль-
ки висока ефективність даної схеми ГТА з ТУК, у порівнянні з ГТА
простої схеми, пояснюється тим, що за рахунок утилізації тепла відхід-
них газів ГТД без додаткових витрат палива в ПТ може бути отримано
до 25 % потужності всього комбінованого ГТА.
Поєднати цикли Брайтона та Ренкіна в одній схемі ГТА можна і не
виділяючи конструктивно ГТД та паротурбінний ТУК. Подібна схема
називається контактний ГТА з ТУК (рис. 3.9).
Агрегат являє собою ГТД простої схеми, в КЗ якого впорскується
водяна пара, що генерується в УПГ за рахунок залишкового ресурсу
тепла відхідних газів двигуна. У КЗ ГТД утворюється газопарова су-
міш. Пара, найчастіше перегріта, подається в КЗ замість частини вто-
ринного повітря. Газопарова суміш розширюється послідовно в турбі-
ні компресора і ТГ, проходить через УПГ, де відцає частину тепла па-
89
роводяному робочому тілу, а потім надходить у парогазовий конденса-
тор (ПГК), який працює при атмосферному тиску і прокачується заборт-
ною водою. Тут велика частина введеної в цикл води конденсується і за
допомогою живильного насоса направляється в УПГ, а значною мірою
збезводнені продукти згоряння викидаються в атмосферу.
Розглянемо термодинамічний цикл КГТА з ТУК (рис. 3.10), зобра-
жений у координатах температура-ентропія. Відмітимо, що при зобра-
женні процесів у подібних циклах зручно умовно розчленовувати ком-
бінований цикл на два - газоповітряний і пароводяний.
З метою більш наочного зображення змін термодинамічних пара-
метрів по тракту КГТА, які відбуваються при подачі пари в КЗ, врахо-
вана зміна парціального тиску обох компонентів суміші - газу і пари. У
90
циклах здійснюються наступні процеси:
(7-2) - підвищення тиску повітря в компресорі ГТД;
(2-12) - підігрів повітря в КЗ з утворенням продуктів згоряння, при-
чому кінцева температура процесу Т12 » Т3;
(12-3*) - охолодження продуктів згоряння до розрахункового зна-
чення Т3 при змішуванні з водяною парою;
(3Г-4Г) - розширення в турбінах продуктів згоряння в складі суміші;
(4Г-6Г) - охолодження газів у складі суміші в УПГ до Т6;
(бг-7г-^г) - охолодження газів у складі суміші в ПГК;
(£Г-7ЗОВ) - умовний процес замикання газоповітряного циклу в ат-
мосфері;
(8п-9) - підігрів води в УПГ до температури кипіння;
(9-10) - генерація водяної пари в УПГ;
(10-11) - пароперегрівання в УПГ;
(11-11)- упорскування пари в КЗ;
(11 -Зп) - подальший перегрів пари в КЗ ГТД при змішуванні з про-
дуктами згоряння;
(3П-4П) - розширення пари у складі газопарової суміші в турбінах ГТД;
(4П-6П) - охолодження пари у складі суміші в УПГ;
(бп-7^) - охолодження пари у складі суміші в ПГК до початку про-
цесу конденсації;
(7-$п) - конденсація пари із суміші в ПГК.
Показники ефективності схеми КГТА з ТУК у діапазоні темпера-
тур Т3 = 1100... 1400 К такі: ефективний ККД - 35...46 %, питома потуж-
ність - 250...500 кВт/(кг/с). Настільки високі значення показників ефек-
тивності КГТА з ТУК пояснюються глибокою утилізацією теплоти від-
хідних газів ГТД, а також високою початковою температурою пари в
пароводяному циклі.
3.2. Розрахунок параметрів ГТА з регенерацією теплоти відхідних
газів ГТД
Одним з дійових способів підвищення економічності газотурбінно-
го циклу, як уже вказувалося, є регенерація теплоти відхідних газів ГТД.
На практиці це реалізується розміщенням у вихлопному тракті ГТД
спеціального теплообмінника - регенератора, у якому здійснюється
підігрів повітря, подаваного в КЗ, відхідними газами двигуна (див.
рис. 3.5). Термодинамічний цикл ГТА з регенерацією теплоти відхід-
них газів ГТД зображений на рис. 3.6.
З уведенням у схему ГТА регенератора значно зростає величина
втрат повного тиску по його газоповітряному тракту. Ці втрати в роз-
рахунках циклу та схеми ГТА повинні бути враховані введенням коефі-
91
цієнтів відновлення повного тиску по газовій Ур г і повітряній ур п сто-
ронах регенератора. У цьому випадку величина загального коефіцієн-
та відновлення повного тиску для циклу з регенерацією теплоти відхід-
них газів ГТД
ПУр ~^вх^к^р-п^КЗ^т^р-г^гв’ 0-2)
У розрахунках можна брати УрГ = 0,95...0,97; Урп = 0,96...0,98.
З формули ступеня регенерації
Т2 -Т2
Г=-Ь-----2-
Т4-Т2
визначимо температуру повітря на вході в КЗ:
Т2р=Т2+г(Т4-Т2). (3.3)
На етапі укрупненого розрахунку циклу ГТА температуру відхід-
них газів після регенератора одержимо з рівняння його теплового балан-
су. При цьому варто враховувати, що для потреб охолодження високо-
температурної частини ГТД повітря повинне відбиратися до регенера-
тора. З урахуванням сказаного запишемо
С„кЛ„ (Л -Л)- (3-4)
Виконаємо підстановку для витрат повітря і газу:
(Р-у„кЛ К -т2)=с„ (Л -Л )•
Скоротимо в лівій та правій частинах (7К і остаточно одержимо в
розрахунку на 1 кг/с витрати повітря через ккт ГТД
Тоді з урахуванням (3.5) температура газу за регенератором буде
обчислюватися як
-Г2).
(3.6)
1+-1-
а£0
Рг
92
У детальному тепловому розрахунку схеми ГТА з регенерацією теп-
лоти відхідних газів ГТД варто враховувати зміну витрат робочого тіла
по газоповітряному тракту ГТА. У цьому випадку, виконавши підстанов-
ку для витрат повітря і газу в рівняння (3.4), одержимо
аКЗ^К! срп (г2р ~^2 )- Ргв^К! Срт 4 )•
Після виконання необхідних перетворень одержимо вираз для ви-
значення величини температури газу за регенератором
З урахуванням утрат повного тиску по повітряній стороні регенера-
тора тиск повітря на вході в КЗ
Лр =^рЛ. (3.8)
Тиск газу:
перед ТВТ
^з =Лур.пукз5 (3-9)
за ТГ
р __^зов—. (3.10)
V V V
¥р.г¥ гв¥т
У цьому випадку варто брати значення Уга = 0,98...0,99, тому що
втрати в газовідвідному пристрої повинні бути трохи менші, ніж у ГТА
простої схеми (частину цього тракту займає регенератор).
Для виконання практичних розрахунків циклу і схеми ГТА з реге-
нерацією теплоти відхідних газів ГТД варто користуватися методика-
ми, викладеними в табл. 1Д та 6Д, доповнивши їх формулами (3.2)-(3.10).
Розглянемо більш докладно питання вибору ступеня регенерації в
проектованому ГТА. Дослідження показують, що із збільшенням вели-
чини ступеня регенерації за інших рівних умов спостерігається зростання
ККД термодинамічного циклу ГТА.
На рис. 3.11 наведені залежності ККД циклу ГТА від лКї для різних
значень ступеня регенерації при однаковій температурі газів перед ТВТ
ГТД (Т3 = 1300 К). Значення втрат повного тиску враховуються пара-
метрами Ур г = V = 0,97. Розрахунки показують, що із зростанням ве-
личини ступеня регенерації відбувається зменшення величини оптималь-
ної міри підвищення тиску повітря в циклі лКіі. Питома потужність ГТА
93
безпосередньо від величини параметра г не залежить, але в цілому тро-
хи знижується через збільшення втрат повного тиску по газоповітряно-
му тракту ГТА.
Рис. 3.11. Залежність ККД ци-
клу з регенерацією теплоти
відхідних газів ГТД від міри
підвищення тиску в циклі і
ступеня регенерації г
Можливості циклу ГТА з регенерацією теплоти відхідних газів ГТД
у досить широкому інтервалі верхніх температур циклу ілюструє
рис. 3.12, на якому наведені залежності ККД регенеративного і просто-
го циклів для оптимальних значень міри підвищення тиску повітря. Ве-
личина ступеня регенерації в розрахунках взята рівною 0,85.
Рис. 3.12. Порівняльна ефективність циклів ГТА простої схеми і ГТА
з регенерацією теплоти відхідних газів ГТД
Як видно з аналізу цих графіків, у розглянутому діапазоні темпера-
тур Т3 схема ГТА з регенерацією теплоти відхідних газів ГТД має ККД
від 37 до 45 %. Таким чином, виграш по ККД циклу ГТА від уведення
регенерації теплоти відхідних газів складає 15,4... 18,5 % у діапазоні тем-
ператур газу Т3 = 1200... 1600 К.
За даними професора Г.Г. Жарова, величина ступеня регенерації
взаємозалежна з параметром, який називається відносною поверхнею
нагрівання регенератора та розраховується за формулою
м2/кВт.
МтА
(3.11)
94
Цей параметр являє собою відношення площі теплопередавальної
поверхні нагрівання регенератора до ефективної потужності ГТА. Вар-
то враховувати, що із зростанням проектної величини ступеня регенера-
ції спостерігається підвищення величини цього параметра (рис. 3.13). На-
ведемо характерні точки, отримані для регенератора з теплопередаваль-
ною матрицею пластинчастої конструкції, аналогічної використаній у
регенераторі установки ГТУ-20:
г = 0,50, Р =0,133;
г = 0,75, Р = 0,475;
г = 0,90, Р = 1,780.
Рис. 3.13. Залежність відносної по-
верхні нагрівання регенератора від
ступеня регенерації
З рис. 3.13 видно, що величина
відносної поверхні нагрівання реге-
нератора (3.11) із збільшенням ве-
личини ступеня регенерації зростає, спрямовуючись у нескінченність
та асимптотично наближаючись до лінії г = 1. Це відображає гіпотети-
чну ситуацію з нескінченно великою площею поверхні теплопередава-
льної матриці регенератора. Укажемо, що прямо пропорційно зростан-
ню теплопередавальної поверхні регенератора збільшується і його маса.
Наприклад, візьмемо за основу конструкцію матриці регенератора уста-
новки ГТУ-20, яка мала у своєму складі два ГТА потужністю по 8700 кВт.
Регенератор ГТА масою 20 т мав розрахункову величину ступеня реге-
нерації 0,75. У такому випадку при г = 0,5 його маса повинна бути 6 т,
а при г - 0,90 - 75 т. Слід також ураховувати, що із збільшенням вели-
чини розрахункового значення ступеня регенерації, а отже і площі тепло-
передавальної поверхні регенератора, зростає гідравлічний опір його
теплопередавальної матриці як по газовій, так і по повітряній стороні.
Це негативно позначається на ефективності термодинамічного циклу
ГТА внаслідок зменшення наявного теплоперепаду його турбін. Тому
можна стверджувати, що для суднового регенератора пластинчастого
типу недоцільно брати величину розрахункового значення ступеня ре-
генерації вище 0,80...0,85.
Як уже вказувалося раніше, введення регенерації в цикл ГТА особ-
ливо сприятливо позначається на показниках агрегатів, що мають від-
носно низькі ККД турбомашин і невисоку температуру газу перед турбі-
нами. Отже, використання регенеративного циклу є найбільш доціль-
ним у транспортних ГТД та в ГТД невеликої потужності. Однак ГТА з
регенерацією перспективні і для суднових ГТУ. Підтвердженням цього є
створення англійською фірмою "Роллс-Ройс" корабельного ГТА
95
5УК.-21 потужністю 25250 кВт за схемою з регенерацією теплоти відхід-
них газів ГТД і проміжним охолодженням повітря з ККД 42,4 %. Причо-
му до 2020 р. фірма планує випустити близько 100 ГТА для програми
модернізації кораблів ВМФ США [1].
3.3. Розрахунок параметрів ГТА з проміжним охолодженням повітря в
процесі підвищення тиску
Проміжне охолодження повітря в процесі підвищення тиску також
може розглядатися як спосіб підвищення ефективності газотурбінного
циклу. Стосовно до СЕУ доцільним є встановлення тільки одного про-
міжного повітроохолоджувача (див. рис. 3.3). Таке обмеження можна
обґрунтувати тим, що при подальшому збільшенні числа ППО не від-
бувається істотний приріст ККД і питомої потужності ГТА, але усклад-
нення конструкції дуже значне.
При здійсненні охолодження повітря після першої частини компре-
сора знижується потужність, необхідна для приводу другої частини, а
отже зростає корисна потужність ГТА. Однак одночасно відбувається
зниження температури повітря, яке надходить у КЗ, що вимагає збіль-
шення витрати палива для збереження заданої розрахункової темпера-
тури газу перед турбінами ГТД.
У залежності від того, як здійснюється розподіл міри підвищення
тиску повітря в компресорі до і після повітроохолоджувача, буде змі-
нюватися співвідношення між додатково одержуваною корисною по-
тужністю ГТА та кількістю додатково підведеного палива в КЗ ГТД.
Отже, ККД ГТА і його питома потужність знаходяться в залежності
від зазначеного співвідношення міри підвищення тиску повітря, яке
можна виразити через параметр розподілу роботи компресора при охо-
лодженні. Цей параметр являє собою відношення дійсного підігріву
повітря в компресорі перед ППО до підігріву повітря у всьому комп-
ресорі, розрахованого д ля випадку відсутності в схемі ГТА цього ППО:
ДГК
ох ДТК '
Дослідження схем ГТА з проміжним охолодженням повітря пока-
зують, що максимальних ККД і питомої потужності д ля даного значен-
ня міри підвищення тиску в циклі ГТА можна досягти при різних зна-
ченнях параметра розподілу роботи компресора.
Оптимальне значення параметра розподілу роботи компресора, яке
дозволяє одержати максимум ККД циклу ГТА (позначимо його Л<ох ),
96
можна знайти з рівняння
*к=0.
Оптимальне значення цього ж параметра для одержання в циклі ГТА
максимального значення питомої потужності (позначимо його КОХк)
знайдемо з рівняння
аУепи,
жох
=о.
У будь-якому випадку оптимальна величина підігріву повітря в пер-
шій частині компресора ГТД до ППО
дгк,
а оптимальна величина міри підвищення тиску повітря
ЛК1 = 1+
^пЛак
І Лп-1
(3.12)
Міра підвищення тиску повітря в другій частині компресора після
ППО
п
к2
ЛК1
(3.13)
Збільшення подачі палива в КЗ у розрахунку циклу ГТА буде вра-
ховано зменшенням температури повітря на виході з компресора ГТД.
Визначаємо величину підігріву повітря в другій частині компресо-
ра після ППО:
АГ.,
К20х
(^зов+ Дох)
*пПдк
«2 -1
(3-14)
Температура повітря на вході в КЗ
2 зов Аох + ДТк,
хох ох К2дх
(3.15)
97
При розрахунку циклу ГТА з проміжним охолодженням повітря в
процесі підвищення тиску необхідно враховувати додаткові втрати пов-
ного тиску по газоповітряному тракту ГТА, викликані появою ППО в
схемі. З цією метою введемо поняття коефіцієнта відновлення повного
тиску в ППО уппо, величину якого можна брати рівною 0,96...0,98 з
урахуванням утрат тиску також і в повітропідвідних пристроях типу
завиткових патрубків. У такому випадку загальний коефіцієнт віднов-
лення повного тиску по газоповітряному тракту ГТА
П^ох=*вх''ПпОУк''кзУт''ге. (3.16)
Питома потужність ГТА з проміжним охолодженням повітря, яка
визначається на етапі укрупненого розрахунку циклу, може бути знай-
дена за формулою
N
епит
8ох)срт^7 +ЯохсрохпАТ’ох.п
—с_ (дті +ДГК, )1п л .
Рп ' К1 К2ОХ /-"ІліЧр.
ККД ГТА з проміжним охолодженням повітря
______ Єпит
' (Р-^охккЗ
(3.17)
(3.18)
Де <7кз ~ питоме теплопідведення в КЗ ГТД, розраховане при темпера-
турі Т2 - залежність (3.15).
На рис. 3.14 показані результати оптимізаційних розрахунків схем
ГТД простого циклу (лінія 7) і схем ГТА з проміжним повітроохоло-
джувачем (лінії 2-4), що дозволяють одержати уявлення про можливу
економічність та питому потужність ГТА цих схем, які створюються чи
модернізуються на базі вітчизняного ГТД ОТ 15000. Розрахунки вико-
нані на умови 180.
Аналіз результатів розрахунків показує, що реалізація схеми ГТА з
ППО може дати максимальний виграш за ККД циклу ГТА 16,7.. .18,5 %,
а за питомою потужністю в середньому 28...32 % у розглянутому діапа-
зоні температури Т3. ККД циклу досягає значень 37,3...42,9 %, а питома
потужність - 240...400 кВт/(кг/с), що відповідає оптимальним значен-
ням загальної міри підвищення тиску повітря в циклі від 32 при Т3 =
= 1200 К до 60 при 1600 К.
На рис. 3.15 наведені залежності, що відображають вплив величини
недоохолодження повітря в ППО на показники ефективності циклу ГТА
98
кВт
кг/с
1200 ІЗ»0 1400 1500 Т3, К
Рис. 3.15. Вплив величини недоохолодження повітря в ППО на ККД (а) і
питому потужність (б) циклу ГТА з проміжним охолодженням повітря:
1 - Аох = 50 град; 2 - 150 град; 3 - 250 град; 4 - 350 град; 5 - ГТА простої схеми
б
Рис. 3.14. Зміни ефективного ККД (а) та питомої потужності (б) ГТА від Т3,
які отримані для "базового" двигуна ОТ15000:
1 - ГТА простої схеми; 2 - ГТА з ППО при кк = 19,6;
З - ГТА з ППО при яКі = ЗО; 4 - ГТА з ППО при = орі
99
з проміжним охолодженням повітря. Розрахунки виконані для схеми
модернізованого варіанта двигуна ОТ 15000 при лк = ЗО із трьома ком-
пресорами. Спостерігається дуже сильна залежність ККД і питомої по-
тужності циклу від взятого проектного значення Дох. Так, при величині
Дох = 5 град ККД циклу ГТА з проміжним охолодженням повітря зрос-
тає на 13,3... 17,2 %, питома потужність - у середньому на 30,0...35,0 %.
При Дох = 35 град спостерігається трохи менше зростання ККД - на
10,0... 11,5 %, а питомої потужності - у середньому на 19,7...26,0%. Це
дає підставу рекомендувати при проектуванні ГТА вибирати проектне
значення величини недоохолодження повітря в ППО по можливості мі-
німальним. Наприклад, при = 288 К для суднової ГТУ, що викори-
стовує для охолодження ППО забортну воду температурою також 288 К,
можна брати Дох = 5...9 град.
Розглянемо особливості детального теплового розрахунку схеми
ГТА з проміжним охолодженням повітря.
Нагадаємо, що циклу з проміжним охолодженням повітря прита-
манні високі оптимальні значення міри підвищення тиску. Переважна
більшість вітчизняних ГТД третього і четвертого поколінь виконують-
ся за схемою з двокаскадним турбокомпресорним блоком з лк , яке не
перевищує 25, та вільною силовою турбіною. Існують два шляхи вста-
новлення ППО по тракту підвищення тиску - між КНТ і КВТ та всере-
дині КНТ. В останньому випадку компресорна частина ГТД повинна
мати вже три компресори: КНТ, компресор середнього тиску (КСТ) і
КВТ. При цьому для збереження тієї ж кількості турбін ГТД його ТНТ
повинна приводити в обертання КНТ і КСТ одночасно. Оптимальна
величина міри підвищення тиску повітря в першій частині компресора
відносно невелика - 2,7...3,5. З огляду на те, що тепер міра підвищення
тиску в кожному компресорі буде мати значно меншу величину, цілком
реально збільшити загальну міру підвищення тиску повітря в циклі лк
(понад 30).
При формуванні математичної моделі розглянутого ГТА для вико-
нання детального теплового розрахунку його схеми використовуємо
викладену раніше модель ГТА простої схеми, до якої внесемо зміни.
У розрахунку турбокомпресорного блока ГТД врахуємо перехід до
трикаскадної схеми, коли ППО розміщений між КНТ і КСТ, які, в свою
чергу, приводяться від ТНТ. У цьому випадку для заданого розрахун-
кового значення Кох визначимо дійсний підігрів повітря в КНТ:
А7'к,.,
ОХ-* 1
*п-[
^іїПац
Лк
X
-1
(ЗЛ9)
100
Міра підвищення тиску в КНТ
АГК1 у^-і
її )
(3.20)
Міра підвищення тиску в КСТ і КВТ може бути перерозподілена в
залежності від призначуваного навантаження на ТВТ або взята одна-
ковою. Тоді маємо
(3.21)
Далі за відомими формулами слід визначити всі інші параметри
КНТ: Лкр Ру Т2і, Р2.і •
Тиск повітря перед КСТ
Д.2 -Ї2.1УППО*
(3.22)
Дійсний підігрів повітря в КСТ
ЛГК2
(3.23)
де т)К2 - адіабатичний ККД; кП2 - показник ізоентропи процесу в КСТ.
Температура повітря на виході з КСТ і на вході в КВТ
2 — Тц — ї'зов + ^ох + • (3.24)
Тиск повітря: на виході з КСТ Р2.2 ~Р1.2пк2’ (3.25)
на вході в КВТ Л.З =Рі.2^к- (3.26)
Далі за відомими формулами слід визначити всі інші параметри КВТ:
Лк3» Р& АТКз.
101
Особливості розрахунку турбінного блока ГТД у цьому випадку
пов'язані з тим, що ТНТ приводить в обертання одночасно КНТ і КСТ.
Тоді дійсний температурний перепад у ТНТ
с„ сск с_
ЛГТ, ~—ітч +„ Аг«, • <3-27)
РтїС7’гІ^'иг Р’ісЛ2,'"2
Відзначимо, що у випадку поєднання проміжного охолодження
повітря з іншими способами ускладнення газотурбінного циклу пара-
метри Кох і Кох повинні бути отримані кожен раз у результаті роз-
в'язання задачі оптимізації конкретної розглянутої схеми ГТА.
Для виконання практичних розрахунків циклу і схеми ГТА з проміж-
ним охолодженням повітря варто користуватися методиками, викладе-
ними в табл. ІД та 6Д, доповнивши їх формулами (3.12)-(3.27).
3.4. Розрахунок параметрів ГТА з проміжним підігрівом газу в процесі
розширення
Проміжний підігрів газу в процесі розширення може розглядатися
як спосіб підвищення питомої потужності газотурбінного циклу. Од-
нак якщо поєднати в одній схемі разом із проміжним підігрівом інші
способи ускладнення газотурбінного циклу, наприклад проміжне охо-
лодження повітря чи пароводяний ТУК, то можна одержати й істотне
підвищення ККД циклу. Стосовно до СЕУ доцільно розглядати вста-
новлення тільки однієї КЗПП (див. рис. 3.1). Таке обмеження можна
обгрунтувати тим, що при подальшому збільшенні числа КЗПП не від-
бувається істотне зростання питомої потужності в циклі, але усклад-
нення конструкції ГТА дуже значне.
Дослідження циклу ГТА з проміжним підігрівом газу показують,
що існує оптимальне співвідношення міри зниження тиску турбін до і
після КЗПП. Це забезпечує одержання в циклі максимального ККД або
максимальної питомої потужності.
Уведемо поняття параметра розподілу роботи турбіни, який і буде
визначати оптимальне місце встановлення КЗПП по тракту розширен-
ня проектованого ГТА в процесі допалювання:
АГТ,
АТт ’
(3.28)
Цей параметр являє собою відношення дійсного температурного
перепаду в турбінах ГТД перед КЗПП до всього дійсного температур-
102
ного перепаду в турбінах ГТД простої схеми, розрахованого при тих же
значеннях лк^, Т3 і ГЬ'гта-
Загальний коефіцієнт відновлення повного тиску по газоповітряно-
му тракту ГТА для цього циклу визначається з урахуванням утрат пов-
ного тиску в КЗПП, що досягається введенням додаткового коефіцієнта
укзпп> величину якого рекомендується брати в інтервалі значень
0,95...0,97 у залежності від типу КЗПП. У цьому випадку
П Угта = У вх'/ кУ ОКЗУ тУ КЗПіА' гв • (3.29)
Для одержання максимального ККД циклу параметр розподілу ро-
боти турбіни можна визначити в результаті розв'язання рівняння
= 0.
дКд
(3.30)
Корінь цього рівняння (Кд ) буде відповідати випадку максималь-
ного ККД циклу ГТА.
Оптимальне значення цього ж параметра для одержання в циклі ГТА
максимального значення питомої потужності (позначимо його КДдг)
знайдемо з рівняння
а А,
(3.31)
Корінь цього рівняння (Кд ) і дасть максимум питомої потужності.
Розв'язавши рівняння (3.3$) або (3.31), а потім використавши фор-
мулу (3.28), одержимо оптимальну величину температурного перепаду
в турбінах ГТД до КЗПП
(3.32)
а потім і оптимальну величину міри розширення газу в турбінах ГТД
до КЗПП
(3.33)
103
Температура газу за турбінами перед КЗПП
^4.1 ~Тз _А7’Ті .
Питоме теплопідведення в КЗПП
(3.34)
ЯКЗПП ~
1 +----- Сп ІТОЧ
.1 аг£о 12,3
Лкзпп
(3.35)
т т\
ДЄ СРГ І293 ’ Ср І293 ” середні МИСОВІ ІЗОбарНІ ТЄПЛОЄМНОСТІ ПрОДуКТІВ
згоряння в зазначеному температурному інтервалі, які розраховуються
при «і і а2 відповідно; а1, а2 -коефіцієнти надлишку повітря для ОКЗ
і КЗПП; Лкзпп ~ коефіцієнт повноти згоряння для КЗПП.
Температура газу на виході з КЗПП визначається для взятої в роз-
рахунках величини Ад недогріву газу в КЗПП до Т3 за формулою
Т3д=Т3-Ья. (3.36)
Величина недогріву газу в КЗПП до Т3 в розрахунках може брати-
ся в інтервалі значень 0...250 град.
Далі необхідно визначити за відомими формулами число охолоджу-
ваних вінців турбін, розташованих після ОКЗ (лОХі) та після КЗПП ( л0Х2).
Також визначаються відносні витрати охолодного повітря, яке відби-
рається за КВТ ГТД на охолодження лопаткового апарата турбін, роз-
ташованих після ОКЗ (&ОХ,) та після КЗПП (£ОХ2).
Коефіцієнт надлишку повітря в КЗПП знаходимо за формулою
и
(3.37)
а2 =7-----------ч--’
Мокз+#кзпп)Л)
де <7ОКз - теплопідведення в ОКЗ.
Міру зниження тиску в турбінах після КЗПП визначаємо так:
якх ПУІТА
=~^--------------------------------'
7СТ1
Дійсний температурний перепад у турбінах ГТД після КЗПП
(3.38)
АТт, =Тз
т2 ад
£г-1
(3.39)
104
Ефективна питома потужність циклу ГТА з проміжним підігрівом
газу може бути знайдена за формулою
^«пит £°Х| ^ох2 )срг1Д7ті+
+ 1 + * ~ &ох2 )СРГ2 + &ОХ! сротп А^п.ох, +
V «2Ь0 )
+^ох2срох.п^^п.ох2 “ ср„ І1!/»1!? • (3.40)
Ефективний ККД циклу ГТА з проміжним підігрівом газу
N.
Ле =-------------------е™ । . (3.41)
(Р £>ОХ| £>ох2 )?окз + 1+—р-£ох2 )яКЗПП
і а,ь0 і
Як видно з рис. 3.16, максимальне значення ККД циклу ГТА з про-
міжним підігрівом газу в процесі розширення в інтервалі температур
Т3 = 1200... 1600 К складає 33...37 % і практично завжди менше, ніж у
ГТА простої схеми. Причому із зростанням температури Т3 програш
за ККД збільшується.
Рис. 3.16. Ефективний
ККД циклу ГТА з проміж-
ним підігрівом газу в
процесі розширення:
1 - Дд = 0 град; 2 - 100 град;
З - 200 град
Розглянувши рис. 3.17, де наведені значення питомої потужності
циклу ГТА з проміжним підігрівом газу в процесі розширення, які отри-
мані за умови досягнення в циклі максимального значення ККД, мож-
на констатувати, що в діапазоні температур газу Т3 = 1200... 1600 К
питома потужність зростає від 230 до 385 кВт/(кг/с). Відзначимо, що зі
збільшенням значення параметра Лд питома потужність розглянутого
ГТА зменшується і вже при Дд = 200 град практично стає такою ж, як і в
ГТА простої схеми.
Проаналізувавши особливості детального теплового розрахунку
105
схеми ГТА з КЗПП, помітимо, що практично завжди можна відмови-
тися від розміщення КЗПП усередині турбін з огляду на значне усклад-
нення їх конструкції. Тому в подальшому розгляді виключимо таке
конструктивне рішення. Таким чином, будемо припускати, що КЗПП
завжди розміщається між турбінами ГТД.
Рис. 3.17. Питома по-
тужність циклу ГТА з
проміжним підігрівом
газу в процесі розши-
рення:
1 - Д =0 град; 2 -
100 град; З - 200 град
Спочатку послідовно визначаємо величину витрат охолодного по-
вітря на ТВТ і ТНТ, а якщо КЗПП розміщена перед ТГ, то і на цю тур-
біну. Далі з урахуванням отриманих результатів повинні бути обчисле-
ні всі коефіцієнти витрат для ОКЗ, КЗПП, турбін ГТД, газовідвідного
пристрою.
Наприклад, наведемо наступні формули для варіанта двокаскадно-
го ГТД з ТВТ і ТНТ, охолоджуваними повітрям, яке відбирається за
КВТ, а також КЗПП, розміщеною після газогенератора ГТД перед віль-
ною ТГ, яка охолоджується повітрям, що відбирається за ТНТ.
Коефіцієнти витрати:
для КВТ
«к2 =(0,98... 1,00)-8газ;
для ОКЗ
аокз=ак2 -£ох2 -(0,01...0,02);
для ТВТ
п _ С + £палОКз )®ОКЗ
Рті ’
1 <*к2
де &палОкз ~ відносна витрата палива на ОКЗ;
для ТНТ
рт2 =Рт]ак2 +£ох, +(0,002...0,008);
106
для КЗПП
акзпп=Рт2 +&ох2 +(0,002...0,006);
дляТГ
Рт3 = О + £палКЗПп )Рт2 ’
де ^паЛкзпп - відносна витрата палива на КЗПП;
для газовідвідного пристрою
0га=0т3+£оХ2 +(0,002...0,012).
Відносна витрата палива на КЗПП
сРг ЇЖ К -2»з)-с,г ІЙз! (Г« -293)
^и'Пкзпп" с
'/>Г(Х=1 І293 (А)+0 Срв І293 А)
ІТ3 -29з)
4 ад '
Т3
де Срг |29з , Срт 1293 -середні масові ізобарні теплоємності продуктів зго-
ряння в зазначеному температурному інтервалі, які визначаються при
коефіцієнті надлишку повітря а, для ОКЗ.
Сумарна відносна витрата палива на двигун, віднесена до витрати
повітря через ОКЗ,
„ =е аКЗПП
6палї 5палокз 6палкзпп ’
аОКЗ
(3-42)
Коефіцієнт надлишку повітря в КЗПП
а2 =
£палх А)
(3.43)
Слід ураховувати, що отриманий за формулою (3.43) коефіцієнт
надлишку повітря не повинен бути менше 1,7, оскільки в цьому випад-
ку забезпечується мінімальний вміст сполук Т4ОХ у відхідних газах ГТД.
Якщо виявиться, що а2 < 1 ,7, то варто взяти менше розрахункове зна-
чення Г3д і повторити розрахунок.
Годинна витрата палива на ГТА
^палгод ~~ &пал£ ®КЗ^К] ’ 3600 КГ/ГОД.
Залежності (3.28)-(3.43) дають змогу розрахувати основні парамет-
ри теплової схеми з КЗПП.
107
3.5. Розрахунок параметрів ГТА з пароводяним теплоутилізуючим
контуром одного тиску
Найбільш перспективною схемою ГТА для транспортного флоту
та енергетики на найближчий час варто вважати схему ГТА з парово-
дяним ТУК. Схема і цикл суднового ГТА з ТУК одного тиску вже були
розглянуті раніше в підрозд. 3.1. Детальніше розглянемо розрахункову
схему паротурбінного ТУК з УПГ одного тиску (рис. 3.18).
Від ГТД
УПГ
Рис. 3.18. Схема паротурбінного ТУК з УПГ одного тиску суднового ГТА
Відхідні гази ГТД надходять в утилізаційний парогенератор, який
має послідовно розташовані по ходу газу пароперегрівний (ПП), випар-
ний (ВП) та економайзерний (ЕП) трубні пучки. Генерація пари в УПГ
здійснюється за рахунок використання залишкового енергоресурсу від-
хідних газів ГТД. Схема живлення УПГ водою - бездеаераторна з теп-
лим ящиком (ТЯ), що можливо з огляду на порівняно невисокі параме-
три водяної пари в УПГ ТУК. Тиск пари в сепараторі УПГ береться
звичайно рівним 0,8...2,5 МПа, а температура пароперегріву - 520...
...670 К. Паровидатність УПГ за перегрітою парою складає, як прави-
ло, 8... 16 % від витрати повітря через ГТД. Циркуляція води в УПГ при-
мусова і забезпечується циркуляційним насосом (ЦН), кратність цир-
куляції береться звичайно 1,2... 1,8. Під кратністю циркуляції розумієть-
ся відношення видатності циркуляційного насоса до паровидатності
УПГ. Парова турбіна працює з перерозширенням. Розрахунковий тиск
пари в конденсаторі береться звичайно на рівні 0,005...0,010 МПа. Па-
ровий конденсатор прокачується забортною водою за допомогою го-
ловного циркуляційного насоса (ГЦН). Кратність охолодження для
парового конденсатора береться 70... 100. Під кратністю охолодження
розуміється відношення видатності ГЦН до витрати пари, яка надхо-
дить у паровий конденсатор. Для подачі води з парового конденсатора
108
в ТЯ призначений конденсатний насос (КН), а для подачі води з ТЯ в
сепаратор УПГ - живильний насос (ЖН).
Параметричні дослідження циклу ГТА з ТУК одного тиску показа-
ли, що для одержання в ПТ ТУК максимального значення питомої по-
тужності, яке відповідає і максимуму ККД комбінованого газопаротур-
бінного циклу, тиск пари в сепараторі УПГ РУПг повинен бути заданий
певним чином - взятий оптимальним. Величина цього оптимального
тиску залежить у першу чергу від рівня температури газів на вході в УПГ,
у нашому випадку від Г4 (див. рис. 3.8). Оптимальна величина Рупг
залежить від взятого значення тиску пари в ПК Р2, а також від значен-
ня мінімального температурного напору за випарною поверхнею нагрі-
вання УПГ АТВП. У розрахунках звичайно беруть значення АТВП =
= 15...40 град. У меншій мірі величина оптимального тиску пари в сепа-
раторі УПГ залежить від взятої величини температури пароперегріву.
Як показують дослідження циклу подібного ТУК, найбільшого зна-
чення ККД утилізаційного паротурбінного циклу можна досягти, бе-
ручи температуру пароперегріву за так званими узагальненими пара-
метрами в залежності від рівня тиску пари в сепараторі УПГ. У цьому
випадку при даному значенні ККД парової турбіни та заданому кінце-
вому тиску в паровому конденсаторі забезпечується одержання міні-
мальної, наперед заданої величини ступеня сухості пари хтт наприкін-
ці дійсного процесу розширення пари в ПТ (т. 12 на рис. 3.8). Тому можна
записати
Лчігопт = /(^4 ’ ДТ’вП ’ ?2 ) •
При цьому оптимальна температура пароперегріву
= /(^УПГ’ Лт’ Хшіп’ Р2 ) •
Для цілей курсового і дипломного проектування вибір параметрів
пари в ТУК з УПГ одного тиску, з урахуванням викладених вище реко-
мендацій, можна здійснювати за допомогою номограм, розроблених
на кафедрі турбін УДМТУ (рис. 3.19, 3.20).
Розглянуті номограми отримані оптимізацією параметрів ТУК з
бездеаераторною схемою живлення УПГ, у яких процес деаерації цик-
лової води здійснюється в паровому конденсаторі. За умови застосу-
вання антикорозійних присадок до живильної води величина тиску пари
в сепараторі УПГ може братися до 3,0 МПа.
Послідовність дій наступна: за номограмою рис. 3.19 спочатку вар-
то вибрати величину оптимального тиску пари в сепараторі УПГ для
відомої температури газу перед УПГ Т4, задавшись значеннями Р2 і
АТВП, а потім - оптимальну температуру пароперегріву, скориставшись
109
номограмою рис. 3.20. При Рупг = 1,6 МПа; г|т = 0,725; = 0,925;
Р2 = 0,0075 МПа отримано Тпп = 570 К.
Рис. 3.19. До вибору оптимального тиску пари в УПГ
одного тиску паротурбінного ТУК
Укрупнений розрахунок циклу ГТА з ТУК проводиться з метою одер-
жання оптимальних параметрів ГТД і ТУК та виконується в два етапи.
Перший етап - варіантний розрахунок (для взятих значень загаль-
ної міри підвищення тиску повітря в компресорі ) циклу ГТА про-
110
стої схеми (див. табл. ІД). У цьому розрахунку необхідно відразу вра-
хувати збільшення втрат повного тиску по газоповітряному тракту ГТА,
які з'являються через уведення в схему УПГ. Коефіцієнт відновлення
повного тиску для УПГ ¥упг у розрахунках варто брати рівним
0,94...0,97. Отже, загальний коефіцієнт відновлення повного тиску в
циклі ГТА для схеми ГТА з ТУК одного тиску
П¥ГТА ~¥вх¥куКЗ¥т¥УПГ¥гв •
Другий етап - розрахунок комбінованого циклу ГТА з ТУК, що яв-
ляє собою продовження розрахунку за першим етапом (див. табл. ІД).
Визначаємо необхідні величини.
Наявна теплота утилізації, рівна тепловмісту вихлопних газів ГТД,
<1У Чі-ЛеХР-^ох^кз-
Оптимальний тиск пари в УПГ
Атпг
визначаємо за номограмою рис. 3.19.
Температура пароперегріву, яка визначається за узагальненими па-
раметрами водяної пари,
^ПП “/V*УНГ’^т’ Атт>
знаходиться за номограмою рис. 3.20. Укажемо, що значення мінімаль-
ного припустимого ступеня сухості пари хп1іп в розрахунках рекомен-
дується брати рівним 0,95...0,98.
Варто враховувати, що величину тиску водяної пари в сепараторі
УПГ для бездеаераторної схеми живлення УПГ не слід брати вище
3,0 МПа, а температура пароперегріву не повинна перевищувати рівень
680...690 К. Також слід перевірити виконання умови
Т4 -Тпп - 40-50 град.
За термодинамічними таблицями для води і водяної пари з [33] зна-
ходимо числові значення параметрів, необхідних у подальшому розра-
хунку:
Апп - ентальпія перегрітої пари при ^ущ- і Гпп;
Ив н - ентальпія води на лінії насичення при /ущ-;
Тв н - температура води на лінії насичення при АуПГ;
Тж.в - температура живильної води, яка надходить з теплого ящика
111
в сепаратор пари УПГ (береться на 2...4 град нижчою від температури
насичення при тиску Рг);
Ажв - ентальпія живильної води при і Тж в.
Температура газу за випарним пучком УПГ
Т’вп -Т’в.н+Л7’вп •
Відносна видатність УПГ за перегрітою парою #пп, під якою слід
розуміти відношення витрати пари, яка генерується УПГ, до витрати
повітря через КНТ, знаходиться з рівняння теплового балансу, записа-
ного для випарного і пароперегрівного пучків УПГ у вигляді
^п.п (^п.п ~ ^в.н ) = ^гсрт (^4 — ^ВП ) • (3.44)
На цьому етапі розрахунку витрату газу через ГТД можна взяти рів-
ною сумі витрат повітря і палива, поданих у КЗ:
<?г ~^п ”*"^пал ~&Кі ’*'&пал^Кі ~ ‘
Виконаємо необхідні підстановки у формулу (3.44) та одержимо
«п„С«,(Л^п|+^Іті, <Г4-Гвп)- (3-45)
Розділимо ліву і праву частини (3.45) на (7К1, виконаємо відповідні
перетворення й одержимо вираз для визначення величини відносної
видатності УПГ за перегрітою парою:
Яп.п
^в.н
Температура відхідних газів за УПГ визначиться з рівняння тепло
вого балансу його економайзерного пучка
Оп.п (^В.н - Лж в ) - (ггСрг |^®п (твп - Т6 ). (3.46
Виконаємо необхідні підстановки в (3.46) аналогічно розглянутому
вище виразу, розділимо ліву і праву частини на (7К| й одержимо
?„„(Лв,и-Лж,.)=| І+-й" (Гвп-Г6).
І а£0 І 6
112
Остаточно одержимо вираз для визначення температури відхідних
газів за УПГ:
(3.47)
При розрахунках за (3.47) слід спочатку визначити величину срг |^вп,
задавшись попередньо температурою Г6 (у першому наближенні
430...450 К), а потім, якщо це виявиться необхідним, зробити друге на-
ближення.
Коефіцієнт використання тепла в УПГ
Лупг -
Тиск пари перед соплами ПТ визначається з урахуванням величини
втрат повного тиску в пароперегрівнику УПГ, паропроводі і маневро-
вому пристрої ПТ:
Лп -^’упгуппуп2 ’
де Упп -коефіцієнт відновлення повного тиску, який характеризує втра-
ти тиску пари в УПГ на ділянці "вихід пари із сепаратора - вихід з УПГ"
(у розрахунках беруть 0,94...0,96); УГІ2 - коефіцієнт відновлення повно-
го тиску на ділянці "вихід пари з УПГ - вхід у сопловий апарат ПТ"
(береться 0,95...0,96).
Величину ентальпії кінця
теоретичного (ізоентропійно-
го) процесу розширення пари
в паровій турбіні ИТа від па-
раметрів Р3 і Лп п до тиску
Р2 в паровому конденсаторі
визначаємо побудовою про-
цесу розширення пари в ПТ
на діаграмі к-8 для води і во-
дяної пари (рис. 3.21).
Спочатку визначаємо
точку А - початок процесу
розширення пари в ТУК на
перетині ізобари РУПГ та
Рис. 3.21. Теоретичний процес розширен-
ня пари в ПТ ТУК з УПГ одного тиску
113
ізотерми Т^и, потім через А проводимо ізоентальпу Ап п і на перетині
її з ізобарою Р3 знаходимо точку Зп - початок процесу розширення
пари в ПТ.
Тепер можемо визначити ККД ТУК як відношення величини корис-
ної енергії, виробленої ПТ, до наявної теплоти утилізації за формулою
П =
^п.п ^га
^п.п —^ж.в
'Пт'Пупг
де т)т = 0,72...0,80 - внутрішній ККД ПТ ТУК.
ККД комбінованого циклу ГТА з ТУК
Пеу +0-Лг)п >
де т]£ - ККД ГТА простої схеми, отриманий на першому етапі розра-
хунку.
Питома потужність комбінованого циклу ГТА з ТУК
ПИТу
спит
ч
де Nе - питома потужність циклу ГТА простої схеми, отримана на
першому етапі розрахунку.
За результатами розрахунків будують графік залежності ефектив-
ного ККД комбінованого циклу ГТА з ТУК від величини загальної міри
підвищення повного тиску в
циклі, який і є основою для
вибору проектного значення
цього параметра для ГТД у
складі комбінованого ГТА з
ТУК (рис. 3.22).
За допомогою даного гра-
фіка можна вибрати розра-
хункове проектне значення
загальної міри підвищення
тиску повітря в циклі для ви-
конання детального теплово-
Рис. 3.22. Залежність ефективного ККД
циклів ГТА від :
г
1 - ГТА з ТУК одного тиску;
2 - ГТА простої схеми
го розрахунку схеми ГТА на режимі повної потужності. Якщо на цей
же графік нанести і залежність ефективного ККД циклу ГТА простої
схеми (перший етап розрахунку), то можна констатувати значне зни-
ження оптимального значення міри підвищення тиску в циклі ГТА з
уведенням утилізації теплоти відхідних газів ГТД.
Розглядаючи термодинамічні можливості схеми ГТА з ТУК одного
114
тиску за результатами розрахунків, наведеними на рис. 3.23 та 3.24, кон-
статуємо можливість досягнення значень ККД циклу в інтервалі темпе-
ратур газу Т3 = 1200... 1600 К від 38,5 до 46,2 %, а питомої потужності -
248...424 кВт/(кг/с) при значеннях оптимальної міри підвищення тиску
повітря в компресорі, на 16...25 % менших, ніж у ГТА простої схеми.
Рис. 3.23. Залежність ефек-
тивного ККД циклів ГТА від
температури газу Т3
Рис. 3.24. Залежність питомої
потужності циклів ГТА від
температури газу Т3
Таким чином, утилізація теплоти відхідних газів ГТД у паротурбін-
ному ТУК одного тиску, як видно з наведених на рис. 3.23 та 3.24 даних
(лінія 7), де для порівняння подані показники ефективності ГТА прос-
тої схеми (лінія 2), дозволяє підвищити ККД циклу ГТА на 18,4...20,4 %,
а його питому потужність - на 27,3...31,4 %.
Детальний проектувальний тепловий розрахунок схеми ГТА з ТУК
одного тиску виконуєтся в три етапи.
Перший етап - визначення основних термодинамічних параметрів
ГТД за наведеною вище методикою з одержанням величини питомої
потужності. Тут відразу варто врахувати додаткові втрати повного ти-
ску по газоповітряному тракту ГТА від використання в схемі УПГ вве-
денням у розрахунок коефіцієнта відновлення повного тиску уупг. У
цьому випадку трохи зміниться вигляд формули для обчислення вели-
чини протитиску за ТГ ГТД:
р
Г> _ Л зов
/4----------.
УгвУУПГ
115
Другий етап - визначення основних термодинамічних і питомих па-
раметрів ТУК із знаходженням величини питомої потужності парової
турбіни та питомих затрат потужності на привід усіх насосів, які обслу-
говують ТУК. Послідовність розрахунку наведена нижче.
Визначаємо оптимальну величину тиску пари в сепараторі УПГ:
Рупг =/(Ї4»Д^вп»^г)»
а потім і температуру перегрітої пари за узагальненими параметрами
методом, викладеним вище:
^ПП - /(^УПГ ’ Лт ’ А'тіп’Р7. ) •
З використанням термодинамічних таблиць для води і водяної пари,
наприклад таблиці з [33], визначаються необхідні для подальшого роз-
рахунку параметри:
Лп п - ентальпія перегрітої пари при /’упг і Тпп;
ЛВ1І - ентальпія води на лінії насичення при РуПг;
Гв.н - температура води на лінії насичення при Рупг;
Тж в - температура живильної води, яка надходить з теплого ящика
в сепаратор пари УПГ (береться на 2...4 град нижчою від температури
насичення при тиску Рх);
Лжв - ентальпія живильної води при і Тжл.
Температура води на виході з економайзерного пучка УПГ береть-
ся звичайно на 15...25 град нижчою від температури кипіння при тиску
Рупг-Тому
Тв, =Гвн-АГне,
її.я н.с'
де АГ,, е - недогрів води до кипіння в економайзерному пучку УПГ.
Ентальпія води на виході з економайзера АВ2е визначається для тем-
ператури ТВ2е при тиску на виході з економайзера
Р -^УПГ
V ’
де Уе - коефіцієнт, який враховує гідравлічні втрати по водяній стороні в
економайзерному пучку УПГ (береться в розрахунках 0,97...0,98).
Величину відносної паровидатності УПГ за перегрітою парою одер-
жимо з рівняння теплового балансу випарного і пароперегрівного пуч-
ків УПГ у припущенні, що відбір насиченої пари з сепаратора УПГ на
власні потреби ГТА не здійснюється. У такому випадку
^п.п (^П.П -Лв.н )+ <4 (^в.н ~^в2е )= ^УПГСрг Ітвп (^4 “^ВП )• 0-48)
116
Для визначення витрати води, яка прокачується циркуляційним на-
сосом УПГ через економайзерний пучок (7В , у формулі (3.48) врахує-
мо взяту в розрахунках кратність циркуляції води в УПГ, що являє со-
бою відношення видатності циркуляційного насоса до паровидатності
УПГ:
де Сп п - паровидатність УПГ за перегрітою парою.
У розрахунках величиною кратності циркуляції води в УПГ кц за-
даються в інтервалі значень 1,2... 1,8.
Витрату газу через УПГ у формулі (3.48) виразимо через витрату
повітря на вході в КНТ ГТД, увівши в розрахунок додатково коефіці-
єнт перетікання Рпер, який враховує те, що невелика частина газу про-
ходить через УПГ, минаючи трубні пучки. Значення £ в розрахунку
можна брати 0,980...0,995. Тоді
^УПГ ~ РперРгв •
Виконаємо описані вище підстановки у формулі (3.48) та одержимо
^П.П (^П.П — ^В.Н )"*" ^Ц^П.П (^В.Н — ^в2е )— РперРга X
ХСЛ^(Г4-ГВП). (3.49)
Розділимо ліву і праву частини (3.49) на СК( й одержимо
Йп.п(^п.п “Лв.н)"*"^ц8п.п (^в.н ~^в2е РперРгв^Рг Іувг1 0^4 ~^вп)*
Після необхідних перетворень одержимо вираз для визначення ве-
личини відносної паровидатності УПГ за перегрітою парою
Рпд>Рп,^ ЇЙ, (Л-Гвп)
(*ші “*»л)+*и(Ч “Ч >
Температуру відхідних газів за УПГ знайдемо з рівняння теплового
балансу його економайзерного пучка
Ч К ’Ч)=супг<Ч (Гвп -Г6).
117
Виконаємо вже відомі підстановки й одержимо
(Гвп -Г6).
Розділимо ліву і праву частини цього рівняння на СК(, виконаємо
необхідні перетворення й одержимо остаточно
Т6
Рис. 3.25. Схема теплових
потоків сепаратора пари
УПГ одного тиску
-Т’вп ~
^ц^п.п(^В2Є ^в1е )
РперРгвСрг І7®П
Ентальпія живильної води на вході в еко-
номайзер ЛВ[е визначається з рівняння теп-
лового балансу сепаратора пари (СП)УПГ,
до якого надходить вода з теплого ящика.
Розглянемо схему теплових потоків сепара-
тора пари (рис. 3.25).
На рис. 3.25 указані наступні теплові по-
токи:
кількість теплоти, що відходить з СП чи
надходить до нього з насиченою парою,
Сп — ^П^П.Н’
де Лпн - ентальпія насиченої водяної пари при Рупг ’
кількість теплоти, що надходить у СП із живильною водою з тепло-
го ящика,
Сж.В ^П^Ж.В ’
кількість теплоти, що відходить із СП з водою в економайзерний
пучок,
01 = ЄВ ^В, ~^ІІ^П^В, ’
^*е Ве ВІЄ Ч “ в1е
кількість теплоти, що надходить у СП з водою з економайзерного
пучка,
0% =(^в _^п)^вн=(^ц^п_^пЖн=(^ц_О^п^їн-
X В^ II ' І5.Г1 х ід II II X В.її X ід / 11 в.м
У такому випадку рівняння теплового балансу СП може бути запи-
сане в наступному вигляді:
0ж.в +&2е +бп ~0п + •
118
Виконаємо наведені вище підстановки:
^п^ж.в"*"(^ц ^ХЛі^в-н ^ц^п^в1е
- і остаточно одержимо
‘ж.в
1 Ж В І 1
ЛВ1 =-^- + “7----V
в1е 1г- 1г- в'н
Лц Л.Ц
Тиск пари перед соплами парової турбіни визначаємо аналогічно
укрупненому розрахунку циклу ГТА:
Лп -^>УПГуПП¥п2 •
Ентальпію пари ИГа наприкінці ізоентропійного процесу розширення
в ПТ одержуємо побудовою процесу розширення пари на Л-5-діаграмі
так само, як і в укрупненому розрахунку циклу.
Величина питомої потужності парової турбіни, приведена до умов
на вході в ГТА,
^литпт “(^пл ~Йп.вX*~^п.п)(^п.п ~Ка )ЛтЛтт^вх»
де &п в - відносна витрата перегрітої пари, яка відбирається на турбоге-
нератор суднової електростанції на номінальному режимі роботи ГТА;
8П п - відносна витрата перегрітої пари на власні потреби ТУК, що вклю-
чає: витоки пари через кінцеві ущільнення ПТ, витрату пари на паро-
струминний ежектор відсмоктування парового конденсатора тощо (бе-
реться в розрахунках 0,01...0,02); Т1дат = 0,980...0,995-механічний ККД ПТ.
Питома потужність, споживана циркуляційним насосом УПГ (по-
тужність насоса, віднесена до витрати повітря через КНТ ГТД),
&п.п^ц
N
'¥ПИТцн
= 1,00125-
( р
гУПГ
і УеВП
“^УПГ
Лцн
кВт/(кг/с),
де УеВП - коефіцієнт, що враховує гідравлічні втрати по водяній сто-
роні у випарному й економайзерному пучках УПГ (береться 0,86...0,92);
т]цН - ККД гідравлічної частини циркуляційного насоса (береться для
насосів відцентрового типу 0,5...0,6); Рупг - тиск пари в сепараторі
УПГ, МПа.
Питома потужність, споживана живильним насосом УПГ,
119
Мштжн =1,00125-**"(Рупг Рзов) кВт/(кг/с),
чжн
де Р30В -величина атмосферного тиску, МПа; г)жн -ККД гідравлічної
частини живильного насоса (береться в розрахунках 0,5...0,6).
Питома потужність, споживана конденсатним насосом,
АІІИІКН =1,00125-£пп(Рзов~Рг) кВт/(кг/с),
Лкн
де Р7 - тиск пари в конденсаторі ТУК, МПа; Т|кн - ККД гідравлічної
частини конденсатного насоса (береться в розрахунках 0,5...0,6).
Питома потужність, споживана головним циркуляційним насо-
сом ТУК,
ІУпктгцн =1.00125-У""Ц1,АРгцн кВт/(кг/с),
ц Пгцн
де Цк - кратність охолодження парового конденсатора, під якою розу-
міється відношення видатності ГЦН до витрати пари, що скидається в
ПК (береться в розрахунках 70... 100); ДРГцН - величина напору ГЦН,
взята для примусової системи охолодження ПК (0,09...0,10 МПа); Лгцн -
ККД гідравлічної частини ГЦН (береться в розрахунках 0,5...0,6).
Сумарна питома потужність, споживана всіма насосами ТУК,
удг =дг +л; +дг +лг
-4^упитн 2¥ПИТЦН т-'*питжн т-'¥питкн ^•'¥питГцН •
Третій етап розрахунку - визначення параметрів теплової схеми
комбінованого ГТА з ТУК у цілому, а також знаходження витрат робо-
чого тіла для основних агрегатів ГТД, ПТ, УПГ і ПК. Порядок розра-
хунку наведено нижче.
Визначаємо величину питомої потужності ГТА з ТУК:
N =N
-”ПИТу '¥ПИТГТД Т-'¥ПИТПТ •
Обчислюємо приведену витрату повітря через КНТ ГТД:
С =—^—.
1ПП N п
1¥питу Чр
Визначаються витрати повітря і газу у всіх розрахункових перері-
зах газоповітряного тракту ГТД за наведеною вище методикою деталь-
120
ного теплового розрахунку його схеми, а також знаходиться величина
годинної витрати палива на ГТД.
Паровидатність УПГ за перегрітою парою
— ^П.П^К( •
Витрата пари через парову турбіну
^ПТ — п.п ~ £>п.в X* ~ $п.п •
Витрата газу через УПГ
^Гупг =Ргв^к!-
Потужність ГТД у складі ГТУ з ТУК
^гтд =ЛГпитГГд^к1п.п-
Потужність ПТ у складі ГТА з ТУК
АПТ = ^ПИТпт С-<іп.п •
Потужність, споживана циркуляційним насосом УПГ,
^ЦН = ^ПИТцн •
Потужність, споживана живильним насосом,
^ЖН — ^питжн •
Потужність, споживана конденсатним насосом,
^КН — -^питкн •
Потужність, споживана головним циркуляційним насосом ПК,
NГЦН “МіИТгцн •
Питома витрата палива на ГТА з ТУК одного тиску з урахуванням
енергії, що витрачається на власні потреби ГТУ,
С - ^палгод
(т
Х-І¥ПИТН
Ефективний ККД ГТА з ТУК одного тиску
3600
те =------
нисКе
121
3.6. Розрахунок параметрів ГТА з пароводяним теплоутилвуючим
контуром двох тисків
Подальшого підвищення економічності й ефективності ГТА з ТУК
можна досягти використанням більш складних схем ТУК, зокрема ТУК
з УПГ двох тисків.
Зобразимо схему суднового ГТА з ТУК, до складу якого входить
УПГ двох тисків (рис. 3.26).
Рис. 3.26. Схема суднового ГТА з ТУК двох тисків
У розглянуту схему ТУК двох тисків входить УПГ, який має два
парогенеруючі контури - високого і низького тисків. Параметри пари
в контурі високого тиску (ВТ) можуть досягати величини 5,0...6,0 МПа
при температурі пароперегріву до 700...780 К. У контурі низького тис-
ку (НТ) оптимальний тиск пари - 0,17...0,30 МПа, а температуру паро-
перегріву можна брати рівною температурі свіжої пари в контурі ВТ
або нижчою від неї на 50... 100 град. У цьому випадку відносна парови-
датність контуру ВТ складе 6... 12 % витрати повітря через КНТ ГТД,
для контуру НТ - 3...4 %.
Для досягнення максимальної термодинамічної ефективності цик-
лу ТУК компонування трубчастих пучків УПГ повинне бути наступ-
ним: першими по ходу газу, який надходить в УПГ, розміщаються па-
роперегрівні пучки обох контурів; потім ідуть випарний та економай-
зерний пучки контуру ВТ і далі - випарний та економайзерний пучки
контуру НТ.
Кожен контур має власний сепаратор пари - СП| і СП2 відповід-
122
но, які оснащені власними циркуляційними насосами ЦН, і ЦН2. 3 огля-
ду на невисокі параметри пари в контурі НТ, а отже відсутність жорс-
тких вимог щодо кількості розчиненого в живильній воді кисню, може
здійснюватися безпосередня подача живильної води з ПК у сепаратор
пари НТ.
Живлення водою контуру ВТ повинне бути організовано за іншою
схемою з попередньою деаерацією живильної води в спеціальному апа-
раті - термічному деаераторі (ДТ). Така схема живлення УПГ необхід-
на, коли тиск пари береться більший від величини 2,4...3,0 МПа, з огля-
ду на жорсткі обмеження щодо присутності в живильній воді розчине-
ного кисню. У термічному деаераторі змішувального типу, найбільш
розповсюдженого в практиці суднового паротурбобудування, живиль-
на вода звичайно нагрівається парою з регенеративних відборів турбін.
У нашому випадку зручно відбирати грійну пару з сепаратора пари кон-
туру НТ, що дозволяє не ускладнювати додатково конструкцію корпу-
су парової турбіни. При такій схемі відбору пари на деаератор утрата
корисної роботи пари мінімальна, тому що звичайно робочий тиск у
деаераторі береться ~0,1098 МПа. Оскільки є можливість мати значний
запас води всередині деаератора, в цій схемі можна відмовитися від те-
плого ящика, а підживлення УПГ водою здійснювати, подаючи її без-
посередньо в деаератор.
Підведення перегрітої пари НТ при схемі з однокорпусною ПТ здій-
снюється в проміжний ступінь. Якщо прийняте рішення використову-
вати двокорпусну ПТ, яке дозволяє досягти більш високих ККД у кож-
ному корпусі, то можлива розбивка теплоперепаду між корпусами, а
отже прийняття величини тиску пари в контурі НТ таким чином, щоб
усю масу пари після ТВТ направляти на пароперегрів, додавати туди
пару з контуру НТ і вже загальним потоком направляти всю пару в кор-
пус ТНТ.
Зобразимо в координатах Т-8 термодинамічний цикл комбінова-
ного ГТА з ТУК двох тисків (рис. 3.27) для випадку однокорпусної ПТ
і перегріву пари в контурі НТ до того ж рівня, що й у контурі ВТ. Зазна-
чимо, що цикл Ренкіна в подібному ГТА має значно складнішу структу-
ру, ніж у ТУК одного тиску. Перелічимо його основні термодинамічні
процеси:
(8-9) - процес підігрівання води в економайзерному і випарних пуч-
ках контуру НТ до стану кипіння;
(8-9) - процес підігрівання води в економайзерному і випарних пуч-
ках контуру ВТ до стану кипіння;
(9-10) - процес пароутворення в контурі НТ;
(9-10) - процес пароутворення в контурі ВТ;
(10-Зпі) - процес пароперегріву в контурі ВТ;
123
(Зпі-П) - політропічний процес розширення пари в ПТ до проміж-
ного підведення при тиску Рсп;
{10-13) - процес пароперегріву в контурі НТ;
{11-3П^ - умовний процес підігрівання пари після першої частини
ПТ при змішуванні з перегрітою парою контуру НТ;
(Зп2-72) - політропічний процес розширення пари в другій частині
ПТ до тиску Р2 після проміжного підведення;
{12-8) - процес конденсації пари в ПК;
{10-14-15) - охолодження і конденсація насиченої пари, яка відби-
рається з сепаратора пари НТ, у термічному деаераторі.
Рис. 3.27. Термодина-
мічний цикл комбіно-
ваного ГТА з ТУК
двох тисків
Оптимальні тиски пари в сепараторах контурів високого і низького
тисків УПГ є функцією
^СП, -/(^4’ Д^ВП( ’ А^ВП2 »^2♦Лт)»
де ДТВП(і Л7’вгі2 - мінімальні температурні напори за випарною
поверхнею нагрівання контурів УПГ відповідно ВТ і НТ (беруться
15...30град).
На жаль, усебічного дослідження ТУК двох тисків поки що викона-
но не було, тому не можемо дати настільки докладних рекомендацій, як
для ТУК одного тиску. Однак проведені нами дослідження для варіан-
та схеми ТУК, результати яких наведені на рис. 3.28, дозволяють при
необхідності з достатньою вірогідністю приймати розрахункові значен-
ня Рсп і Рсп . Для уточнення значень цих параметрів можна рекомен-
дувати виконати розрахунок декількох варіантів ТУК, взявши інтервал
варіації цих параметрів ±15 % від знятого з рис. 3.28 значення.
Наведені дані є результатом оптимізації ТУК, що має наступні зна-
чення параметрів: ДТВП1=ДТВГІ2 = 20 град; Р2=0,0069 МПа; т]т =0,80.
Укрупнений розрахунок циклу ГТА з ТУК двох тисків з метою одер-
жання оптимальних параметрів ГТД і ТУК виконується в два етапи.
Перший етап - варіантний розрахунок циклу ГТА простої схеми
124
за наведеною вище методикою для взятих значень загальної міри під-
вищення тиску повітря в компресорі. У цьому розрахунку необхідно
відразу врахувати збільшення втрат повного тиску по газоповітряно-
му тракту ГТА введенням коефіцієнта відновлення повного тиску для
УПГ Уурц-, який у розрахунках варто брати рівним 0,94...0,96. Отже,
загальний коефіцієнт відновлення повного тиску в циклі ГТА для схе-
ми ГТА з ТУК
П V ГТА = V вхУ к V КЗУ і* УПІ^ гв •
Другий етап - розрахунок комбінованого циклу ГТА з ТУК. Послі-
довність визначення величин наведена нижче.
Тепловміст вихлопних газів ГТД при утилізації
Я у ~С— ЛеХР-&ох)^КЗ-
Температуру пароперегріву в схемі з ТУК двох тисків можна брати
максимально можливою, виходячи із взятого значення температурно-
го напору в пароперегрівнику УПГ.
Рис. 3.28. Оптимальні тиски пари в УПГ двох тисків у залежності
від величини температури газу за ГТД:
а - у сепараторі високого тиску; 6-у сепараторі низького тиску
125
Тоді
^ПП -^“Д^ПП»
де ДТПП береться в розрахунках рівною мінімум 30...50 град.
Температуру пароперегріву для УПГ не слід брати вище величини
680...690 К.
За термодинамічними таблицями для води і водяної пари з [33] знахо-
димо числові значення параметрів, необхідних у подальших розрахунках:
Лп п, - ентальпія перегрітої пари при РсП] і Тпп;
^п.п2 - ентальпія перегрітої пари при РСПг і Тпп;
йв.н, - ентальпія киплячої води в сепараторі ВТ при Рсп,;
Лв.н2 ~ ентальпія киплячої води в сепараторі НТ при Рсп2;
ЛП.Н1 - ентальпія насиченої пари в сепараторі ВТ при ;
йп.н2 - ентальпія насиченої пари в сепараторі НТ при ^сп2:
Тв.н, - температура киплячої води в сепараторі ВТ при ^сп,;
Тв.н2 - температура киплячої води в сепараторі НТ при Рсп2;
Тж в - температура живильної води, яка надходить із ПК у терміч-
ний деаератор (береться на 2...4 град нижчою від температури насичен-
ня при тиску Ргу,
- ентальпія живильної води при і Т* в.
Температура газу за випарним пучком контуру ВТ УПГ
ЛзП! =7’в.н1 +Д7ВП! •
Визначаємо відносну видатність УПГ за перегрітою парою конту-
ру ВТ &п П1 з рівняння теплового балансу, записаного для випарного
пучка контуру ВТ і пароперегрівних пучків обох контурів у вигляді
^п.п( О^п.Пі ~^в.Н! )*" ^п.п2 (^п.п2 —^п.н2 )=^гС/>г ІГвП1 (^4 — Т’вП! )' (3-50)
На цьому етапі розрахунку витрату газу через ГТД можна взяти рів-
ною сумі витрат повітря і палива, поданих у КЗ:
— '*’^пал — ’*‘Япал^к1 ~ ’
Виконаємо необхідні підстановки у формулі (3.50) та одержимо
^П.П| — ^В.Н! )"*"^п.п2^к1 (^п.п2 ~^в.н2 ) =
126
Розділимо ліву і праву частини на СгК], виконаємо відповідні пере-
творення й одержимо вираз для визначення величини відносної видат-
ності УПГ за перегрітою парою контуру ВТ у вигляді
З огляду на те, що величина відносної паровидатності контуру НТ
за перегрітою парою Яп.п2 ще не відома, розрахунок варто виконувати
в кілька наближень, задавши в першому наближенні значення цього
параметра 0,03...0,04.
На цьому етапі розрахунку не будемо враховувати відбір пари на
термічний деаератор, припускаючи, що живильна вода надходить без-
посередньо в сепаратори пари обох контурів із ПК. У такому випадку
температура газів в УПГ на вході у випарний пучок контуру НТ визна-
читься з рівняння теплового балансу економайзерного пучка контуру
ВТ, записаного у вигляді
Чи,кн, -*ж.»)=СгЧ Й"1 (^ВП, -Л)- (3-51)
Виконаємо необхідні підстановки в (3.51) аналогічно зробленим
раніше, розділимо ліву і праву частини на СК] й одержимо
Остаточний вираз для визначення температури газів на вході у ви-
парний пучок контуру НТ УПГ одержимо у вигляді
5
-Т’вп, ~
&П.П1 “ ^ж.в )
(3.52)
При розрахунках за формулою (3.52) слід спочатку визначити вели-
чину срг |ГВП1, задавшись попередньо величиною температури Т5 (у пер-
шому наближенні 460...480 К), а потім, якщо це виявиться необхідним,
зробити друге наближення.
Температура газу за випарним пучком контуру НТ УПГ
Т’впг _^в.н2 +^вп2 •
127
Варто перевірити дотримання умови Т5 >ТВПї.
Якщо ця умова недотримується, то необхідно збільшити рівень ти-
ску /сП[ або зменшити тиск РСГІ2 і повторити розрахунок.
Визначаємо відносну видатність УПГ за перегрітою парою конту-
ру НТ &П.П2 з рівняння теплового балансу, записаного для його випар-
ного пучка у вигляді
^п.п2 (Ап.н2 ^в.н2 ) ~ &тСрт ІТвп2 5 ^вп2 )• (3.53}
Виконаємо необхідні підстановки у формулі (3.53) та одержимо
Остаточно вираз для визначення величини відносної видатності УПГ
за перегрітою парою контуру НТ набуде вигляду
\ 0 _______________—__________________
^п.н2 — ^в.н2
Температура газів на виході з УПГ визначиться з рівняння теплово-
го балансу економайзерного пучка контуру НТ
^п.п2 (^в.н2 ^ж.в)— &гсрг Іт6 2 вп2 ^6 )• (3.54,
Виконаємо необхідні підстановки у формулі (3.54) та одержимо шу-
каний вираз:
Отже, вираз для визначення величини температури газів на виході з
УПГ має вигляд
6 ~1 вп2
&п.п2 (^в.н2 ^ж.в )
128
Коефіцієнт використання тепла в УПГ
Лупг -
Чу
Тиск пари перед соплами ПТ визначається з урахуванням величини
втрат повного тиску в пароперегрівнику УПГ, паропроводі і маневро-
вому пристрої ПТ:
?3П| СП!¥ППУп2 >
де уПп _ коефіцієнт відновлення повного тиску, який характеризує втра-
ти тиску пари в УПГ на ділянці "вихід пари із сепаратора - вихід з УПГ"
(у розрахунках береться 0,94...0,96); УП2 - коефіцієнт відновлення пов-
ного тиску на ділянці "вихід пари з УПГ - вхід у сопловий апарат ПТ"
(береться 0,95...0,96).
Аналогічно визначаємо тиск пари контуру НТ на вході в проміж-
ний підвід ПТ:
?3П2 СП2УППУп2 •
При побудові процесу розширення пари в ПТ на діаграмі И-5 води
і водяної пари (рис. 3.29) умовно зобразимо його для двох потоків пари
високого та низького тисків, які не змішуються. Визначимо величини
ентальпій кінців теоретичного (ізоентропійного) процесу розширення
обох потоків пари в паровій турбіні Иг
Спочатку визначаємо точ-
ку А - початок процесу розши-
рення пари в ТУК на перетині
ізобари РсПі й ізотерми Тпп,
потім через точку А проводи-
мо ізоентальпу йп _ і На пере-
тині її з ізобарою Р3п1 знахо-
димо точку 5П1 - початок про-
цесу розширення пари ВТ у
ПТ. З точки 3П1 опускаємо пер-
пендикуляр до перетину з ізо-
та И..
барою Р2 і визначаємо шука-
ну ентальпію кінця процесу
розширення Иг . Аналогічну
побудову виконуємо і для пари
• контуру НТ.
Рис. 3.29. Теоретичний процес розши-
рення пари в ПТ ТУК двох тисків
129
Тепер можемо визначити ККД ТУК як відношення величини корис-
ної енергії, виробленої ПТ, до наявної теплоти утилізації:
_ &П.П] (^П.П] )+&п.п2 (^п.п2 \і2 )
Л Яплі, <ЛП.П1 -Лж.в)+#п.п2 (Лп.п3 -Лж.в)ПтПУПГ’
де лт = 0,72...0,80 - внутрішній ККД ПТ ТУК.
ККД комбінованого циклу ГТА з ТУК двох тисків
Пеу =т|е+(1-т|е)П-
Питома потужність комбінованого циклу ГТА з ТУК двох тисків
сПНТу СПИТ
Розглядаючи схеми ГТА з ТУК двох тисків, за результатами розра-
хунків, наведеними на рис. 3.30-3.32 (лінія 7), констатуємо можливість
Рис. 3.30. Залежність ефек-
тивного ККД циклів ГТА
від температури газу Т3
Рис. 3.31. Залежність пито-
мої потужності циклів ГТА
від температури газу Т3
Рис. 3.32. Зміна оптимальної мі-
ри підвищення тиску повітря в
циклі ГТА при підвищенні тем-
ператури газу Т3
130
досягнення значень ККД циклу в інтервалі температур газу Т3 = 1200...
...1600 К від 44,6 до 52,8 %, а питомої потужності - 318...537 кВт/(кг/с)
при значеннях оптимальної міри підвищення тиску повітря в компресо-
рі, на 45...46 % менших, ніж у ГТА простої схеми (лінія 3).
Таким чином, утилізація теплоти відхідних газів ГТД у паротурбін-
ному ТУК двох тисків, як видно з рис. 3.30 та 3.31, де для порівняння
наведені показники ефективності ГТА простої схеми, дозволяє підви-
щити ККД циклу на 36...37 %, а питому потужність - на 60...68 %. У
порівнянні з ТУК одного тиску (лінія 2) ця схема має більший ККД на
14...15 %, а питому потужність - на 26...28 %.
Детальний тепловий розрахунок схеми ГТА з ТУК двох тисків, як і
для розглянутого раніше ТУК одного тиску, виконується в три етапи.
Перший етап - визначення основних термодинамічних параметрів
ГТД простої схеми за наведеною вище методикою з одержанням вели-
чини питомої потужності. З урахуванням додаткових утрат повного
тиску по газоповітряному тракту ГТА в УПГ введенням у розрахунок
коефіцієнта УуПГ зміниться вигляд формули для обчислення величини
протитиску за ТГ ГТД:
р
р = зов
УгвУУПГ
Другий етап - визначення основних термодинамічних і питомих па-
раметрів ТУК із знаходженням величини питомої потужності парової
турбіни та питомих витрат потужності на привід усіх насосів, які обслу-
говують ТУК. Послідовність розрахунку наведена нижче.
Визначаємо оптимальну величину тиску пари в контурах високого
і низького тисків УПГ за раніше наведеними рекомендаціями:
^сп,=/(Л) та^спг=/(Л)-
Задаємося величиною температурного напору в пароперегрівнику
УПГ ДГПП - 30...50 град і визначаємо температуру пароперегріву в
контурах високого й низького тисків УПГ за формулою
^ПП =^4
Максимальне значення Гпп не перевищує рівень 680...690 К.
З використанням термодинамічних таблиць для води і водяної пари
визначаються параметри, необхідні для подальшого розрахунку:
йп п - ентальпія перегрітої пари в контурі ВТ при РСПі і Тпп;
ЛП ІІ2 - ентальпія перегрітої пари в контурі НТ при РСПг і Тпп;
131
Лв - ентальпія води на лінії насичення в сепараторі ВТ при тис-
ку рсп,;
Лв „2 - ентальпія води на лінії насичення в сепараторі НТ при тис-
ку
Лпл - ентальпія насиченої пари в сепараторі ВТ при тиску РСП);
ЛП Н2 - ентальпія насиченої пари в сепараторі НТ при тиску РСПг;
Тв Н) - температура води на лінії насичення в сепараторі ВТ при
тиску РСп,;
Гв,2 ~ температура води на лінії насичення в сепараторі НТ при
тиску РСП2;
Тж в - температура живильної води, яка надходить із ПК у терміч-
ний деаератор (береться на 2...4 град нижчою від температури насичен-
ня притиску Р2);
Ажв - ентальпія живильної води при Р2 і Тж в.
Температура води на виході з економайзерного пучка в контурі
ВТУПГ
'в, = 7’вн -АГ,
в2еі в.Н| н.с7
де АТН е - недогрів води до кипіння в економайзерному пучку УПГ (бе-
реться 15...25 град).
Температура води на виході з економайзерного пучка в контурі
НТУПГ
Т
В2е2
= ТВН, -АТне.
в.«2 *».с
Ентальпія води на виході з економайзера контуру ВТ УПГ ЛВ2е
визначається для температури ТВ2е при тиску на виході з цього пучка
> -сп'
®2е1 уе
де Уе - коефіцієнт, який враховує гідравлічні втрати по водяній стороні в
економайзерному пучку УПГ (береться в розрахунках 0,97...0,98).
Ентальпія води на виході з економайзера контуру НТ УПГ йВ2 ви-
значається для температури ТВ2^ при тиску на виході з цього пуч&а
_рсп2
V, •
Для визначення витрати пари на термічний деаератор, яка відбира-
ється з сепаратора НТ УПГ, запишемо рівняння теплового балансу де-
аератора, виходячи зі схеми теплових потоків у цьому апараті (рис. 3.33).
132
Живильна вода, подавана в деаератор, доводиться до кипіння па-
рою, яка відбирається із сепаратора НТ УПГ, при тиску в регулюваль-
ній цистерні Рд = 0,11...
...0,12 МПа, що відповідає темпе-
ратурі води 102... 104 °С. Задав-
шись величиною цього тиску, ви-
значимо ентальпію води на вихо-
ді з деаератора як ентальпію
води на лінії насичення при Рд.
Рівняння теплового балансу
деаератора запишеться у вигляді
Пара з СП.
о —----------
^п.д
Вода з ПК
*^ж.в
--------^Регулювальна
________/ цистерна
ВодавСП.
--------
Рис. 3.33. Схема теплових потоків у
термічному деаераторі
бвд бп.д+бж.вф
(3.55)
Підставивши у формулу (3.55) витрати і параметри води й пари,
одержимо
^в.д^в.д ~ 2 + ^ж.в^ж.в •
(3.56)
Витрата води на виході з деаератора
^В.Д ^П.Д + ^Ж.В ^П.П| ’
де (7П П) - паровидатність контуру ВТ УПГ за перегрітою парою.
Витрата живильної води на вході в деаератор
^Ж.В ^П.П[ ^п.д ’
де Оп д - витрата насиченої пари, яка відбирається з контуру НТ УПГ
на деаератор.
Підставимо отримані витрати у формулу (3.56) і виразимо їх через
відносні витрати води та пари, віднесені до витрати повітря через КНТ
ГТД. Одержимо
^п.п|^в.д ~’^п.д^п.Н2 +^п.П|^ж.в ~^п.д^ж.в
та перегрупуємо:
^п.Пі^в.д ^п.щ^ж.в ^п.д^п.н2 ^п.д^ж.в
Після цього
Яп.П! (^в.д ~ ^ж.в )—^К| ?пд(^п.н2
-Лжв).
133
Остаточно одержимо
= Л-д _ ?Ж:« . (З 57)
"п.н2 лж.в
Температура газу за випарним пучком контуру ВТ УПГ
^впі =Тв.н1 +ДГВП1.
Визначаємо відносну видатність УПГ за перегрітою парою контуру
ВТ £П.П1 з рівняння теплового балансу, записаного для випарного пуч-
ка контуру ВТ і пароперегрівних пучків обох контурів у вигляді
^П.Пі (ЛП.П] ~^в.Н| )+% (^в.Н| _^2Є| )+^п.п2 (^п.п2 ~Лі.п2 )==
= ^УПГсрг І^вп, (^4 “^ВПі )•
Виконаємо необхідні підстановки:
^К| 8п.пі (^п.гі| ~^в.Н| )"*"^К|^п.п1^'Ц| (^в.Н| ~^в2еі *
Х#п.п2 (^п.п2 ~^п.н2 )= РперРгвСрг ІТдП1 (^4 ~-7'вП| )•
Після звичайних перетворень одержимо вираз для визначення ве-
личини відносної паровидатності УПГ за перегрітою парою
РперРгв^рг ІТВП1 С^4 Т’вп. ) &п.п2 (^п.п2 ^п.н2
С^п.П] — ^в.Н[ )+ЛЦ1 (^в.Н| — ^в2еі )
де кщ - кратність циркуляції води в контурі ВТ УПГ (задаємося в ін-
тервалі значень 1,2... 1,8).
З огляду на те, що величина відносної паровидатності контуру НТ
за перегрітою парою Яп.п2 ще не відома, розрахунок варто виконувати
в кілька наближень, задавшись у першому наближенні значенням цьо-
го параметра 0,03...0,04.
Температура газів в УПГ на вході у випарний пучок контуру НТ
визначиться з рівняння теплового балансу економайзерного пучка кон-
туру ВТ, записаного у вигляді
Св
®ч
)~^упгсрг І?’,11'
(ТвГІ! ~Л)-
134
Виконаємо вже відомі підстановки й одержимо
«Лйд (ч, -ч, й"1 (гвп, -л).
Розділимо ліву і праву частини цього рівняння на (7К1, виконаємо
необхідні перетворення й одержимо остаточно шукану температуру газів
на вході у випарний пучок контуру НТ:
т £щ£п.пі(Лв2еі йвіеі)
7 5 ~1 ВП|---------------------
(3.58)
В В с |ГвП|
РперНгвирг Іу5
При розрахунках за формулою (3.58) слід спочатку визначити вели-
чину Ср | ВП1 , задавшись попередньо величиною температури (у пер-
шому наближенні 460...480 К), а потім, якщо це виявиться необхідним,
зробити друге наближення.
Ентальпія живильної води на вході в економайзерний пучок кон-
туру ВТ /ц визначається з рівняння теплового балансу СП контуру
ВТ, у який надходить вода з деаератора. За аналогією з розрахунком
схеми УПГ одного тиску запишемо
Л =^+^!_1/,
В|е1 1г 1г ВН|
ЛИ1 Чі]
(3.59)
Температура газу за випарним пучком контуру НТ
Твп2 -Т’в.нг + Д^ВП2 •
Варто перевірити дотримання умови Т5 >?ВП2 •
Якщо ця умова не дотримується, то необхідно збільшити рівень ти-
ску /’спі або зменшити тиск РСп2 і повторити розрахунок.
Обчислимо величину #пд відносної витрати насиченої пари на де-
аератор, яка відбирається із сепаратора пари контуру НТ, за форму-
лою (3.57), а потім визначимо відносну видатність УПГ за перегрітою
парою контуру НТ &п.п2 з рівняння теплового балансу, записаного для
його випарного пучка у вигляді
(б^п.п2 + .дХц2 (лп,и2 ^в2е2 )-^упгсрг ІГвп2 (^5 ^ВП2 )• (3.60)
Виконаємо описані вище підстановки у формулі (3.60) та одержимо
Яп.П2 ЯП.Д )^ц2 (^П.и2 ^В2е2 ) б:К1РПЄрРгвСрг (Г5 Гзщ ).
135
Розділимо ліву і праву частини цього рівняння на <7К), виконаємо
необхідні перетворення й одержимо остаточно шукану відносну паро-
видатність контуру НТ УПГ за перегрітою парою:
РперЗгвсрг І/-рп2 (^5 -7ВП2 )~&пдЛц2 (^п.н2 — ^в2е2 )
2 ^И2 (^п.н2 -Лв2е2 )
де кПі - кратність циркуляції води в контурі ВТ УПГ (задаємося в ін-
тервалі значень 1,2... 1,8).
Температуру відхідних газів за УПГ одержимо з рівняння теплово-
го балансу економайзерного пучка контуру НТ, записаного у вигляді
(СП.П2 +^П,дК2 (Лв2е2 "Ч2 )=(7УПГсрг І76 5 (^ВП2
Виконаємо вже відомі підстановки й одержимо
(^К|^п.п2 + <?к. £п.д )^ц2 (^в2е2 ~ ^В1Є2 ) = РперРгвсрг ІГ6 2 (^ВП2 ~ ^б)*
Розділимо ліву і праву частини цього рівняння на (7К1, виконаємо
необхідні перетворення й одержимо остаточно
^ц2 (#п.п2 “В 8п.Д Х^В2е2 ^В1е2 )
В В с Г™2
НперРгв^Рг Іг6
(3.61)
При розрахунках за формулою (3.61) слід спочатку визначити вели-
чину срг |уВП2, задавшись попередньо величиною температури Т6 (у
першому наближенні 430...450 К), а потім, якщо це виявиться необхід-
ним, зробити друге наближення.
Ентальпія живильної води на вході в економайзерний пучок конту-
ру НТ ЛВ1е2 визначається з рівняння теплового балансу СП контуру ВТ,
у який надходить вода з парового конденсатора. За аналогією з форму-
лою (3.59) запишемо
Л к -1
І І вн2
2 ки2 *ц2
Тиск перегрітої пари контуру ВТ перед соплами парової турбіни
визначаємо аналогічно укрупненому розрахунку циклу ГТА:
Лп1 ~РСПіУППуп2 •
136
Так само визначаємо тиск пари контуру НТ на вході в проміжний
підвід пари ПТ:
РЗп2 = РСП2УППУп2 •
Процес розширення пари в ПТ на діаграмі И-8 для води і водяної
пари будуємо так, як раніше, умовно зображаючи його для двох пото-
ків пари високого та низького тисків, які не змішуються. У результаті
одержуємо відповідно величини ентальпій кінців теоретичного (ізоен-
тропійного) процесу розширення обох потоків пари в паровій турбіні
к. і Н. .
ч г. “2 .. . .. с.
Величина питомої потужності парової турбіни, приведена до умов
на вході в ГТА,
^питпт "Ьп.п, 0“^п.пХ^п.пі ~^га[ )Пт+ &і.п2 (^п.п2 ^га2 )Лт2 ЬлцЛвх’
де 5П п - відносна витрата перегрітої пари на власні потреби ТУК, що
включає: витоки пари через кінцеві ущільнення ПТ, витрату пари на
пароструминний ежектор відсмоктування парового конденсатора і т. д.
(береться 0,01...0,02); тц - внутрішній ККД групи ступенів ПТ після
підведення пари НТ, причому Г)_ =(0,98...0,99)Г] ' гі„, - механічний
ККД ПТ (береться 0,98.-0,99). ’ ’
Питома потужність, споживана циркуляційним насосом контуру
ВТ УПГ,
Мштцн, =1,00125------------------------- кВт/(кг/с),
1 Пцн(
де уеВП) - коефіцієнт, який враховує гідравлічні втрати по водяній сто-
роні у випарному й економайзерному пучках контуру ВТ УПГ (береть-
ся 0,86...0,92); Пціі! - ККД гідравлічної частини циркуляційного насоса
(для насосів відцентрового типу-О,5...0,6); РСП) - тиск пари в сепара-
торі УПГ, МПа.
Питома потужність, споживана живильним насосом УПГ,
=1,00125 г""'(/,СП| — кВт/(кг/с),
Лжн
де Рд - тиск пари в деаераторі, МПа; т]жн - ККД гідравлічної частини
живильного насоса (береться в розрахунках 0,5...0,6).
Питома потужність, споживана конденсатним насосом,
137
АТ 1ЛЛІТС <#п.пі+#п.п2+&пл)(/>СП2 -^г) — ., . .
^питкн = 1>00 І 25-!------2----------г------ кВт/(кг/с),
Лкн
де Р2 - тиск пари в конденсаторі ТУК, МПа; ті^ - ККД гідравлічної
частини конденсатного насоса (береться в розрахунках 0,5...0,6).
Питома потужність, споживана циркуляційним насосом контуру
НТ УПГ,
'’питцнз
(р Л
(Яп.п2 +&п.д)^ц2 ~ ^*СП2
= 1,00125--------------еВПг------------
’ІЦНг
кВт/(кг/с),
Де уевп2 ~ коефіцієнт, який враховує гідравлічні втрати по водяній сто-
роні у випарному й економайзерному пучках контуру НТ УПГ (береть-
ся 0,86...0,92); Пцн2 ~ ККД гідравлічної частини циркуляційного насо-
са (для насосів відцентрового типу - 0,5...0,6); РСПг - тиск пари в сепа-
раторі УПГ, МПа.
Питома потужність, споживана головним циркуляційним насо-
сом ТУК,
АГ С?П.П1 + Яп.П2 )Цк^°ГЦН о /X / \
МштГцн =1.00125-------!-—----------— кВт/(кг/с),
чгцн
де Цк - кратність охолодження парового конденсатора, під якою розу-
міється відношення видатності ГЦН до витрати пари, що скидається в
ПК (береться 70... 100); АРГцН - величина напору ГЦН, яка взята для
примусової системи охолодження ПК рівною 0,09...0,10МПа; Пі ци -
ККД гідравлічної частини ГЦН (береться в розрахунках 0,5...0,6).
Сумарна питома потужність, споживана всіма насосами ТУК,
ум =А +А +М +N +N
хг¥питн Ї¥ПИТЦН1 тї¥ПИТЦН2 ^ї¥питжн ^•'''питкн Т7¥питгцн-
Третій етап розрахунку - визначення параметрів теплової схеми ком-
бінованого ГТА з ТУК у цілому та витрат робочого тіла для основних
агрегатів ГТД, ПТ, УПГ, ПК. Порядок розрахунку наведено нижче.
Визначаємо величину питомої потужності ГТА з ТУК:
1 ’ ПИТу 1 ’ ПИТртд т 1 ’ ПИТпт ‘
Обчислюємо приведену витрату повітря через КНТ ГТД:
<7 =—_________
К|пр N ті
1 ’ питу Чр
138
Визначаються витрати повітря і газу у всіх розрахункових перері-
зах газоповітряного тракту ГТД за наведеною вище методикою деталь-
ного теплового розрахунку його схеми, також знаходиться величина
годинної витрати палива на ГТД.
Паровидатність УПГ за перегрітою парою:
контуру ВТ
^П.П1 ~ &П.П| ’
контуру НТ
^п.п2 ~ Яп.п2 ^К| •
Паровидатність УПГ за насиченою парою контуру НТ, яка відби-
рається на деаератор,
^п.д ~ &п.д^кі •
Витрата пари на вході в парову турбіну
ФіТ = &П.П, 0 -Ділі К •
Витрата пари, що надходить у паровий конденсатор,
{-ПІК ~(^п.пі ~*~£п.п2 ‘
Розрахунок інших параметрів ГТА з ТУК двох тисків ведеться за
формулами, наведеними вище для ГТА з ТУК одного тиску.
3.7. Розрахунок параметрів циклів і схем контактних ГТА з ТУК та
впорскуванням пари в КЗ ГТД
Математичні моделі процесів, використовувані в термодинамічних
і теплових розрахунках циклів та схем контактних ГТА, будуються ана-
логічно розглянутим раніше схемам ГТА. Існуючі відмінності в мето-
диках розрахунку визначаються тим, що в турбінах контактних ГТА
працює суміш продуктів згоряння палива і перегрітої водяної пари.
У зв'язку з цим викладемо деякі загальні міркування, які виплива-
ють з термодинаміки ідеальних газопарових сумішей і будуть викорис-
тані далі при розгляді особливостей розрахунку параметрів контакт-
них ГТА з пароводяним ТУК.
Як уже раніше відзначалося, залежно від рівня параметрів робочих
тіл, характерних для сучасних ГТА, зокрема при температурах
500... 1500 К, частина робочого тіла, яка не конденсується (повітря і про-
дукти згоряння вуглеводневого палива), підкоряється законам ідеаль-
ного газу. Ці закони можуть бути поширені і на водяну пару, що знахо-
139
диться в складі газопарової суміші та в атмосферному повітрі, яке над-
ходить у компресор ГТД. Указані допущення загальноприйняті також
у розрахунках процесів вологого газу.
Відносний паровміст у потоці газопарової суміші на вході в турбіну
контактного ГТА
а = Спар
“пар г ,г>
^пар +
де Спвр, Ог - відповідно витрати пари і газу на вході в турбіну.
Відносний вміст газу в потоці газопарової суміші
’^пар'
Газова стала газопарової суміші
^гп “-^г^г + ^пар^пар »
де , /?пар - газові сталі продуктів згоряння і водяної пари.
Середня масова ізобарна теплоємність газопарової суміші
СРгп - СРг + СРпар ^пар»
де сРг, - відповідно середні масові ізобарні теплоємності газу і
водяної парій в складі газопарової суміші.
Парціальний тиск водяної пари в складі газопарової суміші
р -р 4
л пар сум пар „
^гп
Слід ураховувати, що в цьому випадку тиск газопарової суміші ста-
новить суму парціальних тисків компонентів:
Р =Р +Р
В особливо точних розрахунках циклів і схем ГТА прийнято врахо-
вувати величину вологості атмосферного повітря, яка звичайно визна-
чається параметром, що має назву "відносна вологість" і являє собою
відношення парціального тиску пари води в атмосфері до парціально-
го тиску водяної пари в сухій насиченій суміші при тій же температурі:
р
(р=1™Р.
-^нас
140
У розрахунках вологого повітря використовується також поняття
"вологовміст"
_ ^вол
аВОЛ у-, ’
де (7В0Л = Скр + <7пар - сумарний вміст краплинної вологи і водяної пари
в потоці повітря; Сп - витрата сухого повітря.
Зв'язок між параметрами "відносна вологість" і "вологовміст" вира-
жається формулою
____Ф-^нас
В°Л Аіар ^сум-фЛшс’
Зв'язок між параметрами "паровміст потоку" і "вологовміст пото-
ку" має вигляд
й _ ^вол
пар-<7 +1'
Схема і цикл контактного ГТА з упорскуванням пари в КЗ ГТД та
ТУК одного тиску розглянуті раніше в підрозд. 3.6.
Послідовність укрупненого розрахунку циклу даного контактного
ГТА наведена нижче.
Аналогічно викладеній вище методиці укрупненого розрахунку ци-
клу ГТА простої схеми визначаються параметри компресорного бло-
ка. тік, АТк,Т2,ср^ •
Тиск пари в сепараторі УПГ визначається за формулою
п ^ЗОВ^ВХ^К^Ке
Гупг _ ,
УПП
де Упп = 0,90...0,96 - коефіцієнт, який враховує втрати повного тиску в
паропроводі від УПГ до КЗ ГТД.
За довідковими таблицями знаходяться необхідні параметри води і
водяної пари:
Лв н - ентальпія води на лінії насичення при Рупг»
ТВІІ - температура води на лінії насичення при Рупг >
Лп п- ентальпія перегрітої пари на виході з УПГ при РУПг і Рпп>
Ли - ентальпія сухої насиченої пари при РУПг '•>
Лжв ~ ентальпія живильної води, що подається в УПГ після системи
водоочищення (визначається при Тж в = 293...303 К та Рзов).
141
Температура конденсату на виході з ПГК оцінюється за форму-
лою
т8=т3.в+дтпгк,
де Т3 в - температура забортної води (береться 288...298 К в залежності
від району плавання судна); - мінімальний температурний на-
пір у ПГК (беремо в розрахунках 8...15 град).
Далі необхідно визначити за вже відомими формулами число рядів
охолоджуваних лопаток турбін пох, а потім оцінити відносну витрату
сухої насиченої пари, яка відбирається з сепаратора пари УПГ на по-
треби охолодження цих лопаткових вінців:
ЯпаРох =0,5^пЯерт (3'62)
2 1 д її V її )
де рт - коефіцієнт витрати ТВТ, який у першому наближенні беремо
рівним 1,10... 1,15 і далі уточнюємо; = Твн - температура охолод-
ної пари.
Формула (3.62) отримана в припущенні, що за інших рівних умов
для парового охолодження лопаткових апаратів турбін водяної пари
необхідно приблизно в два рази менше, ніж повітря. Подібні дані були
отримані в різний час експериментально в ЦКТІ (Росія), а також в НВКГ
"Зоря"-"Машпроект" (Україна).
Обчислюємо величину загальної втрати повного тиску по газопові-
тряному тракту ГТА:
ПУГТА -увх¥кУКЗУтУУПГУПГК¥гв»
де Упгк - коефіцієнт, який враховує втрати повного тиску в ПГК (бе-
ремо в розрахунках 0,96...0,97).
Визначаємо загальну міру зниження тиску турбін ГТД:
птт =ПУГТАЇСКЇ-
У процесі розрахунку величини теплопідведення в КЗ будемо окре-
мо знаходити теплопідведення до газоповітряного робочого тіла і теп-
лопідведення для перегріву водяної пари, що подається в КЗ. Послідов-
ність розрахунку наведена нижче.
Визначаємо середню масову ізобарну теплоємність повітря для про-
цесу в КЗ:
ч&=/<г<хр) дая
142
Далі розрахунок виконується в два наближення. У першому набли-
женні беремо величину коефіцієнта надлишку повітря в КЗ а=3...4, а в
другому обчислюємо його значення за формулою
1
а=-7Т’
^пал^О
де ^г1ал - відносна витрата палива в КЗ, отримана в першому набли-
женні.
Середня масова ізобарна теплоємність продуктів згоряння для про-
цесу в КЗ
„ ігз _ т \ « т _^з+293
СРГ І293 /X®» ^сер) -^сер ~ 2
Теплопідведення в КЗ до газоповітряного робочого тіла
<7кзг
Йз (Т3-293)-сл Й3 (Г2 -293)
-І_____________________________
Лкз
У першому наближенні беремо орієнтовно величину параметра
тгп =0,22...0,24, а в другому обчислюємо його значення за формулою
/4п-1
ГИ ~—£“-----
111 к'
Я'ГП
де к'їп - показник ізоентропи процесу розширення в турбінах ГТД, знай-
дений при розрахунку в першому наближенні.
Загальний внутрішній ККД газопарових турбін
1--------—
тгпг1а:
Пт
Дійсний температурний перепад у газопарових турбінах
ДГТ
Пт-
143
Температура газопарової суміші за турбінами в дійсному процесі
Г4=Г3-ДГТ.
У першому наближенні беремо орієнтовно величину відносного па-
ровмісту в газопаровій суміші на вході в турбіни ГТД <7'ар =0,09...0,14. У
другому наближенні обчислюємо значення цієї величини за формулою
а =----------------
“пар і ’
де і ос' - параметри, визначені раніше в першому наближенні.
Вміст газу в газопаровій суміші на вході в турбіни ГТД
=1~^пар-
Газова стала суміші для процесу в турбінах
^гп —-^г^г "*"^пар^пар • (3.63)
У розрахунках за формулою (3.63) можна брати значення: /?пар =
= 461 Дж/(кг-К) та 7^ = 287,5 Дж/(кг-К) для продуктів згоряння рідко-
го палива; = 292 Дж/(кг-К) для продуктів згоряння природного газу.
Знаходимо для процесу в турбінах значення середніх масових ізобар-
них теплоємностей компонентів газопарової суміші - водяної пари і
продуктів згоряння:
Ср І? =/(^сер ) і Ср Іт3 =ЛГсер ,«),
виходячи із середньої температури теоретичного процесу розширення
в турбінах
ДГТ
Тс =Т3--------
Рт 2т|т
Потім обчислимо і величину середньої масової ізобарної теплоєм-
ності газопарової суміші для процесу в турбінах:
с |Гз _с і'А + іТ3
Ргп Т4, Л |7’4, І Аіар >т4і “пар-
Знаходимо величину показника ізоентропи процесу розширення
144
газопарової суміші в турбінах ГТД:
с Г3
, Лп ІТд,
^гп=----т-------
С„ £3
Ргп >Т4і ПІ
Температура газопарової суміші за випарною поверхнею нагріван-
ня УПГ
7’вп=7’в.н+АГвп-
Знаходимо значення середніх масових ізобарних теплоємностей
компонентів газопарової суміші для процесу теплообміну у випарному
і пароперегрівному пучках УПГ:
СРпар Йп =^ГУПГ, ) І Срг ІТвп = /(ГУПГ, ’а)’
виходячи із середньої температури цього процесу
т _Г4+ГВП
Гупг.------2 ’
Величина відносного паровмісту в газопаровій суміші на вході в УПГ
з урахуванням скидання в проточну частину турбін ГТД охолодної пари
л _ Яп.п+#пох
п4 “ 1
£п.п + £пох +1+“Т7—
а
Вміст газу в газопаровій суміші на вході в УПГ з урахуванням ски-
дання в проточну частину турбін ГТД охолодної пари
б/г =1-^п •
г4 п4
Потім обчислимо і величину середньої масової ізобарної теплоєм-
ності суміші для цього процесу:
ср |І4 =с_ |~4 4Т .+с„ |І4 <1п .
ггп '^ВП ^ВП г4 "пар ВП п4
З рівняння теплового балансу, записаного для випарного і паропе-
регрівного пучків УПГ, визначимо величину відносної паровидатності
УПГ за перегрітою парою, яка подається в КЗ. Балансове рівняння за-
пишемо відразу для 1 кг повітря, що надходить на вхід КНТ ГТД:
145
&п.п (^п.п ^в.н )*" 8пох 0*11 ^в.н ) *" + &п.п *"
+ ^ПОХ ^Ргп ІТ’вп ~^вп)-
Розкриємо в правій частині цього рівняння дужки й одержимо
&П.пО*П.П ~~^В.Н )"*" &ПОХ 0*11 ~ ^*В.Н ) —І , *”^пох Р
Йп (Г4-Твп)+?1и,с,„ (Л-ГВП).
Виконаємо необхідні перетворення й остаточно одержимо вираз для
визначення відносної паровидатності УПГ за перегрітою парою, яка
подається в КЗ ГТД:
^+аї7+^Пох ~^вп^~^пох О*11 ~^в.н)
" Лал -А..» -с,„ |%п (Л -Гвп)
За довідковими таблицями знаходимо величину ентальпії пари в
складі суміші на виході з КЗ:
Ч=ЛГ3П’Р3П)’
причому попередньо варто обчислити величину парціального тиску
пари в складі газопарової суміші на виході з КЗ:
р — рн ^пар
Г3П — 3®пар р •
^ГП
У такому випадку кількість теплоти, яка витрачена в КЗ для подаль-
шого перегріву поданої в КЗ водяної пари,
&П.п(^Зп ~ ^п.п)
^КЗП --------
Пкз
Якщо рівень температури Т3 високий і немає таблиць для знахо-
дження величини Л3 -/(Т3 ,Р3 ), то можна скористатися менш точ-
ною формулою
146
_ І8з (Гз ІЗ? СГпп -293)
9кзп - ------------------,
Лкз
де сРтр Йз * сРтр І2™ визначаються без урахування величини парціаль-
ного тиску водяної пари.
Повні енерговитрати в КЗ контактного ГТА
^кз^ -0<7кзг + <7кзп >
де р = 0,97...0,99 - коефіцієнт витрати КЗ, що враховує відбори повітря
на охолодження вала, дисків та корпусів турбін.
Відносна витрата палива, подаваного в КЗ ГТД,
&пал
^КЗї
Якщо розрахунок виконувався в першому наближенні, то поверта-
ємося до його початку і виконуємо друге наближення.
Питома потужність у циклі контактного ГТА з ТУК визначиться за
формулою
^пит ( ^+^пп ^ГП ІГ4 Д7т +
+ &похс/>п Іт4 0Х Д7пох срп І'/; Д7к)тЬит'Пр>
де ДГПот - температурний перепад за охолодною парою, який знахо-
диться так само, як у розрахунку ГТА простої схеми.
ККД циклу контактного ГТА з упорскуванням пари в КЗ ГТД
N.
Пе=——•
^КЗх
Питома витрата палива на ГТА
_ 3600
“иПе
Знаходимо значення середніх масових ізобарних теплоємностей
компонентів газопарової суміші для процесу теплообміну в економай-
зерному пучку УПГ:
147
сРпч>ІЙП=ЛГУпг2) і срг Іт®п=/(7уПГ2>а),
виходячи із середньої температури цього процесу
^УПГ2
_^ВП +^6
2
У першому наближенні температурою Т6 варто задатися орієнтов-
но 390...410 К, а в другому її можна уточнити.
Потім обчислимо і величину середньої масової ізобарної теплоєм-
ності суміші для цього процесу:
Ср ІтВП=СР І7ВП І?П<-
А'гп ’/б ”г '^6 14 ^пар 114
Температура робочого тіла за УПГ на вході в ПГК визначається з
рівняння теплового балансу економайзерного пучка УПГ, записаного
у вигляді
(&ІП+&1 Х^вн -Лжв) = І 1+-—-— + &іп + £п Гр ітВП (ГВП“Гб)-
11.11 0110^ / \ 15. П Ж.15 г 1 у СУ 11.11 СУ 1І0Х І т'ГП ' і б ' Алі1 О '
( )
Виконаємо необхідні перетворення й остаточно одержимо вираз для
визначення температури робочого тіла за УПГ:
Т6
-Т’вп ~~7
(&п.п *" &пох )(^в.н ^ж.в )
^+8„.п + 8„„
Твп
^6
Розглянемо термодинамічні можливості схеми контактного ГТА з
упорскуванням пари в КЗ і ТУК, які представлені результатами розра-
хунків (лінія 1 на рис. 3.34 та 3.35). Констатуємо можливість досягнен-
ня значень ККД циклу в інтервалі температур газу Т3 = 1200... 1600 К
від 40 до 50 %, а питомої потужності - 280...575 кВт/(кг/с) при значеннях
оптимальної міри підвищення тиску повітря в компресорі, трохи біль-
ших, ніж у ГТА простої схеми (лінія 2).
Таким чином, реалізація циклу контактного ГТА з утилізацією теп-
лоти відхідних газів ГТД в УПГ одного тиску і впорскуванням перегрі-
тої пари в КЗ ГТД, як видно з рис. 3.34 та 3.35, де для порівняння також
наведені показники ефективності ГТА простої схеми, дозволяє підви-
щити ККД циклу на 22,5...30,7 %, а питому потужність - на 49...73 %.
148
Рис. 3.34. Залежність ефектив-
ного ККД циклів ГТА від
температури газу Т3
Рис. 3.35. Залежність питомої
потужності циклів ГТА від
температури газу Г3
Детальний тепловий розрахунок схеми контактного ГТА з упорску-
ванням пари в КЗ ГТД і ТУК ведеться за формулами, аналогічними
використовуваним у детальному тепловому розрахунку ГТА простої
схеми, а також ГТА з ТУК одного тиску з урахуванням викладених вище
особливостей розрахунків процесів газопарових сумішей.
Будемо розглядати випадок розрахунку теплової схеми суднового
контактного ГТА з упорскуванням пари в КЗ ГТД і ТУК, що має ГТД
із двокаскадним турбокомпресорним блоком і вільною турбіною гвин-
та. Охолодження лопаткового апарата і корпусу високотемпературної
частини ГТД - парове (сухою насиченою парою, яка відбирається із
сепаратора пари УПГ з наступним скиданням у проточну частину ГТД).
Звичайно теплові розрахунки схем і циклів ГТА виконуються на
стандартні атмосферні умови 180, відповідно до яких регламентуються
наступні параметри: температура зовнішнього повітря Тзов = 288 К;
атмосферний тиск на рівні моря Рзов = 1,013-105 Па; відносна вологість
повітря <р =0,6.
З огляду на те, що в довідковій літературі, як правило, наводяться
дані щодо теплофізичних властивостей сухого повітря, розрахунок про-
цесу підвищення тиску в компресорах ГТД трохи ускладнюється через
необхідність перерахування параметрів на вологе повітря. Послідовність
розрахунку наведена нижче.
Обчислюємо вологовміст повітря на вході в ГТД:
149
фРнас
л =-^-
ВОЛ.К р р
*\іар 7зов Чинас
де Рнас визначається як тиск насичення водяної пари при температурі
Т
л зов -
Відносний паровміст у потоці циклового повітря на вході в КНТ
ГТД
_ ^вол.к
парк а +і*
“вол.к
Відносний вміст сухого повітря в потоці на вході в КНТ ГТД
^п.к ==^ — ^пар.к-
Послідовно, задавшись значенням показника ізоентропи кп., визна-
чаємо для кожного компресора ГТД у першому наближенні такі його
параметри: Пк., ДТК., Т2{, сРп,, , Р2(.
Виходячи з середньої температури процесу підвищення тиску в кож-
ному компресорі
АГ Т]к.
Гсео =Л. +-----
ссРк{ 1» 2
визначаємо середню масову ізобарну теплоємність сухого повітря і во-
дяної пари для процесу в КЗ:
С. ) та СР Іт2''=/(Гсер )•
Потім обчислюємо величину середньої масової ізобарної теплоєм-
ності повітря в кожному компресорі, як для пароповітряної суміші, за
формулою
с \1,і =с \1іі а +с а
Рппі І7І, ‘'Річ Ті, П.к, ^српарі. І'Г]. ИП.К, -
Визначаємо величину газової сталої для пароповітряної суміші в
компресорі за формулою
^лп ~^п^и.Кі +^пар^п.К{
Знаходимо дійсне значення показника ізоентропи для пароповітря-
150
ної суміші в кожному компресорі за формулою
С \2,і
. РіШ‘
І71,
(3.64)
Тепер необхідно повернутися на початок розрахунку і виконати його
в другому наближенні, використовуючи отримане за формулою (3.64)
значення показника ізоентропи ЛПЛ/.
Обчислюємо величину тиску пари в сепараторі УПГ:
Р -Л-
Гупг "7 ’
¥пп
де ¥пп = 0,90...0,96 - коефіцієнт, який враховує втрати повного тиску в
паропроводі від УПГ до КЗ ГТД.
За таблицями теплофізичних властивостей води і водяної пари ви-
значаємо температуру сухої насиченої пари 7] 1 при Ру^.
Оцінюємо величину коефіцієнта витрати для КЗ:
акз=ак2 — (0,01—0,02),
де аК2 - коефіцієнт витрати повітря для КВТ (береться в розрахунках
0,98...0,99).
У першому наближенні беремо величину відносної паровидатності
УПГ за перегрітою парою, подаваною в КЗ ГТД, #п п =0,08...0,14, орієн-
туючись на результати укрупненого розрахунку циклу.
Відносна витрата палива в КЗ ГТД
Йз (Гз -2*3)-^ Йз (Г2-293)+?„.„
акз
^іЛкЗ ~[С/>га=1 І293 (£0 +1)-Српп І293 ~293)
де Л3 , йп п - дійсні ентальпії водяної пари в зазначених точках циклу;
сРпп Іюз ’ српп І293 “ сеРеДні масові ізобарні теплоємності повітря, що
розглядається як пароповітряна суміш, визначені в указаному інтерва-
лі температур циклу так само, як і раніше при розрахунку процесу в
компресорі.
151
Коефіцієнт надлишку повітря в КЗ визначаємо за формулою
1
а=-----—.
&пал^0
Коефіцієнт витрати газопарової суміші для ТВТ
_0+& пал )“кз+£п.п
Відносну витрату сухої насиченої пари, яка подається на охолоджен-
ня лопаток у-ї турбіни ГТД, можна оцінити за формулою
(3.65)
Для розрахунку за формулою (3.65) необхідно попередньо оцінити
число охолоджуваних вінців кожної турбіни ГТД.
Коефіцієнт витрати газопарової суміші:
для ТНТ
Рт, =Рт,<хк1 +(0,002.-0,004);
для ТГ
Рт, =Р„ +(0,002.-0,004);
для газовідводу
Рп, =Р„ +(0,002.-0,012). (3.6в)
У формулі (3.66) варто брати більші значення відносних витрат по-
вітря, що повертається в газовідвід, при наявності в ТГ розвантажуваль-
ної порожнини.
Дійсний температурний перепад будь-якої компресорної турбіни
визначається з використанням коефіцієнта балансу потужності відпо-
відного турбокомпресорного блока за формулою
дгт. =СЛТК..,
де ДТК.. -дійсний підігрів повітря в і-му компресорі, що приводиться в
обертання у-ю турбіною.
Визначаємо величину відносного паровмісту в потоці:
152
перед ТВТ
. _ &п.п ^пар.к .
П,“ Мк2 5
перед ТНТ
£п.п *" ^пар.к + &пох
перед ТГ
£п.п "* ^пар.к 8пОХі &пох
перед газовідводом
&п.п *" ^пар.к + &пох *" £пох &пох
Г МЛ | О А 2 Ул
“пгв ~ й •
Ргв
Теплофізичні властивості газопарової суміші для процесу розши-
рення в кожній турбіні визначаються з урахуванням змінної величини
відносного паровмісту в турбінному тракті ГТД. Для кожної турбіни
знаходимо:
середню масову ізобарну теплоємність газопарової суміші
С- =С„ гіг .+с„ ^пап •’
"гпу гу "пару паРу
газову сталу газопарової суміші
^т^ +^пар^пару ’
показник ізоентропи процесу
Далі визначаємо всі інші термодинамічні параметри компресорних
турбін ГТД і знаходимо тиск Р3 3 на вході в ТГ.
Тиск за ТГ визначимо з виразу
153
зов
УгвУУПГУПГК
де Уупг - коефіцієнт, який враховує втрати повного тиску в УПГ (бере-
мо в розрахунках 0,95...0,97); Vпгк - коефіцієнт, який враховує втрати
повного тиску в ПГК (беремо 0,96...0,97).
Потім визначаємо всі параметри ТГ.
Температура газопарової суміші за будь-якою турбіною визнача-
ється з урахуванням скидання в її проточну частину охолодної пари з
лопаткових вінців:
для ТВТ
^к2 Рті
ак2РТ1 +&поч
(т3-дтТі)+
СЛіар । 41 ^Чох,
СРтп I 41 (аК2 Рті + £п0Х1 )
для ТНТ і ТГ
Величину відносної паровидатності УПГ за перегрітою парою мож-
на одержати з рівняння теплового балансу його випарної і паропере-
грівної поверхонь нагрівання, записаного для 1 кг повітря, яке надхо-
дить на вхід КНТ ГТД, у вигляді
т т
£п.п(^п.п — 2>пох> (^11 “^в.н ) = Ргвс/>гп Іт™ (-^4—-^Вп)’
у=1 1
№ т - число турбін у ГТД.
Виконаємо необхідні перетворення й одержимо формулу для визна-
чення відносної паровидатності УПГ за перегрітою парою:
Ргв^гп ІТвп Т'вп) ^^пох>(^11 ^в.н)
(3.67)
Якщо отримане за формулою (3.67) значення відносної паровидат-
154
ності УПГ за перегрітою парою відрізняється від використаного зна-
чення в попередньому наближенні більше ніж на 0,25 %, то розрахунок
варто повторити, починаючи з визначення відносної витрати палива
на КЗ ГТД. Можливо, знадобиться три-п'ять наближень.
Температуру газопарової суміші за УПГ на вході в ПГК можна ви-
значити з рівняння теплового балансу економайзерного пучка УПГ,
записаного для 1 кг повітря, яке надходить на вхід КНТ ГТД, у вигляді
т
&П.П *" .
/=1 7
^ж.в )—Ргас/>гп (^ВП ^б)’
Виконаємо необхідні перетворення й одержимо формулу для визна-
чення температури газопарової суміші за УПГ:
«ж;
т
&П.П +
' — Т —А________
6 вп в с Гвп
Ргв^гп ІТ6
Лв.н ^ж.в)
Питома потужність контактного ГТА
МштГТА сРтті Д7’т3Рт3'П»І^вх-
За наведеними вище формулами для ГТА заданої потужності ви-
значаємо абсолютні витрати робочих тіл для всіх агрегатів ГТД та еле-
ментів ТУК.
Для ПГК поверхневого типу з трубчастою теплопередавальної© ма-
трицею, охолоджуваною забортною водою, необхідно визначити:
температуру газопарової суміші на виході
^8 ~ТЗЯ +А7пГК;
відносний паровміст у потоці за ПГК
^П8
іар
----1 + Р,
V п2
де РП2 - парціальний тиск пари в суміші за ПГК, що визначається як
тиск насичення при температурі Т8.
У залежності від взятих при проектуванні ГТА параметрів циклу
155
теплова схема може генерувати дистильовану воду або навпаки - мати
потребу в підживленні водою аналогічної якості. З цією метою необхід-
но звести баланс теплової схеми по воді, яка впорскується в КЗ ГТД та
залишає цикл разом з відхідними газами. Визначаємо:
кількість води, що надійшла в контактний ГТА разом із зовнішнім
повітрям,
^в.к ^пар.к^к!»
кількість води, що виділилася в КЗ при повному спалюванні пода-
ного палива,
6впал=1>2613
впал 3600
- для дизельного палива;
(?пал
С'в.пал =2,530 ----для природного газу (метан);
3600
кількість води, поданої в КЗ ГТД у вигляді перегрітої пари,
^вКЗ ^п.п^К] ’
кількість води, що надійшла в проточну частину ГТД у вигляді пари,
поданої на охолодження деталей його високотемпературної частини,
^В.ОХ — ЕвПаду Феї»
загальну кількість води в газопаровому потоці перед ПГК
(?„ = 09х + (7В пал + (7вКЗ + <?в ох >
в.шш «ІХ.О в.ил'
кількість води, що втрачається в циклі з відхідними газами після ПГК,
_ _ (^гв ~^в£ )^п8 .
в.від ’
кількість води, що повертається в цикл у вигляді конденсату з ПГК,
О =0 -6
'“’конд ’-'Вх ^В.В1Д’
баланс по воді в циклі контактного ГТА
^^в ~ ^конд — ^вКЗ ~ ^в.ох •
156
Вибір параметрів схеми контактного ГТА повинен здійснюватися
таким чином, щоб виконувалося співвідношення 5СВ >0.
Витрату забортної води, яка прокачується головним циркуляційним
насосом, можна визначити з рівняння теплового балансу ПГК
<73 вс_ ЬТ3 в = + Ов від )с_ |~6 (Г6 - Г8 )+ <7К0НД (йп — А ).
Л.М В \ 115 ру. Р«РІД / г ГП Я ' ® О * А1111/1, И8 '
Остаточно одержимо
_ (^гв — <?в£ + ^в.від )С/?ГП Іг8 (^6 — ^8)+^конд0*п6 ~Лв8 )
*^з.в— ~ Ті-г ’
СРз.вД7З.В
де в - теплоємність забортної води (береться 3,9356 кДж/(кг-К) - для
морської води; 4,1868 кДж/(кг-К) - для прісної води); АТЗ В - підігрів
забортної води в ПГК (береться 10...20 град); йПб - ентальпія пари в
газопаровому потоці перед ПГК; йВ8 - ентальпія конденсату.
Потужність, яка витрачається на привід ГЦН ПГК,
#ГЦН = 1.00125 - СздАРгЦн кВт/(кг/с),
Лгцн
де ДРГЦН - величина напору ГЦН (для примусової системи охолоджен-
ня ПК - 0,09...0,10 МПа); т]ГцН - ККД гідравлічної частини ГЦН (бе-
реться в розрахунках 0,5...0,6).
Контрольні завдання і запитання
1. Назвіть існуючі способи ускладнення схем і циклів ГТА.
2. Дайте характеристику схемі і циклу ГТА з проміжним підігрівом газу в
процесі розширення.
3. Яким чином впливає на показники ефективності й оптимальні параметри
ГТА введення проміжного охолодження повітря в процесі підвищення тиску?
4. Опишіть схему і цикл ГТА з регенерацією теплоти відхідних газів ГТД.
5. Що таке утилізація тепла відхідних газів ГТА в паротурбінному тепло-
утилізуючому контурі?
6. Поясніть, яким чином здійснюється утилізація тепла відхідних газів ГТА
при організації його роботи за контактним газопаровим циклом.
7. Сформулюйте особливості розрахунку параметрів ГТА з регенерацією
теплоти відхідних газів ГТД.
8. Укажіть основні відмінності в розрахунку параметрів ГТА з проміж-
ним охолодженням повітря в процесі підвищення тиску в порівнянні з ГТА про-
стої схеми.
9. Викладіть основні положення розрахунку параметрів ГТА з проміжним
підігрівом газу в процесі розширення.
157
10. У чому особливості розрахунку параметрів ГТА з пароводяним тепло-
утилізуючим контуром одного тиску?
11. Проаналізуйте схему і цикл ГТА з пароводяним теплоутилізуючим кон-
туром двох тисків.
12. У чому особливості розрахунку параметрів ГТА з пароводяним тепло-
утилізуючим контуром двох тисків?
13. Поясніть особливості визначення теплофізичних властивостей газопа-
рових сумішей у розрахунках циклів і схем контактних ГТА з пароводяним ТУК.
14. Викладіть послідовність та основні положення укрупненого розрахунку
циклу контактного ГТА з пароводяним ТУК.
15. Які особливості детального теплового розрахунку схеми контактного
ГТА з упорскуванням пари в КЗ ГТД і ТУК?
Розділ 4. ГАБАРИТНІ РОЗРАХУНКИ І
КОМПОНУВАННЯ СУДНОВОГО
ГАЗОТУРБІННОГО АГРЕГАТУ ТА ЙОГО
ЕЛЕМЕНТІВ НА СТАДІЇ ПЕРЕДЕСКІЗНОГО
ПРОЕКТУВАННЯ
4.1. Визначення габаритних розмірів суднового ГТД і його
компонування
На ранніх стадіях проектування з метою визначення основних роз-
мірів турбоагрегату виконуються його габаритний розрахунок і компо-
нування. У першу чергу для ГТД проводяться розрахунки, у процесі яких
визначаються радіальні й осьові розміри компресорів, камер згоряння,
турбін. При цьому оцінюється число ступенів компресорів і турбін, час-
тоти обертання їх роторів, число жарових труб у камерах згоряння. За
результатами цих розрахунків одержують дані для виконання компону-
вання ГТД і креслення меридіанного перерізу його проточної частини.
На рис. 4.1 показаний меридіанний переріз проточної частини ГТД із
зазначенням основних елементів, габарити яких визначаються.
Рис. 4.1. Меридіанний переріз проточної частини ГТД із
прямотоковою КЗ і довжини елементів:
1 - лемніската вхід ного пристрою; 2 - передній корпус компресора; З - КНТ; 4 -
перехідник компресора; 5 - КВТ; б - зад ній корпус компресора; 7 - КЗ; 8 - ТВТ;
9 - ОВ ТВТ; 10 - ТНТ; 11 - ОВ ТНТ; 12 - ТГ; 13 - ОВ ТГ
При компонуванні ГТД і кресленні його меридіанного перерізу кон-
структивно визначають габарити перехідників компресорів та опорних
вінців турбін, орієнтуючись на конструкції існуючих морських ГТД. У
процесі проектування ГТД слід прагнути, щоб напрямок середньої лінії
159
течії в проточній частині не мав різких зламів. Різкі зміни напрямку
потоку робочого тіла по тракту ГТД, викликані значними коливання-
ми величин середніх діаметрів агрегатів, які стикуються між собою,
призводять до підвищених утрат повного тиску і, як наслідок, до змен-
шення ККД циклу ГТА.
У загальному вигляді довжина ГТД із прямотоковою камерою
згоряння
п и-1 т т
^ТТД =£в.п *"^з.к.к +^КЗ ’+'тЕ^'ОВ; ’
і=1 і=1 7=1 7=1
де £В ІІ - довжина лемніскати вхідного пристрою; £пк к ~ довжина пе-
реднього корпусу компресора; ЬК{ - довжина і-го компресора; Ьп к. -
довжина /-го перехідника компресора; £3 к к - довжина заднього кор-
пусу компресора; Ькз - довжина камери згоряння; ЬТ. - довжина у-ї
турбіни; £ов.~ довжина у-го опорного вінця турбіни; п- число комп-
ресорів ГТД; т - число турбін ГТД.
Загальне прямотокове компонування ГТД вважається кращим при
проектуванні ГТА практично будь-якого призначення.
Також у практиці вітчизняного газотурбобудування широкого за-
стосування набуло компонування ГТД із протитоковою (петльовою)
камерою згоряння (рис. 4.2). Подібне компонування дозволяє значно
скоротити осьовий габарит турбокомпресорного блока високого тис-
ку і сконструювати його ротор двоопорним. У результаті зменшується
загальна довжина ГТД, зростає його надійність унаслідок зменшення
кількості опорних вузлів, спрощується конструкція.
Рис. 4.2. Меридіанний переріз проточної частини ГТД
із протитоковою КЗ і довжини елементів:
1 - лемніската вхідного пристрою; 2 - передній корпус компресора; 3 - КНТ;
4 - перехідних компресора; 5 - КВТ; 6 - осерадіальний дифузор; 7 - ТВТ; 8 - ТНТ;
і> - ОВ ТНТ; 10 - ТГ; 11 - ОВ ТГ; 12 - КЗ
160
4.2. Визначення габаритних розмірів осьових компресорів ГТД
Розрахунки габаритних розмірів компресорів ГТД здійснюються
послідовно, починаючи з КНТ. Для виконання цих розрахунків необ-
хідні наступні параметри, які визначаються на етапі детального тепло-
вого проектувального розрахунку схеми ГТД на режимі повної потуж-
ності: Р) - повний тиск повітря на вході в компресор, Па; Р2 - повний
тиск повітря на виході з компресора, Па; Тх - повна температура по-
вітря на вході в компресор, К; Тг - повна температура повітря на вихо-
ді з компресора, К; (7К - витрата повітря через вхідний переріз компре-
сора, кг/с.
Вибирається матеріал лопаток компресора, для якого за довідни-
ком визначаються границя міцності ак та густина рМк. Як матеріал об-
лопачування КНТ можна рекомендувати титанові сплави, наприклад
широко використовуваний сплав ВТЗ-1, що має ак — 950... 1000 МПа
та рМк = 4540 кг/м3. Лопатки КВТ рекомендується виготовляти стале-
вими. Найчастіше використовуються сплави: Х17Н2 (ак не менше
920 МПа та рМк = 7850 кг/м3), ЗИ696 (ак не менше 900 МПа та рМк =
= 7900 кг/м3) та ін.
Вибираємо розрахункову форму проточної частини компресора.
Звичайно розглядаються три основні форми (рис. 4.3).
Рис. 4.3. Основні розрахункові форми проточних частин осьових
компресорів морських ГТД
Проточна частина з Р3 =соп5і (див. рис. 4.3,а) забезпечує одержання
найменшої висоти робочої лопатки останнього ступеня і відповідно мі-
німального діаметрального габариту компресора ГТД.
Проточна частина з Рс =соп5і (див. рис. 4.3,6) забезпечує плавну
конфузорність обрисів і є найбільш розповсюдженим типом проточної
частини компресора суднових ГТД.
Третій тип проточної частини з І)в =соп5і (див. рис. 4.3,є) забезпе-
чує одержання максимальної висоти робочої лопатки останнього сту-
пеня, використовується досить часто, особливо при проектуванні КВТ.
Розрахунок компресора починається із задання величини осьової
швидкості на вході Са{ - 120...160м/с.Длязменшеннядіаметральнихроз-
мірів компресора і збільшення напірності ступенів бажано збільшувати
161
величину осьової швидкості на вході в компресор. Однак при цьому вар-
то мати на увазі, що із збільшенням величини осьової швидкості зростає
рівень аеродинамічного шуму на всмоктуванні ГТД, що вкрай не бажано.
Вибір величини осьової швидкості на вході в компресор повинен
бути пов'язаний з вибором величини колової швидкості Ї731 на зовніш-
ньому діаметрі ротора компресора для його вхідного перерізу. Для ство-
рення ефективного ступеня компресора, як показує накопичений до-
свід проектування, величина відносної осьової швидкості на вході в
компресор С =Сві /1/Зі повинна знаходитися в межах 0,45...0,55.
На вибір величини колової швидкості /73[ впливає взята конструк-
ція ротора компресора. Треба враховувати, що найбільші значення ве-
личини колової швидкості допускають ротори дискової конструкції (до
390 м/с на периферії робочих лопаток), найменші значення - ротори
барабанного типу (до 220 м/с). Найбільше поширення в даний час ма-
ють ротори дисково-барабанного типу. Для побудованих компресорів
з подібними роторами величина Ї731 не перевищує 350 м/с. Тому при
проектуванні можна задаватися величиною колової швидкості в такий
спосіб: для КНТ 280 < (731 < 350 м/с; для КВТ 240 < 173і < 340 м/с.
Використовуючи існуючий досвід проектування і створення комп-
ресорів морських ГТД, задаються величиною втулкового відношення
на вході в компресор = Т)В[ / £>31, що являє собою відношення внутріш-
нього і зовнішнього діаметрів ротора компресора в його вхідному пе-
рерізі. Можна рекомендувати: для КНТ 0,40 < й < 0,65; для КВТ 0,70 <
< а < 0,85.
При цьому для ГТД великої потужності (10...25 МВт і більше) вар-
то брати менші значення величини втулкового відношення, а для ГТД
невеликої потужності - більші значення.
Розрахунок починаємо з визначення габаритів вхідного перерізу
компресора. Задаємося величинами колової швидкості Ї731 для вхідно-
го перерізу та відносною осьовою швидкістю Св( відповідно до наведе-
них вище рекомендацій. Оцінюємо абсолютне значення осьової швид-
кості на вході в ГТД:
саі=саіи3і.
Отримана величина повинна знаходитись у вказаних вище межах.
Обчислюємо значення коефіцієнта швидкості для вхідного перерізу
компресора:
2-^— Лп7]
Ч+1
де /сП[ - показник ізоентропи повітря, визначений для температури 7].
162
Знаходимо значення газодинамічної функції за формулою
(4-1)
З рівняння суцільності, записаного для вхідного перерізу компресо-
ра, знаходимо величину кільцевої площі цього перерізу:
Зовнішній діаметр вхідного перерізу компресора визначимо для взя-
того значення втулкового відношення:
те(1-<72)’
де те = 3,1416.
Діаметри на вході в компресор:
внутрішній
середній
Г) _________21_____В1
С1 ~ 2
Висота робочої лопатки першого ступеня компресора
_ Р3, -Рв,
кі 0
Частота обертання ротора компресора
л„ =-----— об/хв.
теР3,
Напруження розтягу в кореневому перерізі робочої лопатки першого
ступеня (лопатка постійного перерізу)
163
а =9,8.-В^п2/7 па,
1 7850
де пк - частота обертання ротора компресора, об/хв; ґ\ - кільцева пло-
ща вхідного перерізу, м2.
Запас міцності робочої лопатки першого ступеня
*•*,, =^1,6...2,0,
а«і
де ак - границя міцності матеріалу робочої лопатки.
Переходимо до розрахунку габаритів вихідного перерізу компресо-
ра. Задаємося величиною осьової швидкості на виході з компресора
Саі = 100... 140 м/с. Вибір величини осьової швидкості на виході з комп-
ресора слід пов'язувати з величиною осьової швидкості у вхідному пе-
рерізі. Звичайно компресор проектується таким чином, що по його трак-
ту спостерігається деяке зниження величини осьової швидкості, а тому
саі =(0,9...І,0)СЛ1 .
Коефіцієнт швидкості для вихідного перерізу компресора
С’
2
Iі кп
2—^-Л.Т2
+1
п2
де кП2 - показник ізоентропи повітря, визначений для температури Т2.
Аналогічно розрахунку вхідного перерізу, з використанням форму-
ли (4.1) обчислюємо значення газодинамічної функції:
Знаходимо величину кільцевої площі вихідного перерізу компресо-
ра з рівняння суцільності, записаного з використанням апарату газоди-
намічних функцій,
164
У табл. 4.1 наведені залежності для визначення діаметральних габа-
ритних розмірів вихідного перерізу.
Таблиця 4.1. Розрахункові формули для визначення габаритів перерізу
С3 =СОП8І Сс =СОП8І Г>в =СОП8І
^В2
І 32 п О — О2 і "І " + я
_ £>з2 +РВ2 £> =ГС, +-^_ с2 ку висота робочої лопата » _ ~^г к2 2 Г> _ ^2 +^в2
' 2 У будь-якому випад компресора 2 :и останнього ступеня (4-2)
Отримана за формулою (4.2) висота робочої лопатки останнього
ступеня компресора повинна бути не менше 25...30 мм, тому що при
менших геометричних розмірах спостерігається різке зростання втрат
енергії в його останніх ступенях, а в результаті - різке зменшення ККД
усього компресора.
Якщо необхідно збільшити висоту робочої лопатки останнього сту-
пеня, слід: зменшити в допустимих межах величину втулкового відно-
шення на вході в цей компресор; вибрати іншу розрахункову форму
проточної частини; зменшити в допустимих межах величину осьової
швидкості на виході з компресора.
Число ступенів осьового компресора можна оцінити, задавши ве-
личину середньостатистичного значення міри підвищення тиску в сту-
пені яСТк. Виходячи з накопиченого досвіду конструювання осьових ком-
пресорів суднових ГТД, можна рекомендувати: для КНТ яст =
= 1,22... 1,24; для КВТ-1,15...1,17.
У такому випадку число ступенів компресора одержимо, округлив-
ши до цілого значення результат обчислень, за формулою
=ціле- -.
ІВЯсг.
Для оцінки осьового габариту багатоступінчастого компресора
можна спочатку визначити осьовий розмір його деякого середнього
розрахункового ступеня, який має кільцеву площу, що обчислюється за
165
формулою
а потім отриманий результат помножити на число ступенів компресора.
У залежності від взятого типу проточної частини компресора за
формулами табл. 4.1, підставляючи значення величини ГСк, знаходимо
значення діаметральних розмірів цього середнього розрахункового сту-
пеня (£>3 , £>с , £>Вс), а потім і висоту робочої лопатки /Кс-
Для одержання розрахункової моделі зобразимо проточну частину
розглянутого середнього ступеня осьового компресора (рис. 4.4). Як
випливає з ескізу проточної частини даного ступеня, його осьовий га-
барит можна обчислити за формулою
£ст =6_+8р+6н+8н, (4.3)
де Ьр, Ьн - відповідно осьова ширина робочої і напрямної решіток ком-
пресорного ступеня; 8р - осьовий зазор між робочою і напрямною ре-
шітками в ступені; 8Н - осьовий зазор між напрямною і робочою решіт-
ками наступного ступеня.
Рис. 4.4. Ескіз проточної части-
ни середнього розрахункового
ступеня осьового компресора:
РЛ - робоча лопатка;
НЛ - напрямна лопатка
Для зручності наведення статистичних даних щодо виконаних кон-
струкцій осьових компресорів, відповідно до розробленої математич-
ної моделі, і подальшого використання в розрахункових формулах уве-
демо поняття: ЬИ - відносна ширина решітки компресорних лопаток;
8//- відносний осьовий зазор у ступені компресора.
У такому випадку для середнього розрахункового ступеня компре-
сора формулу (4.3) можна записати у вигляді
166
Після виконання необхідних перетворень одержимо остаточно
£"-=4йл+йл+(Нл+йл
(4-4)
де (ЬІІ)т - відносна ширина робочих решіток; (6//)нл - відносна ширина
напрямної решітки; (8/і)рл - відносний осьовий зазор між робочою і
напрямною решітками в ступені; (8//)нл - відносний осьовий зазор між
напрямними лопатками і робочими решітками наступного ступеня.
Уведемо поняття відносної висоти лопатки компресорного ступе-
ня, що являє собою відношення середнього діаметра ступеня до висоти
його робочої лопатки:
Як показує аналіз статистичних даних щодо існуючих конструкцій
компресорів, можна одержати функціональні залежності відносних гео-
метричних параметрів компресорного ступеня, які входять у формулу
(4.4), від відносної висоти його лопатки.
Статистична обробка відомих конструкцій компресорів морських
ГТД дозволила одержати інтервал значень цих параметрів та апрокси-
муючі залежності для автоматизованого проектування і габаритних
розрахунків ГТД. Наведені дані справедливі для інтервалу значень від-
носної висоти компресорної лопатки 2,0 <ФЛ <20 і можуть бути ре-
комендовані для габаритних розрахунків двигунів, за прототипи яких
взяті вітчизняні ГТД третього і четвертого поколінь.
Для знайденої величини відносної висоти лопатки компресорного
ступеня кожний з перерахованих вище параметрів можна визначити за
апроксимуючою формулою
<4-5>
Інтервали значень параметрів формули (4.4) і коефіцієнти апрокси-
муючих поліномів (4.5) наведені в табл. 4.2.
Таблиця 4.2. Коефіцієнти апроксимуючих залежностей
Параметр Інтервал Ло Лі Л2 Лз
(д//)рл 0,30...0,72 0,383884 0,006937 0,000638 -0,3* 10"5
(М)нл 0,28...0,70 0,310897 0,011753 0,000183 0,11-10^
(8/0рл 0,10...0,35 0,12526 0,001579 0,000334 0,13-МҐ
(8/0нл 0,09...0,32 0,088858 0,004524 0,000218 0,13-104
167
Осьовий габарит проточної частини всього компресора визначає-
мо за формулою
(4-6)
Якщо на меридіанному кресленні проточної частини компресора
не передбачається викреслювати кожний ступінь, то можна застосову-
вати менш трудомісткий підхід з використанням поняття відносної ши-
рини ступеня компресора.
Запишемо формулу (4.4) у вигляді
•^СТк ^Кс •^'СТК •
(4.7)
Величину відносної ширини ступеня компресора у формулі (4.7)
можна визначити за апроксимуючою формулою, отриманою аналогіч-
но (4.5) з тими ж допущеннями:
£стк = 0,87353+0,02604Ял +0,000920* +0,000040* .
к лк лк лк
Осьовий габарит проточної частини всього компресора визначає-
мо також за формулою (4.6).
За результатами розрахунків у зручному масштабі викреслюємо
меридіанний переріз проточної частини для кожного з розраховуваних
компресорів (рис. 4.5) і погоджуємо між собою габаритні розміри вихід-
них та вхідних перерізів, щоб забезпечити плавність середньої лінії те-
чії в проточній частині ГТД.
Рис. 4.5. Меридіанний
переріз проточної час-
тини компресора ГТД
Габарити перехідника і переднього корпусу компресора та лемні-
скати вхідного пристрою визначаються конструктивно за аналогією з
конструкцією двигуна-прототипу. Якщо прототип не визначений, то
можна оцінити осьовий габарит цих елементів за формулами, наведе-
ними нижче.
У залежності від величини зовнішнього діаметра Р3] на вході в КНТ,
168
довжина лемніскати вхідного пристрою
£вп =(0,16...0,22)£>3і.
Осьовий розмір переднього корпусу компресора
^п.к.к=(0,42...0,48)Р3і.
У залежності від величини зовнішнього діаметра Р32 на виході з
КНТ, довжина перехідника компресора
£пк =(0,32...0,42)£>32.
4.3. Визначення габаритних розмірів камер згоряння ГТД
Габаритний розрахунок КЗ ГТД проводиться з використанням ста-
тистичних даних щодо існуючих конструкцій КЗ морських ГТД. Будемо
розглядати випадок розрахунку трубчасто-кільцевої камери згоряння ГТД.
У конструкціях суднових ГТД використовуються трубчасто-кільцеві
КЗ двох типів: прямотокові і протитокові. У прямотоковій КЗ потік
повітря після КВТ надходить в осьовий дифузор, а потім до фронтово-
го пристрою жарової труби й у кільцевий канал (рис. 4.6). Середній діа-
метр розміщення жарових труб у подібній КЗ вибирається таким чи-
ном, щоб кільцева площа між зовнішнім і внутрішнім кожухами була
розділена на дві рівні частини. Це дозволяє забезпечити рівномірне над-
ходження вторинного повітря всередину жарових труб, а отже, і одер-
жання рівномірного температурного поля на виході з КЗ.
Рис. 4.6. Схема
трубчасто-кіль-
цевої прямотоко-
вої КЗ ГТД
Протитокова трубчасто-кільцева КЗ розміщається над задньою час-
тиною КВТ (рис. 4.7). Тут потік повітря перед входом у фронтовий при-
стрій жарової труби робить поворот на 360°: 180° в осерадіальному ди-
фузорі і кільцевому каналі між зовнішніми та внутрішніми кожухами і
169
Рис. 4.7. Схема трубчасто-кільцевої
протитокової КЗ
ще на 180° при вході в жарову тру-
бу через фронтовий пристрій. З
огляду на надзвичайно потужний
вихровий рух повітря в міжтруб-
ному просторі, що сприяє рівно-
мірному розпод ілу вторинного по-
вітря в жарових трубах, середній
діаметр розміщення жарових труб
беруть середньогеометричним.
У результаті теплового розра-
хунку схеми ГТД на режимі пов-
ної потужності одержуємо вихід-
ні дані до розрахунку КЗ: РІКЗ -
повний тиск повітря на вході в
КЗ, Па; 7*! - повна температура повітря на вході в КЗ, К; (7паЛгад -
годинна витрата палива через КЗ, кг/год; (7Пкз - витрата повітря через
КЗ, кг/с; (?Пдаф - витрата повітря на виході з дифузора, кг/с; Г|кз - кое-
фіцієнт повноти згоряння; Ни - нижча наявна теплотворна здатність
взятого в розрахунках палива, кДж/кг; £0 - стехіометрична кількість
повітря, кг/кг.
Виходячи з досвіду створення КЗ для морських ГТД, варто задатися
величиною об'ємної теплонапруженості для жарових труб ^V =
= 500... 1100 кДж/(м3 год-Па). Менші значення цього параметра харак-
терні для КЗ прямотокового типу, а більші - для протитокового.
У цьому випадку сумарний об'єм усіх жарових труб КЗ
_ ^и^паЛгодЛкЗ
* ’=
Задамо декілька значень числа жарових труб і будемо вести подаль-
ший розрахунок паралельно для кількох варіантів. Рекомендується бра-
ти кількість жарових труб у КЗ пж т = 8...20 в залежності від її конструк-
ції, потужності і параметрів ГТД.
Об'єм однієї жарової труби
V
ГЖ.Т
V
г ж.т
^ж.т
Діаметр жарової труби
(4.8)
170
У формулі (4.8) а = 0,1- конструктивний коефіцієнт, який враховує
нециліндричність форми жарової труби; 7 - відносна довжина жарової
труби (можна брати 3,0 < 7 < 4,0; найбільш розповсюджені значення -
3,00...3,65).
Довжина жарової труби
^ж.т
Величина встановлювального зазору між сусідніми жаровими тру-
бами в розрахунках
е=(0,07...0,25)сГжт.
Більші значення цього параметра характерні д ля протитокових КЗ.
Середній діаметр розміщення жарових труб
£> = -*? + -. (4 94
скз 180°
8ІП---
йж.т
Для прямотокової КЗ на цьому етапі розрахунку вже можна вибра-
ти найбільш прийнятний варіант з розрахованих з різною кількістю
жарових труб. При цьому повинне виконуватися співвідношення
^С2КВТ ~^СКЗ ^’15^С2КВТ-
Для протитокової КЗ завжди £>с » £С2КВТ’ причому діаметр внут-
рішнього кожуха КЗ повинен бути ВільшимКвід зовнішнього діаметра
КВТ і між ними повинен залишатися деякий конструктивний зазор ве-
личиною 20...30 мм. Оскільки діаметр внутрішнього кожуха ще не ви-
значений, варіантні розрахунки для КЗ цього типу варто продовжити.
Якщо отримані за формулою (4.9) значення £>Скз не задовільні, то
слід зменшити значення параметра у вказаних вище межах та вико-
нати розрахунок усіх варіантів заново.
Витрата повітря через фронтові пристрої жарових труб (так зване
"первинне повітря")
= (410)
3600
У формулі (4.10) величина коефіцієнта надлишку повітря в первин-
ній зоні жарової труби оц = 1,10... 1,25. Останнім часом для зменшення
шкідливих викидів, передусім оксидів азоту, коефіцієнт надлишку пові-
тря підвищується до 1,7... 1,8.
171
Витрата вторинного повітря, що проходить поза жаровими трубами,
^В.П ^Пдиф <?пі •
У залежності від взятого конструктивного типу КЗ, подальший роз-
рахунок проводять у послідовності, яка наведена нижче.
Прямотпокова КЗ. Беремо значення величини осьової швидкості
= 20...45 м/с потоку повітря, яке протікає поза жаровими трубами,
та обчислюємо значення газодинамічних функцій:
Ккз
де - показник ізоентропи повітря, визначений раніше в перерізі на
виході з КВТ для температури Тг.
Сумарна площа прохідного перерізу кільцевого каналу, вільного від
жарових труб,
• —*—
3^2
2
/л1кз
1" _і
4
ї Л +1
Площа перерізу кільцевого каналу, яку займають жарові труби,
11(1«р
КЗЖ.Т =—^-лж.т-
(4.11)
Сумарна площа перерізу кільцевого каналу
Гкз£ — ^кзвіл +7?КЗЖ.Т-
Діаметри кожухів КЗ:
зовнішнього
2^КЗь
я
внутрішнього
^вкз
2^кз£
я
172
Довжина осьового дифузора КЗ
£о.д =(0,4...0, 5)А2КВТ-
Довжина циліндричної частини КЗ
г _ ^Ж.Т
Цкз Ь ’
де Ь = 1,10... 1,14- конструктивний коефіцієнт.
Осьовий габарит прямотокової КЗ
^К3£ = + Аікз •
Протишокова КЗ. Визначимо за формулою (4.11) загальну площу
перерізу кільцевого каналу, займану жаровими трубами.
Сумарна площа кільцевого каналу КЗ для вітчизняних ГТД, за да-
ними НВКГ "Зоря"-"Машпроект",
=(2,2...2,5)ГКЗжт.
Діаметри кожухів КЗ:
зовнішнього
І) =Б
3*з ’
скз
внутрішнього
кз£
Довжина осерадіального дифузора КЗ
£орд=(0,28...0,56)ЛС2квт.
Осьовий габарит протитокової КЗ
£кз£ = (1,10... 1,1 6)/жт.
4.4. Визначення габаритних розмірів осьових турбін ГТД
З розрахунку теплової схеми ГТД на режимі повної потужності одер-
жуємо наступні вихідні дані для габаритного розрахунку турбін: СТ1 -
173
витрата газу на вході в турбіну, кг/с; - витрата охолодного повітря
на турбіну, кг/с; Т3 - повна температура газу на вході в турбіну, К; Т4 -
повна температура газу на виході з турбіни, К; Р3 - повний тиск газу на
вході в турбіну, Па; Р4 - повний тиск газу на виході з турбіни, Па;
срт, кт, - теплофізичні властивості газу для процесу; г)т - адіабатич-
ний ККД турбіни за повними параметрами.
Частотою обертання ротора турбіни пт необхідно задаватися в за-
лежності від номінальної частоти обертання ротора споживача. Для
компресорних турбін ГТД ця частота обертання визначається з габа-
ритного розрахунку компресорів. Величини лк для сучасних ГТД зна-
ходяться в межах: КНТ - 5000...8000 об/хв; КВТ - 7000... 11000 об/хв.
Частота обертання ротора КВТ завжди вища, ніж у КНТ, на вели-
чину 1000...2000 об/хв (так зване "ковзання" роторів).
Для вільної турбіни гвинта частота обертання призначається відпо-
відно до частоти обертання гребного гвинта пг і передаточного відно-
шення редуктора. Звичайно для торгових суден пг = 105.140 об/хв, а
передаточні відношення редукторів складають величину 15...35. Це
дозволяє призначати частоту обертання ТГ ГТД цих суден птг =
= 3500...4500 об/хв. Для корабельних ГТД, гребні гвинти яких мають
більші значення частот обертання, величина лтг також може бути знач-
но вищою.
Для вільної силової турбіни, що приводить в обертання генератор
змінного струму, частота обертання ротора лтген визначається часто-
тою обертання ротора генератора, яка, в свою чергу, залежить від чис-
ла пар полюсів його обмотки і частоти вироблюваного струму. Звичай-
но в потужних генераторах плавучих електростанцій, блокових елект-
ростанцій, енергопоїздів та інших об'єктів, які виробляють змінний
струм частотою 50 Гц, п__„„ = 3000 об/хв, а для частоти 60 Гц - п„г„, =
= 3600 об/хв.
Для турбін ГТД, що приводять в обертання нагнітачі природного
газу, частота обертання турбіни приводу нагнітача пт призначається
рівною паспортній частоті обертання відповідного нагнітача в інтерва-
лі значень 3500...5300 об/хв.
На цьому етапі розрахунку слід визначитися з матеріалом робочих
лопаток охолоджуваних і неохолоджуваних ступенів турбін. Найбіль-
шого поширення в конструкціях вітчизняних морських ГТД набули на-
ступні сплави: ЧС70, ЧС88; ЗП539 і його модифікації. Для неохолоджу-
ваних ступенів ТГ також можливе використання сплавів ЗИ826 та ЗИ617.
З побудови меридіанного перерізу проточних частин КНТ, КВТ і
КЗ приблизно визначаємо величину середнього діаметра на вході в ТВТ.
Можливі компонування ТВТ і КЗ показані на рис. 4.8.
Середні діаметри на вході в ТНТ і ТГ визначають при компонуван-
174
ні всієї турбінної частини ГТД. Для ТНТ величина середнього діаметра
на вході може бути рівною середньому діаметру на виході з ТВТ або
більшою від нього на 5...20 %. У вільної ТГ середній діаметр на вході
завжди більший від середнього діаметра на виході з ТНТ на 10...25 %.
а б в
Рис. 4.8. Можливі компонування ТВТ і КЗ ГТД:
а “ Г>Сз ~ ^сз > Дкз’ в ~ < Д:кз
Виконуємо оцінку параметрів першого ступеня і габаритів його вхід-
ного перерізу. Необхідно задати число ступенів турбіни згідно з даними
детального теплового розрахунку схеми ГТД або оцінити за формулою
2Т = ціле-£Г<^ (4.12)
* •- я
де І---І =0,11 ...0,12 - відносний температурний перепад на ступінь
V Т /сі
турбіни.
Варто мати на увазі, що формула (4.12) отримана для середнього
навантаження на ступінь газової турбіни і може бути орієнтиром.
На практиці для високотемпературних ГТД існує тенденція проек-
тування ТВТ і ТНТ одноступінчастими з метою зменшення до мініму-
му числа охолоджуваних лопаткових вінців. У той же час вільні турбі-
ни приводу гвинтів, генераторів змінного струму, нагнітачів природ-
ного газу - завжди багатоступінчасті, які можуть мати три-п'ять і біль-
ше ступенів, що визначається оптимальною частотою обертання спо-
живачів їх потужності.
Оцінюємо величину наявного ізоентропійного теплоперепаду на
турбіну:
де ^вих = 0,03...0,05 - коефіцієнт утрат з вихідною швидкістю.
175
У першому наближенні задаємося орієнтовно значенням віднос-
ної висоти робочої лопатки першого ступеня турбіни, під якою розу-
міємо відношення середнього діаметра ступеня до висоти його робо-
чої лопатки:
У першому наближенні можна задавати такі значення 0Т|: для ТВТ -
10...14; для ТНТ -6...8; для ТГ - 5...6.
Потім цю величину слід уточнити.
Міру реактивності першого ступеня на середньому діаметрі оціню-
ємо за формулою
20Т1 -1
Р1=Рк+— 0'3)
де рк - коренева міра реактивності ступеня (у розрахунках береться:
для ТВТ - 0,05...0,15; для ТНТ - 0,05...0,10; для ТГ - 0,0...0,05).
Отримана за формулою (4.13) величина міри реактивності на серед-
ньому діаметрі турбіни не повинна перевищувати значення 0,5.
Швидкість газу на виході із соплової решітки першого ступеня
V
де фС1 = 0,97...0,98 - швидкісний коефіцієнт соплової решітки першого
ступеня турбіни.
Обчислюємо газодинамічну функцію:
2-^-ад
лгз +1^
де кГз - показник ізоентропи газу, який визначається для температу-
ри Тз-
Для забезпечення дозвукового режиму витікання газу із соплової
решітки першого ступеня величина ХС| повинна бути менше одиниці.
Газодинамічна функція безрозмірної витрати газу через соплову
решітку першого ступеня
1
/ \ Г^г,+1Ґ -1 > ЇКз-1
^(хС1)=хС1 —і—із—х2с 3 .
К |' С1 2 кт, +1 с'
>- V 3 Д
176
Величина кільцевої площі на виході із соплового апарата першого
ступеня може бути визначена з рівняння суцільності, записаного для
цього перерізу:
^з^
(4-14)
)8іпаи
Значення кута <х1л виходу газу із сопел першого ступеня для обчис-
лень за формулою (4.14) беруться: для ТВТ - 14... 16; ТНТ - 16...20;
ТГ—18...25.
Визначаємо висоту соплової лопатки першого ступеня:
Отримана за формулою (4.15) висота соплової лопатки першого
ступеня повинна мати величину не менше 20 мм. У противному випад-
ку слід або зменшити величину кута а( л, або взяти менше значення £>Сз
у межах, що допускаються компонуванням ГТД, і виконати розраху-
нок заново.
Висота робочої лопатки першого ступеня
=(1,0...1,05)/С1.
Уточнене значення відносної висоти робочої лопатки першого
ступеня
(4.16)
Якщо отримана за формулою (4.16) величина 0Т( відрізняється від
взятого раніше в першому наближенні значення цього параметра більш
ніж на 10 %, то варто повернутися на початок розрахунку - до формули
(4.13) - і виконати друге наближення, задаючись цим новим, уточне-
ним значенням параметра.
Оптимальна величина характеристики 1}/СХ для першого ступеня
турбіни
СО5(Х|Л
2(І-Рі)'
177
Величина колової швидкості на середньому діаметрі ступеня
лЦ. лт
С73=—
3 60
де пт - частота обертання ротора турбіни, об/хв.
Дійсне значення характеристики VІдля першого ступеня
V = ^.
д с,
Різниця в значеннях уопт і уд повинна бути не більше 5... 10 %:
0,90 <^-<1,10. (4.17)
*д
У противному випадку, варіюючи значеннями величин оц л,рк,
£>Сз ілт, варто домогтися, щоб виконувалося співвідношення (4.17).
Припустивши рівність розмірів вхідної і вихідної кромок соплової
лопатки першого ступеня, одержимо значення зовнішнього діаметра
вхідного перерізу турбіни
А — ^с3 +4і •
Внутрішній діаметр вхідного перерізу
£)в = Г> -/с .
в3 с3 С1
На цьому етапі розрахунку варто оцінити величину запасу міцно-
сті робочої лопатки першого ступеня, орієнтуючись на значення гра-
ниці тривалої міцності о3“3 для взятого матеріалу робочих лопаток.
Попередньо слід визначити температуру матеріалу робочих лопаток
першого ступеня ТМз у найбільш небезпечному з умов міцності корене-
вому перерізі: для охолоджуваної лопатки ТМз = Гд; для неохолоджува-
ної лопатки, з урахуванням процесу тепловідведення в диск, знаходимо
за формулою
п2 (
" -Т
Мз 3 2ср
/>г V
2СО5(Х] !
*Д
де ДТОХ = 50...80 град - величина охолодження кореневого перерізу
робочої лопатки в результаті тепловідведення в диск; ср^ - теплоєм-
ність газу, Дж/(кгК).
178
Шукана величина о3“3 визначається за довідковими даними для
заявленого ресурсу робочих лопаток турбін (не менше 10000 год для
суднових ГТД) або для ресурсу, вказаного в технічному завданні на
проектування. У табл. 4.3 [27] наведені дані щодо тривалої міцності
(МПа) для деяких лопаткових і дискових матеріалів газових турбін на
ресурс т=10000 год.
Таблиця 4.3. Значення тривалої міцності для матеріалів газових турбін
Матеріал Густина, кг/м3 Температура матеріалу, К
850 900 950 1000 1050 1100 1150
ЗП539 8300 645 542 440 330 228 148 80
ЗИ826 8400 565 475 385 292 198 127 60
ЗИ437Б 8200 430 395 280 160 108 65 -
Запас міцності робочої лопатки першого ступеня оцінюється за
формулою, запропонованою В.С. Манделем для лопатки постійного
перерізу,
°з 3
*мщ,------ТгА-----------, (4.18)
О 9 Рм3 І2 Г
де пт - частота обертання вала турбіни, об/хв; рМз - густина лопатко-
вого матеріалу, кг/м3; Г3 - кільцева площа вихідного перерізу сопло-
вого апарата першого ступеня, м\
Оскільки в робочій лопатці турбіни площа перерізу зменшується від
кореня до периферії, дійсне значення запасу міцності виявиться на
15...20 % вищим.
Отриманий за формулою (4.18) запас міцності робочої лопатки тур-
біни повинен бути не менше 1,5...2,0. У противному випадку варто за-
даватися іншим матеріалом робочих лопаток, який має кращі характе-
ристики міцності, або знизити величину допустимої температури мета-
лу лопатки, що призведе до необхідності збільшити витрату охолодно-
го повітря на турбіну.
Розрахунок габаритів вихідного перерізу починаємо з оцінки очі-
куваної величини осьової швидкості на виході з турбіни:
Св4 =(1,10...1,35)Сі8Іпа1.1. (4.19)
У формулі (4.19) при розрахунку ТВТ, ТНТ і ТГ величина постійно-
го коефіцієнта послідовно зменшується від турбіни до турбіни. Можна
рекомендувати брати наступні значення: для ТВТ -1,20... 1,35; для ТНТ -
1,15... 1,25; для ТГ- 1,10...1,20.
179
Обчислюємо газодинамічну функцію у вихідному перерізі турбіни
за формулою
де ^г 4 - показник ізоентропи газу, який визначається для температу-
ри Т4.
Знаходимо значення газодинамічної функції:
И^с44)-^св4
Кільцева площа вихідного перерізу турбіни з урахуванням повернен-
ня охолодного повітря в проточну частину знаходиться за формулою
Запас міцності в кореневому перерізі робочої лопатки останнього
ступеня турбіни визначаємо аналогічно формулі (4.18):
мл
• 4
к =
Л/мщ4
(4.20)
^4
Отриманий за формулою (4.20) запас міцності робочої лопатки
останнього ступеня також повинен бути не менше 1,5...2,0.
Границя тривалої міцності матеріалу робочої лопатки останнього
ступеня о4“4 визначається для того ж ресурсу, що і для лопатки першо-
го ступеня, при температурі Тм<, яка дорівнює: для охолоджуваних ло-
паток - Гд; для неохолоджуваних - (1,06... 1,08)Т^.
Інші геометричні характеристики вихідного перерізу турбіни обчи-
слюються за формулами, записаними в табл. 4.4, у залежності від взятої
в розрахунку форми проточної частини. Ці формули за своєю структу-
рою аналогічні тим, що використовувалися раніше при розрахунку
180
габаритів осьового компресора для трьох типів проточних частин:
О=СОП8І, Ог = СОП8І та Р_ = СОП8І.
Таблиця 4.4. Розрахункові формули для визначення габаритів перерву
Р3=СОП8І Рс = СОП8І Рв =СОП8І
А4 = А3 А4 = А3 а4 =а
А. +”1
IX +ІХ Г) 34 с< 2 IX +ІХ Г) _ 34 в4 Ч 2
Висота робочої лопатки останнього ступеня знаходиться за фор-
мулою
А -А
/ — 34 В4
Ч ~ 2
Відносна висота (віяловість) лопатки останнього ступеня
Тд
повинна бути не менше 3,5. Якщо виявиться, що величина ’’&Т4 « 3,5,
то розрахунок варто повторити. Коли отримана віяловість не набагато
менше 3,5, можна обмежитися деяким збільшенням величини вихідної
швидкості Св4 або змінити розрахункову форму проточної частини,
взявши Рв = СОП8І з метою одержання мінімальної висоти робочої ло-
патки останнього ступеня. Якщо ці заходи не допоможуть, то слід збіль-
шити величину середнього діаметра на вході в турбіну І>Сз і виконати
розрахунок усієї турбіни заново.
Для оцінки осьового габариту турбіни варто спочатку визначити роз-
міри деякого "середнього" ступеня, що має величину кільцевої площі
За формулами табл. 4.4 в залежності від обраної розрахункової фор-
ми проточної частини, підставивши знайдену величину Гс , визначимо
основні габаритні розміри цього "середнього" ступеня: Ас, Ас, Ас, ^тс-
Ескіз "середнього" ступеня турбіни показаний на рис. 4.9.
Міркуючи аналогічно, при визначенні габаритів осьового компре-
сора запишемо формулу для обчислення осьового габариту "середньо-
181
го" ступеня турбіни
(4.21)
- відносні ширини соплових і робочих решіток турбінних
Формула (4.21) за своєю структурою аналогічна формулі, отрима-
ній раніше для компресорного ступеня. Складові формули (4.21) у ква-
дратних дужках теж залежать від величини віяловості ступеня турбіни.
Статистична обробка відомих конструкцій турбін вітчизняних ГТД до-
зволила одержати інтервал значень цих параметрів та апроксимуючі
залежності для автоматизованого проектування і габаритних розрахун-
ків ГТД. Наведені нижче дані справедливі для інтервалу значень відно-
сної висоти турбінної лопатки 3,5 < і>т < 18.
Для знайденої величини відносної висоти лопатки турбінного сту-
пеня кожен з перерахованих вище параметрів можна визначити за апро-
ксимуючою формулою
у}(у }= Л +ЛА + +
(4.22)
Інтервали значень цих параметрів і коефіцієнти апроксимуючих
поліномів формули (4.22) наведені в табл. 4.5.
Осьовий габарит проточної частини всієї турбіни визначаємо за
формулою
=ЬСТ т^т.
(4.23)
182
Таблиця 4.5. Коефіцієнти апроксимуючих залежностей
Параметр Інтервал Ао л. Л? Лз
ГЬУ 0,16... 1,00 0,06934 0,02633 0,00186 -0,00003
р 0,15... 0,67 0,08722 0,02096 0,00077 -0,00001
г 0,065... 0,30 0,04700 0,00329 0,00074 -0,00001
(?) 1 0,055... 0,21 0,02708 0,00841 -0,00006 0,00001
Якщо на меридіанному кресленні проточної частини турбіни не пе-
редбачається викреслювати кожен ступінь, то можна застосовувати
менш трудомісткий підхід з використанням поняття відносної ширини
ступеня турбіни.
Запишемо формулу (4.21) у вигляді
•^стт = ^тс •^-'стт • (4-24)
Величину відносної ширини ступеня турбіни у формулі (4.24) мож-
на визначити за апроксимуючою формулою, отриманою аналогічно
формулі (4.22) з тими ж допущеннями,
£ст = 0,23065+0,058990- +0,003310* - 0,000030^.
Осьовий габарит проточної частини всієї турбіни визначаємо за
формулою (4.23).
За результатами розрахунків викреслюємо меридіанний переріз про-
точної частини для кожної з розраховуваних турбін (рис. 4.10) і пого-
джуємо між собою габаритні розміри вихідних та вхідних перерізів для
забезпечення плавності середньої лінії в проточній частині ГТД.
Рис. 4.10. Меридіанний
переріз проточної части-
ни турбіни
183
Осьові габарити опорних вінців ТНТ і ТГ варто визначати кон-
структивно, орієнтуючись на двигун-прототип з урахуванням розміщен-
ня в опорному вінці ТНТ пристроїв газового реверса в тому випадку,
якщо ГТД реверсивний. На осьовий габарит опорного вінця ТГ знач-
ною мірою впливає конструкція її ротора і заднього підшипникового
вузла.
Контрольні завдання і запитання
1. Які види компонувань суднових ГТД використовуються?Назвіть їх пере-
ваги і недоліки.
2. Сформулюйте основні положення методики визначення габаритних роз-
мірів осьових компресорів ГТД.
3. За допомогою яких співвідношень можна оцінити розмір робочої лопатки
першого ступеня осьового компресора ГТД?
4. Яким чином визначаються габаритні розміри прямотокових камер зго-
ряння суднових ГТД?
5. У чому особливості визначення габаритних розмірів протишокових камер
згоряння суднових ГТД?
6. За допомогою яких співвідношень можна визначити діаметр жарової
труби КЗ суднового ГТД?
7. Сформулюйте основні положення методики визначення габаритних роз-
мірів осьових турбін суднових ГТД.
8. Як оцінити висоту робочої лопатки останнього ступеня турбіни судно-
вого ГТД?
Розділ 5. ГАЗОДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК
ОСЬОВОГО КОМПРЕСОРА
5.1. Постановка завдання та початкові дані
Сучасна теорія осьових компресорів побудована на основі рівнянь
газової динаміки з використанням експериментальних даних про втра-
ти в елементах проточних частин.
Основна особливість існуючих методик полягає в тому, що розра-
хунок ведеться з метою визначення геометрії проточної частини, яка
забезпечує газодинамічні параметри компресора лише на розрахунко-
вому (номінальному) режимі. Завдання побудови газодинамічних ха-
рактеристик осьового компресора розрахунковим шляхом досить склад-
не через наявність нестаціонарних процесів і відривних течій у проточ-
ній частині на режимах, відмінних від номінального. Унаслідок цього в
практиці проектування і застосування осьових компресорів широко
використовуються експериментальні дані продувок плоских решіток та
випробувань модельних ступенів, які є емпіричним базисом і критерієм
правильності основних положень теорії осьових компресорів.
Газодинамічний розрахунок виконують послідовно за стадіями про-
ектування. На стадії попереднього проектування здійснюють розраху-
нок проточної частини компресора за середньою лінією струму з оцін-
кою економічності й потужності приводу та використанням емпірич-
них залежностей, одержаних на основі експериментальних даних про
втрати в елементах ступеня. На наступній стадії здійснюють розраху-
нок просторового потоку, що дає можливість отримати розподіл пара-
метрів в елементах ступенів з наступним уточненням утрат у них, напо-
ру і ККД компресора. Ця стадія проектування може включати в себе
детальний розрахунок характеристик компресорів.
Початковими даними для розрахунку є: витрата робочого тіла (7К,
міра підвищення тиску я*, вихідні параметри робочого тіла Р*х і Г*х,
відносний діаметр втулки на вході до робочого колеса (РК) першо-
го ступеня, очікуваний ККД компресора 1]^, частота обертання пк і
мінімально допустимий запас стійкості роботи по лінії сумісних режи-
мів ААГС. Три останні величини звичайно задаються, коли компресор
проектується для ГТД.
З умов компонування обирають типи вхідного і вихідного патруб-
ків. Якщо осьовий габарит компресора не обмежений, то беруть осьо-
вий вхід, в інших випадках - радіально-осьовий, осесиметричний або
коліноподібний з порушеною осьовою симетрією потоку на вході до
185
РК. Стикування компресора з наступними елементами в залежності від
типу ГТД визначає конструкцію вихідного патрубка, у вигляді якого
може використовуватися кільцевий патрубок або збірна завитка.
5.2. Алгоритм газодинамічного розрахунку осьового компресора на
серед ньому д іаметрі
Газодинамічний розрахунок осьового компресора проводиться на
основі одновимірної теорії з використанням узагальнених результатів
продувки плоских решіток профілів і загальновідомих рівнянь нероз-
ривності, енергії, стану та моменту кількості руху [23,35].
Мета розрахунку полягає у визначенні для заданих умов парамет-
рів газу по тракту, геометричних розмірів конструктивних елементів
компресора та в оцінці його економічності. У завдання газодинамічно-
го розрахунку входить також розрахунок характеристик компресора.
Схема проточної частини осьового компресора, трикутники швидкості
та решітки профілів вхідного напрямного апарата (ВНА), робочого
колеса (РК) та напрямного апарата (НА) першого ступеня подані на
рис. 5.1 і 5.2. Номери перерізів: 0 - вхід до ВНА; 1 - вхід у РК; 2 - вихід
з РК і вхід до НА; 3 - вихід з НА; "вих" - вихід із спрямного апарата
(СА); номери ступенів: І, II, III,..., /,..., г.
Алгоритм газодинамічного розрахунку компресора містить у собі
два етапи: попередній і поступінчастий.
Рис. 5.1. Схема проточної частини компресора
186
5.3. Попередній розрахунок
З метою уточнення основних роз-
мірів проточної частини, числа ступе-
нів компресора й остаточної побудо-
ви меридіанного перерізу виконуєть-
ся його попередній розрахунок. Послі-
довність розрахунку наступна [23]:
1. Беремо колову швидкість (м/с)
на зовнішньому діаметрі РК 1 -го сту-
пеня:
280...340 для КНТ;
240...340 для КВТ.
2. Осьова складова абсолютної
швидкості на вході до РК 1-го сту-
пеня
Рис. 5.2. Трикутники швидкості
та решітки профілів першого
ступеня компресора
де кс =1,02...1,06; рі =0,50...0,55.
3. Середній відносний радіус на
вході до РК
_ |1 + <*п
' сер II у о
4. Коефіцієнт теоретичного напору 1-го ступеня
Нт1 = (о,635-0,4537а+0,3141а2 - 0,03905а3)с1в1,
де а-рі/с1аі.
5. Закручення потоку на вході до робочого колеса 1-го ступеня
187
6. Кут входу потоку до РК (град) в абсолютному русі
180°+агсІ§—— при с1и <0;
сі«і
аи=<90°
агсі§——
сі«і
при Є]И=0;
при с1и >0.
7. Критична швидкість (м/с) на вході до РК 1-го ступеня
йкрП
2к
к+1
КТ*Х •
8. Приведена швидкість в абсолютному русі на вході до РК 1-го
ступеня
1 _ “кіі
Лсц---------; .
«крії 8шац
9. Коефіцієнт відновлення повного тиску у вхідному пристрої
^вх ~ ^вх.п ^ВНА
1 + ^вх.п
к~\у2
к+\ вх
к ґі
-----1 £-
Аг+11
де £вна =0,01 + 5 -10"5 (90°-«і )2; Хвх=Х<.118Іпап; £вхп - коефіцієнт
утрат у вхідному патрубку (згідно з [31] £вх п = 0,05. ..0,10 при звичайно-
му вхідному пристрої; 0,15...0,50 - при зігнутих патрубках, особливо
коли вони невеликих розмірів).
10. Приведена швидкість у відносному русі на вході до РК 1-го
ступеня
^«41 -
с 1 а І "* V серії ^1 «І
2^ссрП «І
<0,78...0,82.
188
11. Площа кільцевого перерізу (м2) на вході до РК 1-го ступеня
*іі =
коск
т овх ^(Хс11)8іпап ’
де Кс - коефіцієнт запасу за витратою (згідно з [35] Кс = 1,02... 1,03); т -
параметр роду газу, який визначається за формулою
т-
к+І
2 У-і к
1+Аг
0,5
К
Я (^іі) “ газодинамічна функція витрати, що може визначатися також
за таблицями газодинамічних функцій,
/с+іу~і
2 )
1-— Х2Н
£ + 1
12. Зовнішній діаметр (м) на вході до РК 1-го ступеня
А1І ~
Я(1-<ф'
13. Діаметр втулки (м) на вході до РК 1-го ступеня
Атіі ~ ^пАсії •
14. Середній діаметр (м) на вході до РК 1-го ступеня
АхрП ^серії Асії ‘
15. Довжина робочої лопатки (м) на вході до РК 1-го ступеня
, _ Ап ~ Атіі
/п------~----
16. Частота обертання ротора (об/хв)
_60«к1І
яАп
189
17. Напруження розтягу (МПа) в робочих лопатках 1-го ступеня
Ор =10^Фр^Г,„
де р - густина матеріалу лопаток, кг/м3; Ф = 0,5...0,7 - коефіцієнт фор-
ми профілю.
18. Коефіцієнт запасу міцності
К. =^-=1,6—2,0,
Р °р
де сгм - границя міцності, що визначається для вибраної марки мате-
ріалу лопаток за даними [24].
19. Дійсна міра підвищення тиску в компресорі
* _
ЯКР - _ ’
°вх °вих
де пвих - коефіцієнт відновлення повного тиску у вихідному патрубку,
який береться в першому наближенні рівним сгвх.
20. Адіабатичний ККД проточної частини компресора
*-і
* * і
* _ ^кр 1
Ляк &-1 1 ’
ЯКр ~ 1
де г]р - політропний ККД елементарного компресорного ступеня;
0,86...0,89 при /п <0,1 м;
0,89...0,92 при /и>0,1 м.
21. Температура гальмування потоку (К) на виході з компресора
і-1
Т
л вих
/
Ляк
22. Осьова складова абсолютної швидкості газу (м/с) на виході з
190
компресора
сввих с1вІ ик1І &са‘
Градієнт осьової швидкості Дса береться в межах 15...30 м/с у залеж-
ності від типу лопаток і допустимих значень коефіцієнта витрати на
останньому ступені саг = (0,75...1,0)сівІ..
23. Приведена абсолютна швидкість на виході з компресора
^вих
сввих
^кр.вих
де «кр внх - критична швидкість (м/с) на виході з компресора;
а - \2*-ПТ*
у к + вих
24. Коефіцієнт відновлення повного тиску у вихідному патрубку
^вих
^вих
* 12
к+1 вих
к-1
к+1
>2
''-вих
де £вих - коефіцієнт утрат у вихідному патрубку (згідно з [31]
?вга=0,2...0,5).
Повторюються всі розрахунки, починаючи від п. 19, і визначається
дійсна міра підвищення тиску у другому наближенні. Якщо одер-
жана величина лкр відрізняється більше ніж на 0,5 % від величини, що
одержана в першому наближенні, то розрахунок виконується знову.
Звичайно двох наближень буває достатньо.
25. Площа (м2) кільцевого перерізу проточної частини компресора
на виході
7 _ (і V л ВИХ
вих - * ,
тРяжЧ (ЛвИХ /
Д® Рвих
Рвх^кр’ ^С^вих) ^вих
/с+іу~іґ к-1
І2
Лвих
26. Зовнішній і внутрішній діаметри (м) на виході з компресора ви-
значаються в залежності від взятої форми проточної частини (рис. 5.3)
за такими формулами:
191
для проточної частини з Рк = і4еш; Всер = уаг; Ввт = уаг
Г1 4
Г) = ІГ)2 Р
^ВТ.ВИХ ЧІТКІЇ *ВИХ >
• к
для проточної частини з £)сер = і4ет; Ввт = уаг; Вк = уаг
•^к.вих
2 12
' гі2 Г • Т) _______ І Г)2- г
^серії ’’’ _гвих > ^вт.вих ЛІ-^серП _вих >
Я 1 Я
для проточної частини з Ввт = І4ет; Вк = уаг; Всер = уаг
Рис. 5.3. Схеми проточних частин осьового компресора:
а - £> = ідеш; £> = уаг; £> т = уаг; б - Б = ідеш; £»__ = уаг; Ок = уаг;
к ' сер * вт сер ВТ ' к
в - Вт = ідеш; £)„ = уаг; £> = уаг; г - комбінована
вт к
27. Довжина лопатки (м) напрямного апарата на виході
. _ -^к.вих -^вт.вих > •
^вих “* « — ^гтіп»
де 7гтіп= 0,015...0,020 м.
28. Середня міра підвищення тиску в ступені компресора
1,20...1,24 для КНТ;
1,16...1,18 для КВТ.
192
29. Число ступенів компресора
1п<р
2 =---7і-.
ІП Лсер
Одержане 2 округляємо до цілого числа.
5.4. Постуїгінчастий розрахунок
До початку поступінчастого розрахунку відомими є стан газу й гео-
метричні розміри на вході і виході з компресора, а також число ступенів.
Поступінчастий розрахунок [23] складається з вибору основних па-
раметрів кожного ступеня, розподілу коефіцієнтів теоретичного напо-
ру й коефіцієнтів витрати між окремими ступенями та газодинамічного
розрахунку ступенів. У наведеній нижче послідовності розрахунки за
п. 1-10 ведуться водночас для всіх ступенів, а від п. 11 - окремо для кож-
ного ступеня. Параметри на виході з і-го ступеня є вхідними парамет-
рами до (і + 1)-го ступеня.
1. Коефіцієнт теоретичного напору і-го ступеня:
а) для компресора з проточними частинами а, б і в (див. рис. 5.3)
Нг1 =НТІ +СХ{ +сххх + с2х^;
б) для компресора з комбінованою проточною частиною (див.
рис. 5.3,г):
для перших ступенів
Нгі =НГІ +ахі+а1Хі;
для останніх ступенів
Нгі =НГЇ +Ьхі +1>іХі +Ь2х$,
деа = 0,1875; а, =-0,06245; Ь =0,045595; ^=-0,063839; Ь2 =-0,0572916;
с = 0,35154; сх= -0,09094; с2 =-0,210781; х.=—.
2-І
2. Адіабатичний ККД окремих ступенів
+0,070467Хі +0,016306х? -0,086115х?,
де Т)*! =0,845...0,865.
193
3. Колова швидкість (м/с) на зовнішньому діаметрі на вході до ро-
бочого колеса і-го ступеня
Я-Окі/ йк
Де Олі ~^к1І \^к!І -^к.вих / •
4. Теоретичний напір (Дж/кг) і-го ступеня
ТТ -І]
Г1ТІ ^Тї^КІІ* '
5. Дійсний напір (Дж/кг) і-го ступеня,
Де ^ні _ коефіцієнт витраченої роботи, що враховує ефект взаємного
впливу ступенів і визначається за формулою кні = ки1 ~(£н1 -кт .
Результати експериментальних досліджень [6, 25, 29, 35] показують,
що для першого ступеня /сні =0,98...0,88, для останнього /снг = 0,90...0,88.
6. Адіабатичний напір (Дж/кг) і-го ступеня
7. Підвищення температури гальмування (К) газу в ступені
де к{ - показник ізоентропи для процесу в і-му ступені.
8. Температура гальмування (К) за і-м ступенем
9. Міра підвищення тиску в окремих ступенях
Які
194
Перевіряємо відповідність мір підвищення тиску в окремих ступе-
нях заданій мірі підвищення тиску в компресорі. Добуток мір підвищення
тиску в окремих ступенях повинен дорівнювати заданій мірі підвищен-
ня тиску в компресорі:
2
Якр=ПяКІ=(1,00 ...1,04)лк.
І=1
В усіх ступенях, окрім першого, мірою підвищення тиску є відно-
шення повного тиску на виході з напрямного апарата до повного тиску
перед колесом:
Які
Рзі
Р*и
Для першого ступеня під початковим тиском розуміють тиск перед
вхідним напрямним апаратом, тому
*
якІ ~
Рзі
♦
Рвх ^вх.п
10. Повний тиск (МПа) за ступенем
Рзі ~ Р\і Які"
11. Середній відносний радіус на вході до ступеня
- _ 1 + <*і
Гсері І — у 2
12. Відносна величина колової швидкості на вході до робочого колеса
2^сер1і Гсер2і — (1 Рі.
- М<1і
С1Ш - р
Г +Г к2/
'серії т'сер2і п
^кіі
Де Гсер2і гсер1і> ^к2і 2 ’ ^кЗі ~-^к!(і+1)’ Рі-Рі+(Р2 Рі)-*-ж-
195
13. Коефіцієнт витрати на вході до ступеня
_ _ <їаі
с1аі
мк1і
/ у'-І.
ДЄ Суп ~ *Ів1 (С1 а І ^авих/ >
сІаІ ~с1аІмк1І-
14. Кут (град) входу потоку до робочого колеса в абсолютному русі
Сі-; 180°+агсі§^- С1иі при с1иі <0;
ап- = 90° прис1ИІ- =0;
с1аі агсі§—— с1иі при с1иі > 0.
15. Критична швидкість (м/с) на виході зі ступеня в абсолютному русі
^крЗі
2/с.
—-&ТЗІ.
кі+1
16. Приведена швидкість в абсолютному русі на виході зі ступеня
і _ сз«і
лзі-----------: >
«крзі «тазі
де в першому наближенні береться азі = «],-
17. Площа (м2) кільцевого перерізу на виході зі ступеня
™Рзі?Ф-Зі)8ІпаЗі’
де в першому наближенні береться а3і- =ап-.
18. Відносний діаметр втулки на виході зі ступеня:
проточної частини з £)к =і4ет; Всер = уаг; £)вт -уаг
4^з/
я-^к1І
196
проточної частини з £)вт =івет; Рсер =¥аг; £)к =¥аг
~7 ^ВТІІ
МсЗі
/ 2 4
де ВкЗі = 1/^вт1І +“^Зі >
проточної частини з Рсер=ісІегп; Рвт=¥аг; Вк =¥аг
“7 ^втЗі
«Зі =------
І 2 2 І 2 2
ДЄ ВвтЗі = Лі^серП ^Зг» ВкЗі ~ "У^серІ ^Зі '
К і к
19. Середній відносний радіус на виході зі ступеня
= Іі+а23і
’серЗі у 2
^сер1(і+1) ГсерЗі‘
20. Відносна величина колової швидкості на виході зі ступеня
2г2
*' серЗі
с3иі ~
\^к2(і + і)
ДкЗІ
2^серЗі
21. Кут (град) виходу потоку зі ступеня в абсолютному русі
а3і =
180°+агсІ§—— при с3иі-<0;
С3ш
при с3иі =0;
90°
^Заі
агсі^^
с3иі
при с3иі >0,
Де С3ві =с1в(і+1/Мк1(і+1)-
Повторюються всі розрахунки, починаючи з п. 17, і визначається
відносний діаметр втулки на виході зі ступеня (1ЗІ в другому наближен-
197
ні. Якщо одержана величина відрізняється більше ніж на 0,5 % від вели-
чини, одержаної в першому наближенні, то розрахунок виконується зно-
ву. Звичайно двох наближень буває достатньо.
22. Середній відносний радіус на виході з робочого колеса
— Вкіі — ^кЗі
'серії 'серЗЇ
_ ик2і ^к2і
'"серг/ ~ ~
23. Відносний діаметр втулки на виході з робочого колеса
24. Відносна величина колової складової абсолютної швидкості на
виході з робочого колеса
— _ "* ^Іиі 'серії р.
с2иі 3 Мсіі-
'сер2і *^-к.2і
25. Міра підвищення повного тиску в робочому колесі
^крі
* к
якї
26. Осьова складова абсолютної швидкості (м/с) на виході з робочо-
го колеса
с2аі = акр2ї</(^2ї )->/Т(^2ш) ’
ДЄ
кї12иі’
— • 1 Ик2’ . /1
акр2і — акрЗі ’ *^2иі » <Ц''
“кр2ї
^2і = ^агсзіп Ч&2І)~°>0015; ?(Х2І- )=
"»Р2і^к2іМ^2ш)]2(Л-1)
Л+1
^2Ї~^ЗЇ» Р2і РііПКрі> ^*к2і ~ 4 ^к2і 0 ^2і ) М •
198
27. Кут (град) входу потоку до робочого колеса у відносному русі
РС1ві
її =агсі£-——-.
гссрІі с Іиі
28. Кути (град) виходу потоку з робочого колеса у відносному та
абсолютному русі
о х С2ві . С2аі
р2і. =агсі§--а2і =агсі§^—.
гсер2і с2иі с2иі
29. Кути (град) повороту потоку:
робочої решітки
Д02І =02і -Ріі!
решітки напрямного апарата
Да(-=а3/-а2і-.
ЗО. Кути (град) установлення профілів:
робочої решітки
Ру(=2,5+02і-^і
решітки напрямного апарата
Да,-
Оуі=2,5+а3і-—.
ЗІ. Густота решіток робочого коле-
са і напрямного апарата визначається за
узагальненими характеристиками плос-
ких решіток [29, 35], наведеними графіч-
ною Др=/[р2,| ] (рис. 5.4) або аналі-
тичною залежністю:
робочої решітки
ЙРис. 5.4. Залежність кута пово-
= -0,1669+1,0633^ + 0,1015уІ, роту в решітці від густоти та
і кута виходу потоку
199
де Л = , ) =І0 2-(79,97-45,38а,+31,4а,2-
—3,905а?); щ =^І-;
с1аі
решітки напрямного апарата
= 0,809-1,384^- +1,5598^
де Уи ~7л Ал‘ • (Ааі)и,=1 = 10-2.(б,437+10,086аз,+16,722а^-
)ьн=\
-0,966а|Д а кут а3- виражений в радіанах.
32. Довжина лопаток (м) на виході:
з робочого колеса
1~4
/О2і=А2і----
рхІ К хе
з напрямного апарата
1~4
и^кз,—-
33. Кількість лопаток:
робочого колеса
2ягСЄр2і4І І
2*=ціле -ч,
напрямного апарата
2ягСЄрзі/і| І
. І )ні
=Ц1ЛЄ------|-_Ч
і—4
200
де Ц - подовження лопаток робочого колеса і напрямного апарата (бе-
руться /і = 2,0...3,5 для перших ступенів і /2 = 1,5... 1,0 для останніх
ступенів).
Надалі уточнюються значення їг.
34. Крок решіток, м:
робочого колеса _ ^серіі^кіі р' “ г . ’
напрямного апарата _ ™сер2і Д<2/ 2 НІ
35. Хорда профілів, м:
робочого колеса ь =!^- ” /,
напрямного апарата , ^нЗі =т--
36. Задаємо величини відносних зазорів і 52 та визначаємо осьові
зазори, м:
^2і~52і^ні>
де 5ц =0,20...0,25; =0,15...0,20 згідно з [35].
За отриманими розмірами виконується ескіз проточної частини ком-
пресора для перевірки її плавності. Необхідна плавність досягається
зміною осьової складової швидкості.
37. Оптимальні кути атаки (град), які відповідають режиму макси-
мального ККД:
робочого колеса
-р =6-|ер(»;[1.81-(2х/)2];
напрямного апарата
201
де врі і вні - кути вигину решіток робочого колеса і напрямного апарата
(у першому наближенні вНІ = Да4); %у= 0,4...0,5-відноснако-
ордината розташування максимального вигину середньої лінії профілю;
38. Кути розкриття (град) еквівалентного плоского дифузора:
решітки робочого колеса
УР/ =2агсі§—
І і
5ІпР2і -8ІП0Н
)+СО5Ри +СО502І
Р<
решітки напрямного апарата
уні =2агсі§
8іпа31- -8іпа2і
+со8а2і- +со8а3і-
’ні
39. Коефіцієнт дифузорності решітки:
робочого колеса
™2і -М>2,-СО8р2/
и’"+
напрямного апарата
с3і
с2і
с2ісоза2і -с3ісоза3і
40. Запас стійкості ступеня за помпажем
2,28іпрн
СІ 8іпР2/ ч-Г^аіпАР^
202
41. Кути вигину профілів, град:
робочого колеса
Єрі =
напрямного апарата
Аа, -іні
0,367-0,00202і для робочої решітки;
де
т = <
0,367-0,002 а3і для решітки напрямного апарата.
За отриманими значеннями 0р, і 9НІ уточнюємо кути атаки (п. 37)
решіток робочого колеса та напрямного апарата.
42. Відносна кривизна профілів решіток:
робочого колеса
0,5
Ург сі§хір +ад2р ’
напрямного апарата
0,5
Л’ні =
СІ8%1н+СІ8%2н
де Хір’ Х2р» Хін» %2н ~ кути вигину вхідних і вихідних кромок профілів
(звичайно Хі =О»60г-;х2 =0,46;).
43. Коефіцієнт підйомної сили профілів решіток:
робочого колеса
напрямного апарата
Ніі
203
44. Коефіцієнт профільного опору решіток:
робочого колеса
схрі = 0,012+0,042+0,0023
напрямного апарата
схн2 =0,012+0,042уні +0,00231 -
\ /ні
45. Коефіцієнт вторинних утрат, віднесений до профілю решітки:
робочого колеса
схМ =0,036-^-;
ч
напрямного апарата
схЬ2 =0,036-^-.
46. Коефіцієнт опору тертя газу об поверхню корпусу і втулки, від-
несений до профілю решітки:
робочого колеса
с„, =0,02—;
*рі
напрямного апарата
Схт2 =0,02—.
ЛІ і. * і
пі
47. Коефіцієнт опору решіток:
робочого колеса
сх1і схрі сх 51 схт1 ’
напрямного апарата
сх2і схр2 "* схЬ2 схт2 •
204
48. Політропний ККД елементарного ступеня
М-рі (^Іві + Рі ) Пні [^Іві + 0 Рі) ]
де Црі — Сх\і ^суріг М-н/ сх2і^суні-
49. Адіабатичний ККД ступеня з урахуванням радіального зазору
1 + ^21
*к ।
які 1
к-1 і
, * прі
де 8П = Агг Ні - 0,005...0,010 - відносний радіальний зазор.
Величину Аз міркувань технології або з умов безпеки роботи ло-
паткового апарата часто вибирають однаковою для всіх ступенів про-
точної частини, внаслідок чого відносна величина 8М виходить у всіх
ступенях різною, що призводить до різниці їх характеристик. Збільшення
Ат; знижує видатність, напір і ККД ступеня та звужує область його стій-
кої роботи, що визначається різницею са тах - са тіп. Звичайно 8„- < 0,01,
а абсолютна величина зазору А^- лежить у межах 0,5. ..1,0 мм. У ряді
випадків беруться менші значення Аг^ за рахунок застосування спеціаль-
них мастик, що наносяться на поверхню корпусу.
ККД реального ступеня, внаслідок змінних значень р, і саі за раді-
усом, є інтегральною величиною і може бути підрахований при усеред-
ненні за витратами для Нт= ідеш як
2тс.
Т7-
ККД ступеня залежить від закону профілювання лопаток за радіу-
сом і режиму роботи решіток. Орієнтовна статистична залежність г)всср
від числа і кута вигину_профілю робочого колеса 0сер при
^ік = 0,5...0,8; (Ь/і)р =0,8... 1,7; = 0,35...0,6 7 наведена на рис. 5.5.
З графіка видно, що максимальне значення ККД ступеня зменшується
зі збільшенням кута вигину профілю й числа . При цьому в ступе-
нях з короткими лопатками (/р < 50 мм і 7 < 1) на ККД істотно вплива-
ють р і /р.
205
Для наближеної оцінки адіабатичного ККД ступеня з короткими
лопатками на підставі узагальнення дослідних даних за модельними
ступенями при р>0,5 і 0,3 £/<1,0 може бути використана залежність
де (г)аі), ~ адіабатичний ККД ступеня при /р =0,05 м; їрі - відносна
довжина робочої лопатки (/р, =ІріІІр).
Рис. 5.5. Статистична залежність
ККД осьового ступеня від кута
0р і числа 1^!
50. Адіабатичний напір (Дж/кг) у ступені з урахуванням радіально-
го зазору
де (//*, )5 - адіабатичний напір при = 0.
51. Адіабатичний ККД проточної частини компресора
Де Нак ~ . ^^вх
К~\
к-1
• к
^кр
* _ нак
Пвп.ч . ,
і-і Леї
Одержані значення адіабатичних ККД ступенів і проточної части-
ни компресора порівнюють із взятими раніше. При значних розбіжно-
206
стях між ними розрахунки слід повторити, взявши як нове наближення
одержані ККД ступенів.
52. Адіабатичний ККД компресора
53. Осьова сила, що діє на ротор компресора, визначається як сума
осьових складових аеродинамічних сил, що виникають при обтіканні
лопаток ступенів, і сил тиску на передньому й задньому торцях ротора:
г
= + ^вх “ ^ВИХ ’
І=1
де Раі - осьова сила, що діє на ступінь компресора; Рзт - осьові
сили, які діють по торцях компресора на вході й виході.
При використанні розвантажувальних порожнин
І -^вих Рвих
(о2
ХТ^ВТ.ВИХ
де рвх, рвих - тиск у передній і задній розвантажувальних порожнинах;
^вх > ^вих “ внутрішні діаметри на вході і виході з компресора.
Осьова сила
Раі ~ Ріі ^2і *" Рсері РцРц + ^(с2аі С\аі )>
Де Рц і Ргі ~ статичні складові тиску (рис. 5.6), що діють на лопатки ро-
бочого колеса ступеня;
X , х к
ї-ттА І*4; Р2і=Ріі\\--г~:іїсіі г“';
к+1 ) к+1 )
Рсері =°.5(рІг- +Р2і); = ри -р2і .
54. Потужність (кВт), що споживається компресором,
<7к//вк
N =-----к . .
ЮООПакПп,
Результати поступінчастого розрахунку використовуються для ви-
207
конання закручення і профілювання лопаток робочого колеса й напрям-
ного апарата, розрахунку універсальної характеристики компресора, а
також для побудови креслення проточної частини і конструктивної роз-
робки компресора.
Рис. 5.6. До визначення осьових сил
у ступені компресора
Контрольні завдання і запитання
1. Назвіть основні стадії проектування осьових компресорів.
2. Визначте мету газодинамічного розрахунку осьового компресора на серед-
ньому діаметрі.
3. Проаналізуйте основні особливості попереднього розрахунку компресора.
4. Проаналізуйте основні особливості поступінчастого розрахунку комп-
ресора.
5. Яким чином здійснюється вибір коефіцієнтів теоретичного напору для
ступенів компресора?
6. Як визначаються оптимальні кути решіток робочого і напрямного апа-
ратів?
7. Як залежить ККД компресорного ступеня від відносного радіального
зазору?
8. Проаналізуйте фактори, від яких залежить адіабатичний ККД комп-
ресора.
9. Назвіть основні параметри, гцо визначають потужність, споживану ком-
пресором.
Розділ 6. ГАЗОДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК
ТРУБЧАСТО-КІЛЬЦЕВОЇ КАМЕРИ ЗГОРЯННЯ
6.1. Завдання на проектування та параметри камери згоряння
Конструкцію та умови роботи камер згоряння визначає ряд найваж-
ливіших режимних і геометричних параметрів. До них належать: швид-
кість повітря на вході в камеру ; середня швидкість потоку в зоні
горіння всередині жарової труби ; швидкість повітря в отворах жа-
рової труби 1К0Т; швидкість вторинного повітря в кільцевому каналі
між жаровою трубою і корпусом к; середня швидкість потоку 1¥сер;
закономірності розподілу повітря по довжині жарової труби (коефіцієн-
ти надлишку повітря у фронтовому пристрої 0Сфр, у зоні горіння аг, в
отворах охолодження аох, сумарний коефіцієнт надлишку повітря а);
теплонапруженість робочого об'єму 0»; відношення довжини зони го-
ріння /2 і довжини жарової труби І до її діаметра <і (рис. 6.1).
Середня швидкість потоку в зоні горіння 1¥т обчислюється за внут-
рішньою площею Рт поперечного перерізу жарової труби характерно-
го діаметра сі, витратою первинного повітря Сп1 і густиною повітря на
вході в камеру рвх [21]:
= /(рвх-^т )•
Середня швидкість потоку обчислюється за площею попереч-
209
НОГО перерізу корпусу /’сер із внутрішнім діаметром В з виключен-
ням площі перерізу стінок жарової труби і за витратою повітря через
камеру (7П:
^сер =^п^(Рвх-^сер)-
Швидкості РГг І И^ер при проектуванні нової конструкції беруться
в діапазонах, характерних для камер згоряння даного класу ГТД. У
табл. 6.1 наведені середні значення перерахованих параметрів для ви-
конаних конструкцій камер згоряння різних двигунів [12, 15, 18, 20].
Таблиця 6.1. Основні параметри камер згоряння ГТД
ГТД Швидкість, м/с
И7 ГКОТ РК тт сет
Авіаційні 80...120 17...30 50...90 60...100 30...45 0,2-0,5
Транспортні 50...80 8...18 40...60 45...70 17...35 0,2-0,5
Стаціонарні 40...70 5...12 30...50 35...60 12...20 0,4... 1,3
гтд От «ох а МДж/(м3тод-Па) ш на
Авіаційні 1,2-1,7 0,5...1,1 3...5 1,25...5,05 1Д..1,9 1,8...2,5
Транспортні 1,3... 1,9 1,0... 1,6 4...6 0,4... 1,05 1,5...2,1 2...3
Стаціонарні 1,5...2,2 1,1... 1,8 4,5...6,5 0,12...0,75 1,7-2,3 2,2-3,3
За результатами габаритного розрахунку камери згоряння, мето-
дика якого наведена раніше, відомі об'ємна теплонапруженість камери
згоряння бу, діаметр (І і довжина І жарової труби. Перед початком
детального проектування камери згоряння відомі також наступні вели-
чини: секундна витрата повітря через камеру згоряння Сп; витрата пер-
винного повітря (7П|; сумарний коефіцієнт надлишку повітря ос; повний
об'єм однієї жарової труби г; нижча наявна теплота згоряння палива
Ни; площа Рг перерізу кільцевого каналу, вільна від жарових труб;
тиск р2 і температура повітря за компресором Т2; годинна витрата
палива (7пал ; необхідний коефіцієнт повноти згоряння т)г; сорт вико-
ристовуваного палива; температура палива Гпал.
6.2. Розрахунок кільцевого дифузора і жарової труби камери згоряння
При проектуванні камери згоряння ГТД для забезпечення умов ком-
понування вузлів і скорочення її довжини частіше всього вибирають
дифузор складної форми. Конструктивна схема двоступінчастого кіль-
цевого дифузора показана на рис. 6.2. Розрахунок дифузора зводиться
до профілювання каналів із мінімальними втратами тиску.
210
Додатковими вихідними даними до розрахунку дифузора є зовніш-
ній £>®*в і внутрішній £>в* діаметри вхідного перерізу. Ці параметри
беруться з результатів габаритного розрахунку компресора.
З метою підвищення ефективності робочого процесу трубчасто-кіль-
цевої камери згоряння беремо східчастим підведення повітря вздовж
жарової труби. Схема жарової труби та зміна площі прохідних отворів
показані на рис. 6.3. Розрахунок проведемо, використовуючи поняття
коефіцієнта розкриття жарової труби <ррз, що являє собою відношення
сумарної площі отворів у жаровій трубі до площі її характерного пере-
різу [21, 22].
Розрахунок кільцевого дифузора
1. Площа перерізу (мІ 2) на вході в дифузор
2. Газодинамічна функція щільності течії
І Л+1
/ср р
де т =
211
3. З таблиць газодинамічних функцій знаходимо приведену швид-
кість на вході в дифузор .
4. Швидкість повітря (м/с) на вході в дифузор
І к .
вх V £+1 2
5. Коефіцієнт відносної витрати через головку жарової труби ктол =
= 0,15...0,40.
6. Швидкість повітря (м/с) на виході з першого ступеня дифузора
^Івих = ^к.к 0 + ^тол )•
Значення РКкк береться з табл. 6.1. Необхідне виконання умови
^1вих = 30...60 м/с.
7. Міра розширення першого ступеня дифузора
4 «1 =^вх/^вих-
8. Площа перерізу (м2) на виході з першого ступеня
Рис. 6.3. Схема жарової іруби (а) і зміна площі прохідних отворів (б)
212
9. Внутрішній діаметр (м) вихідного перерізу першого ступеня
улВИХ Г)ВХ
^ВНІ Мзн-
Остаточне значення береться конструктивно.
10. Площа (м2), зайнята форсунками,
Гфор = 0,05Г1вта.
11. Зовнішній діаметр (м) вихідного перерізу першого ступеня
(вих
ЗОВІ “
12. Геометричний кут розкриття першого ступеня дифузора оц =
= 9... 16 град.
13. Довжина (м) першого ступеня дифузора
-^У(2»ваі)-
14. Загальна довжина (м) дифузора
/д =(1,4...1,8)/1д.
15. Діаметр приведеного дифузора (м) на вході
16. Діаметр приведеного дифузора (м) на виході
17. Приведений кут розкриття (град) першого ступеня
осіпр =агсі§
ухВИХ гчВХ
Мод Мп.д
Ад
18. Довжина (м) другого ступеня дифузора
Аід ^д Ад •
213
19. Швидкість (м/с) на вході в другий ступінь дифузора
^2вх = ^івх-
20. Площа перерізу (м2) на вході в другий ступінь дифузора
17 вх _ 17 вих
* 2 ~ Л
21. Площа перерізу (м2) на виході з дифузора
Г2ВИХ =Р2.
22. Міра геометричного розширення другого ступеня
' _ ГВИХ / гВХ
Л2 =^2 '*2 •
23. Дійсна міра розширення
«2 =«2[1/0“^гол)]-
24. Швидкість повітря (м/с) на виході з другого ступеня
^2 вих — ^2вх Іп2 •
25. Густина повітря (кг/м3) на вході
Рвх - Рї І^>ТГ2 ).
26. Коефіцієнт динамічної в'язкості повітря, кг/(мс), на вході в ди-
фузор
|1ВХ =17,53Ю~6 •
395 (Т2 А1'5
Г2+122^273 ]
27. Число Рейнольдса на вході в дифузор
(озв*в +£>в*)и'вхРвх
__ у -ЗМР__Х>ХІ /_РЛГ Х>Л
28. Коефіцієнт тертя, віднесений до ділянки в один метр,
1 = 0,0042 +
0,218
Ке°в'25 ‘
214
29. Коефіцієнт утрат на тертя для першого ступеня
А. л. +1
Фітер ~ а и -і'
о . ®1пр 1
8зіп—-
2
ЗО. Коефіцієнт утрат на розширення потоку для першого ступеня
31. Коефіцієнт утрат першого ступеня
Ф1 = Ф1тер+Ф1р-
32. Коефіцієнт гідравлічних утрат першого ступеня
ґі 1 ї
¥ід=Фі 1----•
І
33. Абсолютні втрати тиску (Па) в першому ступені
ДрІ«=у.«£^-
34. Коефіцієнт гідравлічних утрат другого ступеня дифузора у2д =
= 0,4—0,5.
35. Абсолютні втрати тиску (Па) в другому ступені дифузора
Рвх^2вх
=Угд—2—•
36. Величина абсолютних утрат тиску (Па) в дифузорі
ДРд =ДР1д+^2д-
37. Коефіцієнт гідравлічних утрат дифузора
Фд =
Рвх^вх
215
38. Відносні втрати тиску в дифузорі
Розрахунок жарової труби
39. Характерний діаметр, м (середній діаметр обичайки по внутріш-
ньому контуру)
<1т = (0,92...0,9б)</.
40. Площа перерізу (м2) жарової труби по характерному діаметру
41. Сумарна витрата повітря (кг/с) на одну жарову трубу
(?пЖ=(?п/И-
42. Витрата первинного повітря (кг/с) на одну жарову трубу
43. Відстань (м) від вхідного перерізу до отворів змішувача жарової
труби
А = (1,7.-2,2)</„.
44. Довжина (м) зони змішування
/3=/-/2.
45. Коефіцієнт розкриття жарової труби
Фрз =Р^'Рт = 0,45...0,55.
46. Сумарна площа (м2) отворів жарової труби
Рот = Фрз-^їи •
47. Прохідна площа (м2) отворів зони горіння
>7 __ /-7 Ж 77 /рЖ
Гг "-ЦіИ от'Ці
216
48. Коефіцієнт розподілу
ФрОЗ
0,0986
Фрз-0,357
х 1,429
>
49. Сумарна площа (м2) отворів змішувача
/’з — Рг /фроз
50. Сумарна площа (м2) отворів охолодження
Р = Р -Р -Р
Л ОХ 2 от 1 г з "
51. Перевірка умови Рох /Рт = 0,1...0,4.
У випадку невиконання змінити значення <ррз і повторити розраху-
нок, починаючи з п. 45.
52. Середня швидкість (м/с) повітря в отворах
1Р„=№7С^Г2І(ргР„).
53. Коефіцієнт надлишку повітря, що проходить через завихрювач,
азав=0,2...0,5.
54. Вихідна площа (м2) завихрювана
Узав “^зав-Узт
55. Число рядів отворів змішувача і3= 1...2.
56. Число отворів у ряду змішувача гогз = 6... 14.
57. Середній діаметр (м) отворів змішувача
^от.з
4^3
^2от.з *з
58. Відношення площ отворів у першому і другому рядах змішувача
<Рз =гз1/Гз2 = 0,7...0,9.
59. Площа отворів (м2) першого ряду змішувача
^31 =Фз^з/(1+Фз)-
217
60. Площа отворів (м2) другого ряду змішувача
^з2 = ^з ~^зі •
61. Відстань (м) між рядами отворів змішувача
Л = (1,8...2,2)<7ОТ3.
62. Площа (м2) основних отворів зони горіння
^г.от —-^г “Узав*
63. Довжина (м) зони горіння
А = (0,6...0,8)^.
64. Середня довжина (м) охолоджуваних ділянок
Іт =(40...75)І0Л
65. Кількість поясів підведення охолодного повітря
^ох ^ох'
66. Середня площа (м2) отворів охолодження одного пояса
/ота ~ Л,х ^ох •
67. Середній діаметр (м) отворів охолодження
=(3...5)10~3.
68. Середній крок (м) отворів охолодження
^ох — ^ох’
69. Середній діаметр (м) розташування отворів охолодження
^ох.сер ~
Остаточне значення береться конструктивно.
70. Середнє число отворів охолодження в одному ряді
Лох — ї^ох.сер ^ох •
218
71. Процентний розпод іл повітря /ои- / Гох (%) по поясах охолоджен-
их
ня береться так, щоб £/0ХІ- /Гох =100.
і=1
Найбільшу частку охолодного повітря подають у середню частину
зони горіння. Орієнтовно /ох1/Гох = /ох2/Гох= 13,5; /ох3/Гох =
“ /ох 4 /^ох ~ /ох5 /^ох “ ^О; УОХ6 /Рох~ 13.
72. Площі (м2) отворів охолодження
/охі =(/охІ/^охХ/Гох/Ю0).
73. Об'єм (м3) зони горіння
г3 г = І^уП.
74. Годинна витрата палива (кг/год) на одну жарову трубу
^палгод =^палгод Іп-
75. Теплонапруженість зони горіння жарової труби, кДж/(м3-год),
Сзг=Спал НиХ\тІУзт.
76. Форсування перерізу по характерному діаметру жарової труби,
кДж/(м2год),
ТІ. Питома об'ємна теплонапруженість жарової труби, кДж/(м3год-Па),
Ч^ОлІРі-
6.3. Розрахунок теоретичної температури горіння і вигоряння палива
вздовж жарової труби
Теоретична температура в зоні горіння відбиває деякий середний
рівень температур, реалізований у первинній зоні камери згоряння за
умови однакового підігріву всієї кількості продуктів, що тут утворю-
ються. Вихідними даними до розрахунку є сорт і склад палива за робо-
чою масою: Ср, Нр, 8Р, Ор, №, Ар, XVр (табл. 6.2); температура пали-
ва Тпал; температура повітря за компресором Т2; коефіцієнт повноти
згоряння г)г; коефіцієнт надлишку повітря наприкінці первинної зони
219
аг; нижча наявна теплота згоряння палива Ни; теоретично необхідна
кількість повітря £о. Крім обчислення теоретичної температури горін-
ня при коефіцієнті надлишку повітря осг також робиться розрахунок
складу продуктів згоряння і теоретичної температури горіння при а = 1,
необхідних для подальшого визначення теплового стану жарової тру-
би. Довідкові дані до визначення теплоємностей компонентів продук-
тів згоряння наведені в табл. 6.3.
Таблиця 6.2. Середній склад деяких палив за масою, %
Паливо Ср Нр 8Р Ор+№ Ар
Для реактивних двигунів 86,00 14,00 — — — —
Дизельне 86,48 12,80 0,30 0,42 — —
Газотурбінне 85,40 13,30 0,50 0,60 0,02 0,18
Флотський мазут 86,70 10,36 0,97 0,77 0,20 1,00
Природний газ 70,99 23,24 — 5,77 — —
Таблиця 6.3. Середні масові теплоємності при постійному тиску продуктів
повного згоряння та повітря, кДж/(кг*К)
Температура, К о2 со2 Н2О N2 Повітря
273 0,9155 0,8154 1,8607 1,0399 1,0043
373 0,9239 0,8665 1,8742 1,0412 1,0068
473 0,9360 0,9109 1,8951 1,0441 1,0123
573 0,9507 0,9494 1,9207 1,0496 1,0198
673 0,9658 0,9834 1,9492 1,0575 1,0291
773 0,9800 1,0136 1,9793 1,0668 1,0395
873 0,9934 1,0404 2,0108 1,0768 1,0504
973 1,0056 1,0647 2,0435 1,0877 1,0613
1073 1,0165 1,0860 2,0770 1,0982 1,0718
1173 1,0266 1,1053 2,1113 1,1087 1,0823
1273 1,0358 1,1233 2,1453 1,1187 1,0915
1373 1,0441 1,1393 2,1788 1,1279 1,1007
1473 1,0517 1,1539 2,2123 1,1367 1,1091
1573 1,0588 1,1669 2,2446 1,1455 1,1175
1673 1,0655 1,1791 2,2760 1,1535 1,1250
1773 1,0722 1,1904 2,3066 1,1610 1,1321
1873 1,0781 1,2004 2,3363 1,1682 1,1388
1973 1,0839 1,2080 2,3648 1,1744 1,1451
2073 1,0894 1,2189 2,3925 1,18807 1,1510
2173 1,0948 1,2268 2,4185 1,1866 1,1568
2273 1,0999 1,2344 2,4440 1,1920 1,1619
2373 1,1050 1,2420 2,4695 1,1974 1,1670
2473 1,1101 1,2496 2,4950 1,2028 1,1721
220
Розрахунок кількості повітря і коефіцієнтів його надлишку вздовж
жарової труби проводять з використанням відносних коефіцієнтів ви-
трати кр що враховують поправку на зміну перепаду статичного тис-
ку вздовж жарової труби і міри перетворення швидкісного напору [22].
Характерні перерізи 1-11 жарової труби показані на рис. 6.3,а. Наве-
дені величини відповідають довільному перерізу у. У розрахунках під
величиною витрати С*- через жарову трубу в даному перерізі у розу-
міється масова витрата повітря (включаючи повітря, подане в систе-
му загороджувального плівкового охолодження), що проходить від
перерізу 2 до перерізу 1-і включно. Коефіцієнт надлишку повітря
= 3600С*- )• Коефіцієнт надлишку повітря в перерізі і зони
активного горіння і перемішування факела оіф, визначається за спів-
відношенням
' 7-І 7~1
«ф,- = 3600 Сзав + 0,1Е Оо1у + у, Сгот>
Мпалгод),
де - витрата повітря, що надходить через завихрювач жарової тру-
7~1
би (дорівнює витраті 6^); У<7ОХ7 - сумарна витрата повітря, яке над-
ходить у жарову трубу череі отвори системи загороджувального охо-
7-1
лодження від завихрювана до перерізу у -1; У,СГ 0Ту - сумарна витра-
та повітря, що надходить через основні отвори зони горіння площею
Ргт від завихрювана до перерізу у-1-
Коефіцієнти Ифу необхідні для обчислення коефіцієнта повноти зго-
ряння вздовж жарової труби. Зміна площі прохідних отворів уздовж
жарової труби показана на рис. 6.3 Д.
Розрахунок вигоряння вздовж жарової труби дозволяє знайти від-
повідні значення коефіцієнтів повноти згоряння палива в перерізах. Для
знаходження теплового режиму камери процеси тепло- і масообміну мо-
делюються деяким еквівалентним впливом факела палива, котрий ви-
значає потоки теплоти за рахунок випромінювання і конвекції. Випро-
мінювання факела включає випромінювання триатомних газів (в основ-
ному СО2 і Н2О) та частинок сажі. Ефективна температура факела
дає зв'язок з тепловим потоком, що йде до стінки. Оскільки міра чорно-
ти факела £ф є функцією температури, то розрахунок проводять мето-
дом послідовних наближень у припущенні, що спочатку температура
вздовж жарової труби не змінюється і дорівнює температурі наприкінці
зони горіння Т’теорг. Потім уточнюють середнє значення 7ф в залежно-
сті від числа Больцмана і знаходять ефективну температуру факела в
221
довільних перерізах, використовуючи емпіричні залежності [18, 22]. Не-
обхідні для проведення цього розрахунку залежності по зміні відносного
діаметра краплі і частки випаруваного палива наведені на рис. 6.4 і 6.5.
Рис. 6.5. Залежності частки
випаруваного палива від від-
носного діаметра краплі:
7-5 - я = 2,0; 2,5; 3,0; 3,5; 4,0
Розрахунок теоретичних температур
Розрахунок проводиться окремо для а* =аг та а =1,0.
1. Вологовміст повітря б/п = (8... 10)-10~3 кг/кг.
Якщо в тепловій схемі ГТА використовується впорскування водя-
ної пари, то вологовміст обчислюється за формулами розд. 3.
2. Кількість газів, які утворюються при спалюванні 1 кг палива, кг/кг:
„ 11 Ср 28р
к°2 3 100 100
^н2о
9НР+ХУР
100
+ос*Ьо(1\
=0,768 аЬ0 +Г4Р /100; СО2 =0,232(а* -1)г0.
222
3. Сумарна кількість газів (кг/кг)
Сг = ^ко2 + ^н2о + ^N2+Со2 •
4. Масові частки компонентів:
&КО2 = ^КО2 І^г’ &н2о = ^н2о І >
&н2 = ^N2 !^г» &о2 = Ч !^г-
5. Об'єми продуктів (м3/кг) при нормальних фізичних умовах:
Ї^О2 = Ско2 /1,977; КН2о = Єщо /0,833;
^=£^/1,250; ГО2=Со2/1,429.
6. Сумарний об'єм (м3/кг) продуктів згоряння
К = ^КО2 + %О + 1$Ї2 + Г°2 •
7. Об'ємні частки компонентів:
гко2 = ^в.о2 1г ’ гн2о = ^іі2о ІК >
/N2=^2^; /д2=^О2^Г-
8. З таблиць фізико-хімічних показників палива вибираємо його
густину рпал, кг/м3.
9. Теплоємність, кДж/(кг-К):
рідкого палива спал = [0,403+ 0,00081(Тпал -273)];
т/РпалІО-3
газоподібного палива спал«1,9...2,0.
10 .3 табл. 6.3 вибираємо теплоємність повітря ср» (Т2 ), кДж/(кг-К).
11. Ентальпія продуктів згоряння (кДж/кг) при теоретичній темпе-
ратурі
, _ //«Лг *" ® ^>Срп ^2 *" спал/пал
*г.теор ~ 7 •
1+а Ц
223
12. Беремо нульове наближення теоретичної температури =
= 2100...2500 К.
13. Вибираємо з табл. 6.3 теплоємності компонентів ерсО2 (7^р),
СРн2о (Т^), сПг (Г^) та (Т^), кДж/(кг-К).
14. Теплоємність продуктів згоряння
сг, = «ко2 +%о«н!о + %2 ?н2 +% «о, кДж/(кг-К).
15. Теоретична температура горіння (К)
т1 = 7 Іс
± теор л г.теор
16. Перевірка умови збіжності
|у,1 _у,0 І
ІтеоР
т1
л теор
При невиконанні умови беремо Т°еор =Т^еор та повертаємося до п. 13.
17. Остаточне значення температури (К)
Т =7’*
1 теор * теор"
Розрахунок кількості повітря
18. Відповідно до рис. 6.3,а визначаємо номер перерізу.
19. Геометричні площі 104, м2) отворів у даному перерізі жаро-
вої труби:
~ Узяв’ ^2 ~ Уохі’ Уз — Уох2’ — УохЗ’ У>—^г.от’
^6 =Уох4» ^7 =Уох5’ ^8=/ох6> ^9=^зН ^10=^з2-
20. Беремо відносний коефіцієнт витрати к:.
Аг] =1,5...1,6; =к$ =к^ —к^ —к^ —к$ =1,02...1,04;
Л9=1,10...1,15; =1,15...1,17.
21. Площі отворів (м2) з урахуванням коефіцієнта витрати
7>-104=ГЛ-.
224
22. Площі отворів (м2) від початку труби
і
23. Відносна площа отворів
_ 10
1
24. Витрата повітря (кг/с), що надходить в отвори,
^=С^к.
25. Витрата повітря (кг/с) через жарову трубу
=Сзав+£Сп/>
2
ДЄ^зав=^пГ-
26. Коефіцієнт надлишку повітря з урахуванням охолодження
ау =360005 /(£о^алгод).
27. Витрата повітря (кг/с) в перерізі активного горіння і перемішу-
вання
= Ошв + °л£^ох/ + £ Сг.оу ’
2 2
ДО 60у = С%І’ X бг.оті = <?п5 •
2
28. Коефіцієнт надлишку повітря
а*.- = 360005 /(ГоС* ).
ф/ 4/ у V палгод /
Розрахунок вигоряння вздовж жарової труби
29. Відповідно до рис. 6.3,« вибираємо номер розрахункового пе-
рерізу ]
ЗО. Відповідно до рис. 6.3,« вибираємо відстань від зрізу форсун-
ки І? м.
225
Положення отворів охолодного повітря вибирається з урахуванням
довжини і конструктивної проробки жарової труби.
31. Відносна довжина вигоряння
/7=///2.
32. Ефективна температура факела (К) у першому наближенні
,7~,<Х=(Хр
“*теор •
33. Коефіцієнт ослаблення променів (м1) триатомними газами в кінці
зони горіння (у першому наближенні)
/сг9 —
0,8+1,6гноГ ТІ ї
Д-2 1—0,38—^—
ДД 1000
* т \ 7
5Г2(гН2О+гКО2) •
34. Коефіцієнт ослаблення променів (м-1) триатомними газами в
довільному перерізі (у першому наближенні)
= (о,94+О,Об7у )к*д.
35. Відповідно до розрахунків кількості повітря вздовж жарової тру-
би вибираємо коефіцієнт надлишку повітря 0Сфу-.
36. Дослідний коефіцієнт
Дфу = —2,5/1 +3,25.
37. Дослідний коефіцієнт
^•=-0,437;+1,43.
38. Коефіцієнт ослаблення променів (м-1) сажистими частинками в
першому наближенні
^(цц/Т^/ІО5)'*
1,85
аФ7
39. Середній коефіцієнт ослаблення променів (м1)
8 7=2
226
40. Середня міра чорноти факела
де 8=4у/(п(іт1).
41. Число Больцмана
4,87пгСпал с“=аг
рс— Г палгод РТ
42. Температура факела (К) в кінці зони горіння:
Гф9 = Гф для Бо >60;
7ф9 = Гф*(0,61+0,0125Во-10^Во2) для Во<60.
43. Коефіцієнт нерівномірності температури в перерізі
р. =_________________________!____________
44. Ефективна температура факела (К)
Т Т (\ —
* ф/ Ч]* ф9І 1 І-
45. Коефіцієнт ослаблення променів (м_|) триатомними газами в
перерізі зони горіння
46. Коефіцієнт ослаблення променів (м_|) триатомними газами в
довільному перерізі
к^ =(0,94+0,0б7/Хг9.
47. Коефіцієнт ослаблення променів (м-1) сажистими частинками
^Ч«Ф?Гф,)(р2/105)Ч1+^
Иф,
(1)6 10-3Гф/-015)(ср/Нр)2.
227
48. Міра чорноти факела
р — 1 _
Ьф/ ~ 1 е
49. Густина газів (кг/м3)
Рг7 =р2/(2897-ф7).
50. Відповідно до рис. 6.3,а береться середній діаметр жарової тру-
би в розглянутому перерізі 4^., м.
Орієнтовно е12=(0,5...0,6)(Іт; (13=(0,%...0,9)ііт.
51. Умовна швидкість газів (м/с) у жаровій трубі
1^=4
палгод | ^Ж
3600
52. Час перебування (с)
А/псв/103 =А/у/И^,
де л/у
53. Сумарний час перебування (с) в зоні горіння
А'перЮ =1>пер-
7=2
54. Середня температура (К) вздовж зони горіння
55. Максимальний діаметр (м) краплі палива
^кіпах — 0.9...2,6)</КСЄр,
де й?ксер =(120...180)-10-6 м для механічного розпилювання та (ЗО...
...80)10"6 м для повітряно-механічного.
56. Параметр випаровування (с/м2)
ІІ (11 = Дїпео/^ктах-
А пер КІПаА
228
57. 3 рис. 6.4 знаходимо зміну відносного діаметра х.
58. З рис. 6.5 при рівномірності розпилювання и=2...4 знаходимо
коефіцієнт повноти згоряння палива Т|г9.
59. Коефіцієнт повноти згоряння палива в перерізах жарової труби
де Рг =Р2^,1О121О6.
Контрольні завдання і запитання
1. Проаналізуйте основні режимні та геометричні параметри, які визнача-
ють роботу камер згоряння в складі суднового ГТД.
2. Назвіть фактори, від яких залежать гідравлічні втрати в багатоступін-
частих дифузорах.
3. Як визначається коефіцієнт розподілу отворів жарової труби камери
згоряння?
4. За якою розрахунковою формулою обчислюється теплонапруженість зони
горіння жарової труби?
5. Проаналізуйте фактори, від яких залежить величина теоретичної тем-
ператури горіння вуглеводневого палива.
6. Визначте фізичне розуміння коефіцієнта надлишку повітря в зоні актив-
ного горіння та перемішування.
7. Як змінюються об'єми продуктів згоряння зі зміною сумарного коефіцієн-
та надлишку повітря?
8. Від яких основних факторів залежить ефективна температура факела?
9. Назвіть розрахункову залежність для визначення середньої міри чорно-
ти факела.
10. Як залежить коефіцієнт повноти згоряння рідкого палива від максималь-
ного діаметра краплі в спектрі розпилювання?
Розділ 7. ГАЗОДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК
БАГАТОСТУПІНЧАСТИХ ОСЬОВИХ ТУРБІН
7.1. Завдання до проектування турбін
Відомо, що параметри робочого середовища в газових турбінах змі-
нюються не тільки поздовж проточної частини, але й в різних точках
будь-якого поперечного перелізу через складну форму лопаткових апа-
ратів, наявність тертя та пограничного шару. В загальному випадку по-
тік в осьовій газовій турбіні є тривимірним і нестаціонарним.
Метою проектування турбін є отримання обмеженого числа інте-
гральних газодинамічних, конструктивних та експлуатаційних параме-
трів, які забезпечують задану в розрахунках циклу ГТА ефективність про-
точних частин турбін, виражену величиною їх внутрішнього ККД г),-.
Це дозволяє при проектуванні турбін проводити значно спрощені
розрахунки з використанням значень параметрів робочого тіла, усеред-
нених за вибраним перерізом каналу. При усередненні реальний нерів-
номірний потік замінюється відповідним канонічним потоком, який
характеризується найменшим числом параметрів, при котрих ще збері-
гаються властивості реального потоку, істотні для оцінки процесів. Ва-
жливо, щоб в отриманій в результаті проектування турбіні реалізував-
ся потік, близький до канонічного, тобто геометричні та кінематичні
характеристики спроектованої турбіни забезпечували виконання тих до-
пущень, які були прийняті при усередненні реального потоку [17].
Проектні розрахунки турбін передбачають визначення геометрич-
них параметрів проточних частин, які забезпечують максимальне зна-
чення їх ККД при відомих з розрахунку циклу початкових і кінцевих
параметрах робочого тіла. Ці розрахунки, як правило, виконують на
базі одновимірної моделі течії робочого тіла [4, 10, 11]. При проекту-
ванні проточних частин нових типів на стадії проектних розрахунків
можливе використання і сучасних моделей просторового потоку.
Перевірні розрахунки мають метою перевірку умов течії робочого
тіла в проточній частині, отриманій в проектному розрахунку, та їх ко-
ригування з урахуванням зміни параметрів у просторі. Ці розрахунки
виконують на базі дво- і тривимірних математичних моделей.
7.2. Конструктивні схеми проточних частин турбін та початкові дані до
розрахунку
У результаті габаритних розрахунків турбін ГТА попередньо ви-
брані їх діаметральні та осьові розміри, кільцеві площі між лопаткови-
ми вінцями, кількість ступенів, а також схеми проточних частин.
230
Остаточний вибір конструк-
тивної схеми проточної части-
ни турбіни визначається умова-
ми загального компонування
елементів ГТД і залежить від
ряду економічних, технологіч-
них та масогабаритних показ-
ників [17,34]. Поширення набу-
ли наступні проточні частини:
а) з постійним зовнішнім діа-
метром і внутрішнім діаметром,
який зменшується (рис. 7.1 ,а);
б) із зовнішнім діаметром,
який збільшується, і постійним
внутрішнім діаметром (див.
рис. 7.1,6);
в) із зовнішнім і внутрішнім
діаметрами, які змінюються
(див. рис. 7.1,в). Окремим ви-
падком такої схеми є турбіна з
постійним середнім діаметром;
г) комбіновані проточні ча-
стини (див. рис. 7.1,г).
Схема проточної частини з
постійним зовнішнім діаметром
дає можливість виконати турбі-
ну з меншим числом ступенів у
порівнянні з іншими схемами,
а у випадку одного ступеня -
Рис. 7.1. Схеми проточних частин осьо
вих турбін у меридіанному перерізі
отримати в ньому більшу робо-
ту. Це пояснюється тим, що при
вибраному максимальному зов-
нішньому діаметрі турбіна з проточною частиною £>зов =соп$1 при за-
даній частоті обертання має на середньому та внутрішньому діаметрах
перших ступенів вищі колові швидкості, ніж в інших схемах. Однак у цій
схемі лопатки перших ступенів будуть відносно коротшими.
Турбіна з постійним внутрішнім діаметром (£)вн =сопзі) має менші
колові швидкості на перших ступенях, що може призвести до необхід-
ності збільшення числа ступенів чи збільшення навантаження перших
ступенів і, отже, до зменшення ККД турбіни. Ця схема має деякі техно-
логічні переваги і дає можливість виконати лопатку першого ступеня
більш довгою, що має велике значення для малорозмірних турбін. Від-
231
сутність скосів кореневої частини полегшує обробку, спрощує контроль
лопатки при її виготовленні та дозволяє уніфікувати замкові з'єднання
для всіх ступенів.
Схема проточної частини з постійним середнім діаметром (£>сер =
= СОП8І) є проміжною між розглянутими вище.
Усе частіше знаходять застосування схеми, у котрих три діаметри
(£>зов, ^р, 2)вн) непостійні, та комбіновані схеми, коли, наприклад,
перші ступені виконані за схемою £>сер =соп8і, а останні - £>зов = сопзі.
Такі схеми використовують при конструюванні дво- і тривальних дви-
гунів з вільною силовою турбіною. У даних турбін через значну різницю
в діаметральних розмірах ступенів високого і низького тисків та ступе-
нів силової турбіни, виходячи з конструктивних особливостей, окремі
ступені чи групи ступенів можуть бути рознесені в осьовому напрямку.
Між проточними частинами цих ступенів утворюються кільцеві канали.
Конструктивне оформлення проточної частини двоступінчастої тур-
біни показано на рис. 7.2. Осьові ширини соплових і робочих лопаток є
змінними по висоті. Для соплових лопаток відношення ширини в пери-
ферійному перерізі до ширини в кореневому перерізі ВСЯ!ВСХ у ТВТ
дорівнює 1,0... 1,15 і зростає в силовій турбіні до 1,3... 1,5. Для робочих
лопаток відношення Врп/Врк у ТВТ складає 0,9...0,8 і зменшується в
силовій турбіні до 0,7...0,6 [11].
Початкові дані для газодинамічного розрахунку турбіни беруться з
результатів детального аналізу циклу газотурбінного агрегату, а також
на основі накопиченого досвіду проектування.
Перед початком проектування відомі: параметри загальмованого
потоку газу перед турбіною (тиск р0, Н/м2, температура То , К) і за
турбіною (тиск , Н/м2, температура Т2 , К); масова витрата газу <7Г,
кг/с; середній діаметр на вході до турбіни £>сер|, м; питома теплоємність
232
газу в робочому діапазоні температур сРг, Дж/(кг-К); газова стала К,
Дж/(кг-К); показник ізоентропи к; механічний ККД турбіни г)т.
Дуже відповідальним є питання розподілу теплоперепадів між окре-
мими ступенями багатоступінчастих турбін. Його потрібно пов'язува-
ти з допустимою величиною теплоперепаду на ступінь, мірою реактив-
ності, меридіанним розкриттям проточної частини та ін. У загальному
випадку можна застосовувати довільний закон зміни теплоперепадів
між ступенями і шляхом варіантних розрахунків розв'язати задачу оп-
тимального розподілу теплоперепадів [11].
Ізоентропійний теплоперепад на к-й ступінь
^ак ®к ’
2
де 2 - кількість ступенів; ак =0,8... 1,2 - коефіцієнт навантаження, при-
чому й] + аг +...+а2 = 2.
7.3. Розрахунок осьових турбін на середньому діаметрі
Газодинамічний розрахунок багатоступінчастих турбін проводимо
в такій послідовності [11]:
1. Ізоентропійний теплоперепад (Дж/кг) за повними параметрами
перед і за турбіною
2. Наявний теплоперепад (Дж/кг) на турбіну
н;=(і+?„)нг.
де коефіцієнт утрат з вихідною швидкістю £,внх = 0,03...0,05.
3. Статичний тиск (Н/м2 3 4) за ступенем
Рг ~Ро
(н*а /2)Х«,
СдТо
4. Наявний теплоперепад (Дж/кг), який спрацьовується:
у першому ступені
.* На
на =а\—;
2
233
в інших ступенях
ка ~ср^2(к-\)
5. Теоретична швидкість (м/с), яка відповідає наявному теплопере-
паду,
са =^1^а •
6. За результатами габаритних розрахунків турбіни беремо відно-
шення Х=£>сер//р (для ТВТ X = 12... 18, для ТНТ -6... 10, для силової
турбіни - 4...6). Після визначення довжини робочої лопатки значення X
уточнюється.
7. Міра реактивності ступеня біля кореня рк =0,05...0,10.
8. Міра реактивності ступеня на середньому діаметрі
1,8 - 2Х-1 - ,
Р = Рк+Ї8+Х ПРИ 1 5; Р = Рк+’хГ’ ПРИ Х<5'
9. Кут виходу потоку з сопел:
у першому ступені для ТВТ а( = 13... 15°, для ТНТ - 14... 18°, для си-
лової турбіни - 16...25°;
в інших ступенях
Ос
ОС] =агс8іп---------.
я^сер1 'с Р1С1
10. Беремо швидкісний коефіцієнт сопел <р (для охолоджуваних со-
пел ф = 0,960...0,975, для неохолоджуваних - 0,97...0,98).
11. Дійсна швидкість (м/с) виходу потоку з сопел
сі=<Рс«7Н>-
12. Характеристика першого ступеня
и, со$а.
V, =—=------к
с, 2(1-р)
13. Колова швидкість (м/с) на середньому діаметрі за соплами
Ц=С1Уі.
234
14. Частота обертання (об/хв) ступеня
и, -60
лт =—!.
Я^ссрі
15. Статична температура (К) потоку газу на виході з сопел
16. Статичний тиск (Н/м2) на виході з сопел
к
Р\ = Рок 11 -(1—р)Ав /(Срг то )] .
17. Густина газу (кг/м3) на виході з сопел
Рі= Рі )•
18. Довжина (м) вихідної кромки соплових лопаток першого ступеня
/сі °С
ЛРсер^^іБІпа,
19. Беремо сумарний кут розкриття проточної частини у=уп +ук град.
20. Беремо осьові зазори проточної частини 5, м.
21. Осьові розміри решіток знаходимо за графічними залежностя-
ми Вс = /(Т>сер1//с) та -®р = /(^) м (рис. 7.3). При остаточному визна-
ченні осьових розмірів решіток слід орієнтуватися на виконані кон-
струкції турбін ГТД.
не 2 Рис. 7.3. Вибір відносної шири- , ни лопаткових вінців турбіни: 1 - соплові лопатки; 2 - робочі лопатки С -X- 3 5 7 9 0^1
235
22. Довжина (м) вихідної кромки к-ї лопатки:
к к~\
Іс = /СІ + (2к-2)5+±ВС + ^Вр (і£ук + і£уп );
2 1
Ір ~1<Л +
к к
(2*-1)5+р?с+£Вр
2 1
(і£Ук+І£Уп)-
23. Відносний крок соплової решітки:
у ступені охолоджуваної турбіни Гс =іс ІЬС =0,80...0,95;
у ступені неохолоджуваної турбіни іс =0,70...0,85.
24. Кут установлення профілю знаходимо за графічною залеж-
профілю в решітці
Рис. 7.5. Залежність коефіцієнта кінема-
тичної в'язкості газу від температури
ністю ау = /(«о-оц) град
(рис. 7.4).
25. Хорда профілю соп-
лової лопатки
Ьс =Вс/8іпау.
Для охолоджуваних соп-
лових лопаток проводимо
розрахунки за пп. 26-46.
26. Відношення газового
периметра соплової лопатки
до хорди
Пс =ПС//>с =2,2...2,6.
27. Коефіцієнт кінема-
тичної в'язкості газу знаходи-
мо за графічною залежністю
V, =/(Г,)м2/с(рис.7.5).
28. Число Рейнольдса на
виході з соплової решітки
Кес
=£Д
ус ’
29. Параметр, який враховує кінематику потоку в сопловій решітці,
8Іпа0 І 2зіпау
зіпа. ,|г . , . 2ао-аі
1 у іс 8іп(а0 + а1 )со8 ———к
236
ЗО. Відносна витрата повітря на охолодження соплових лопаток
С - ДГС
де §ес - питомий коефіцієнт витрати охолоджувального повітря для со-
плових лопаток (відомий з розрахунків циклу ГТА); Тс, К - температу-
ра газу перед сопловими лопатками (для першого ступеня ТВТ
Тс =Т0 +(5О...15О), для інших ступенів турбін Тс =Т2*Л_1)); Гпвх, К -
температура повітря, яке надходить до охолоджуваних елементів
(Гпвх =Т2 +(40...70), де Т2 - температура повітря на виході з КВТ);
ТД0ГІС, к - допустима температура соплових лопаток (відома з розрахун-
ків циклу ГТА); ДГС, К - глибина охолодження соплових лопаток
(Д7’с=Тс-Гдо„).
31. Витрата повітря (кг/с) на охолодження соплових лопаток
^ох.с ~ ^п^ох.с»
де 0п - витрата повітря через КНТ (відома з розрахунків циклу ГТА).
32. Витрата суміші (кг/с) через робочу решітку з урахуванням вихо-
ду охолоджувального повітря в проточну частину
^сум = <7С "^^ОХ-С’
де 0с - витрата газу через сопловий апарат (для першого ступеня
ос=ол
33. Відносна теплота охолодження сопел
дохс 0,28ПсДТс/Тс 1
Чох.с- . ~ р 0,34 р0,58 т - Л-Г
“ с “ с ’ 1-(р2/^)с
34. Коефіцієнт інтенсивності тепловідведення в сопловій решітці
_ __ #ох.с
с 1-р'
35. Показник політропи розширення газу в сопловій решітці з ура-
хуванням охолодження
237
36. Теплоперепад (Дж/кг) у сопловій решітці з урахуванням відве-
дення тепла при охолодженні
ЯГ0 Рок)
А*
"ох.с .
Лс-1
ис-І "
, "с
37. Швидкість (м/с), яка відповідає теплоперепаду Лохс,
с1г — Фл/^ох.с •
38. Температура газу (К) на виході з соплової решітки
г2
Т» 'Р* 1г
1г ~ *0к ~
2СР,
39. Відносна теплоємність
Ср =^ = (гп.вх/т1г)0’25
СРг
40. Відносна швидкість повітря
сп ~ сіп^сіг —0,4...0,7.
41. Параметр, який враховує зміну осьової складової швидкості по-
току з соплової решітки в результаті підмішування охолоджувального
повітря,
1+сох.ссп5Іп«іп/8Іпаі
І+^ОХ-С
де а1п - кут виходу охолоджувального повітря з сопел (залежить від
конструктивного оформлення випускних щілин; у першому наближен-
ні а1п-«])
42. Параметр, який враховує зміну колової складової швидкості
потоку з соплової решітки,
й ^+6<>х.сЄпСО8аіп/со8а1
1 + ^ох.с
238
43. Параметр, який враховує зменшення температури газу в резуль-
таті підмішування охолоджувального повітря,
1+іп^С с
Гг ОлЛ р
Іг_________
^Тс —
1 + Єох.с
44. Температура потоку (К) за охолоджуваною решіткою
Т — ТА
1 Ісум
45. Швидкість потоку (м/с) на виході з сопел з урахуванням їх охо-
лодження та підмішування охолоджувального повітря
Сісум =С1Г7(Є«с 8іп«1 У +(Є«С Т
46. Кут (град) виходу потоку з охолоджуваної соплової решітки
®Чсум
=агсі§
рас
47. Відносна швидкість (м/с) входу потоку на робочі лопатки:
ступеня охолоджуваної турбіни
^Ісум ~“ус1сум+и1 2И[С1СуМ СО80С]сум,
ступеня неохолоджуваної турбіни
М’1 =-^Сі+ М[2 -2М]С| СО501].
48. Кут входу потоку (град) на робочі лопатки у відносному русі:
ступеня охолоджуваної турбіни
о . ^Ісум ЗІПОЦсум
Рісум =агс8іп—2------і-;
^Ісум
ступеня неохолоджуваної турбіни
о . с.5Іпа.
01 =аГС81П—----
239
49. Середній діаметр (м) на виході:
з робочих лопаток к-го вінця
к к
Д:ер2 =(Осф,), +2| (2Л-1)5+2>С +5Л
2 1
із соплових лопаток
к-1
^=(^1)1+2 (2к-2)5+£Вс+^Вр 1&
Уп~Ук
2
к
2 1
50. Колова швидкість (м/с) на середньому діаметрі за робочою ре-
шіткою
«2 =л2>сер2лт/6°-
51. Беремо швидкісний коефіцієнт робочої решітки V (для охоло-
джуваних робочих лопаток у= 0,950...0,965, для неохолоджуваних -
0,96—0,97).
52. Відносна швидкість (м/с) виходу потоку газу з робочої решітки:
ступеня охолоджуваної турбіни
^2=Ж^рСо+^1сум;
ступеня неохолоджуваної турбіни
53. Статична температура газу (К) на виході з робочої решітки:
ступеня охолоджуваної турбіни
2 2 2 2
Т ^2-^Ісум+^І -"2.
у2 21сум * ’
"Рг
ступеня неохолоджуваної турбіни
2 2 2 2
г _т ^-щ+и'-и;
2 ’ 2с„
54. Густина газу (кг/м3) на виході з робочої решітки
Рг — Рг^С^^г)-
240
55. Кут (град) виходу потоку газу з робочої решітки:
ступеня охолоджуваної турбіни
^сум____.
Р2 = агсзіп----------,
’^серіРгИ’з/р
ступеня неохолоджуваної турбіни
О
Р2=агс8Іп
^сер2 Рг^'р
56. Відносний крок робочої решітки:
ступеня охолоджуваної турбіни Гр = 0,4р+0,65;
ступеня неохолоджуваної турбіни Гр =0,4р+0,6.
57. Кут установлення профілю знаходимо за графічною залежністю
Ру =/(Рі -0і) гРаД (див. рис. 7.4).
58. Хорда (м) профілю робочої лопатки
&р =Вр/8ІпРу.
Для охолоджуваних робочих лопаток проводимо розрахунки за
пп. 59-79.
59. Відношення газового периметра робочої лопатки до хорди
Пр=ПрД>р=2,4...2,7.
60. Коефіцієнт кінематичної в'язкості газу знаходимо за графічною
залежністю Ур = /(Т2) м2/с (див. рис. 7.5).
61. Число Рейнольдса на виході з робочої решітки
Кер =-2-£-.
''р
62. Параметр, який враховує кінематику потоку в робочій решітці,
5ІпР2
2
28ІпРу 1
^ір8ІП(Р1сум+Р2)СО82^!аі^-
63. Критерій, який враховує обертання робочої решітки,
5и=-2-^-.
и'іДхрг
241
64. Відносна витрата повітря на охолодження робочих лопаток
25Пр(і+оК’4г)
^ОХ.р &ер
г гг> \О,25
АТр
В.Єр,34/р0,58Гр 5ІпР2 ^доп.р П.ВХ П.ВХ ,
Де Й'ер - питомий коефіцієнт витрати охолоджувального повітря для
робочих лопаток (відомий з розрахунків циклу ГТА); Гр, К - темпера-
тура газу перед робочими лопатками ( Гр « Тїсум ); Тдоп р, К - допустима
температура робочих лопаток (відома з розрахунків циклу ГТА);
АГр, К - глибина охолодження робочих лопаток (АГр = Гр -Тдоп р).
65. Витрата повітря (кг/с) на охолодження робочих лопаток
Сох.р =СПСОХ.р-
66. Витрата суміші (кг/с) через сопловий апарат наступного ступеня
= ^сум + ^ох.р-
67. Відносна теплота охолодження робочих лопаток
_ = ї 0,28Пр(і+0,Ю„°’4!)дТр/Гр і
0ОХ-Р . РрО^Р0’58? , Л-1 ’
*• Ке’ '’5тр2
68. Коефіцієнт інтенсивності тепловідведення в робочих лопатках
(?ох.р
Р
69. Показник політропи розширення газу в робочій решітці з ураху-
ванням охолодження
п
р
і—г“(у2 +тр)
/с
70. Теплоперепад (Дж/кг) у робочій решітці з урахуванням відве-
дення тепла при охолодженні
Л =—5—т?т
"ох.р _|ХХ21сум
ПР~'
"Р
1-(Р2/Рі)
242
71. Швидкість (м/с), яка відповідає теплоперепаду й’х р
^2г ~ V V 2^ох-Р + ^Ісум •
72. Температура газу (К) на виході з робочої решітки з урахуванням
охолодження
2 2,22
„ Н’2г-Н’1сум+«1 "«2
12г “Аг ~ •
Чг
73. Відносна швидкість повітря
ї£п=и’п/и’2Г=°,6...0,7.
74. Параметр, який враховує зміну осьової складової швидкості ви-
ходу потоку з робочої решітки в результаті підмішування охолоджуваль-
ного повітря,
Одр — 1+(7ох_рИ’п5ІпР2п /8ІП02»
де р2п - КУТ виходу охолоджувального повітря з робочої решітки (зале-
жить від конструктивного оформлення випускних щілин, у першому
наближенні р2п~Рг)‘
75. Параметр, який враховує зміну колової складової швидкості
потоку з соплової решітки,
в«р = 1 + Сох.р^пСО8р2П /СО502-
76. Параметр, який враховує зменшення температури газу в резуль-
таті підмішування охолоджувального повітря,
72г________
1+^ох.р
77. Температура (К) потоку за охолоджуваними робочими лопатками
^2 сум =І2г®хр-
78. Швидкість потоку (м/с) на виході з робочої решітки з урахуван-
ням його охолодження та підмішування охолоджувального повітря
^2сум = И’гг V (е«Р 8ІпРг У + (е«р 00502 У -
243
79. Кут (град) виходу потоку з охолоджуваної робочої решітки
Рісуи =агс*8
80. Абсолютна швидкість (м/с) виходу потоку з робочої решітки:
ступеня охолоджуваної турбіни
£2 сум у^Зсум "*’^2 ^^2^2сум ^°®Р2сум >
ступеня неохолоджуваної турбіни
С2=7и'2+“2-2И2^2СО8Р2.
81. Кут (град) виходу потоку зі ступеня в абсолютному русі:
охолоджуваної турбіни
а2сум =аГС5ІП—2—• - —при иг < Н>2 8ІпР2;
С2сум
~ і оло • ^2сум 8Й1Рзсум . о
0С2сум =180 -агсзш-----------— При «2>И>281Пр2;
С2сум
неохолоджуваної турбіни
. М>,5ІпВ, . о
а2=агс5іп—-----— при и2 <К2$іпр2;
с2
і олО • ^2 ®®р2
а2 = 180 -агсзш—-——
с2
при и2> и’25Ігф2
82. Колова складова абсолютної швидкості (м/с) на виході з сопло-
вої решітки:
ступеня охолоджуваної турбіни
С1«сум С1сум СО8«1сум.
ступеня неохолоджуваної турбіни
С]И =с1соза1
244
83. Колова складова абсолютної швидкості (м/с) на виході з робо-
чої решітки:
ступеня охолоджуваної турбіни
С2«сум ~ С2сум СО8а2сум»
ступеня неохолоджуваної турбіни
с2и = С2СО8(Х2.
84. Коловий теплоперепад (Дж/кг) ступеня:
охолоджуваної турбіни
“М1с1исум — ^2^2исум>
неохолоджуваної турбіни
Л«=«іС1и±и2с2и.
85. Коловий ККД ступеня:
охолоджуваної турбіни
неохолоджуваної турбіни
Т)и ки!ка.
86. Утрати (Дж/кг) на тертя диска об газ:
ступеня охолоджуваної турбіни
ЇІЧ, =(6...1О)І<Г4——[А ]
5іпа|суи
ступеня неохолоджуваної турбіни
87. Відносна величина радіального зазору
=8_//_ =0,005...0,010.
г г ґ
245
88. Утрати (Дж/кг) на витікання через зазори облопачування
<7ВИТ = 1,37(1+1,6р)(1+1/Х)8рЛи.
89. Статична температура (К) за ступенем:
охолоджуваної турбіни
, 9вит+9тер .
12 “12сум + »
СРг
неохолоджуваної турбіни
12 “ ‘ 2 --'
СРт
90. Температура (К) загальмованого потоку за ступенем:
охолоджуваної турбіни
г2
Т2 = Т2+-^~;
Рг
неохолоджуваної турбіни
с22
12 '
91. Тиск (Н/м2) загальмованого потоку за ступенем
Рг =Рі
92. Насосна робота (Дж/кг), пов'язана з охолодженням (тільки для
охолоджуваних ступенів),
^вх)>
де - коефіцієнт, який враховує компенсацію витрат на насосну ро-
боту ( = 0,5...0,7 ); , м/с - колова швидкість у місці випуску (при ви-
пуску повітря через вихідну кромку и( = и2, при випуску повітря через
торець и2 (1+/р /£>серг)); мвх > м^с “ кол°ва швидкість у місці підве-
дення охолоджувального повітря («вх «0).
246
93. Внутрішній теплоперепад (Дж/кг) ступеня:
охолоджуваної турбіни
~^и —((7вит+9тер)—^н^ох.р’
неохолоджуваної турбіни
^Ч ЇІЦ (*7вит+*7тер)
94. Внутрішній ККД ступеня:
охолоджуваної турбіни
_ ^сум .
Чіст .* г ’
неохолоджуваної турбіни
"Піст ^Ч
95. Внутрішня потужність (Вт) ступеня:
охолоджуваної турбіни
неохолоджуваної турбіни
~ ^С^І'
96. Внутрішній ККД:
охолоджуваної турбіни
п - -^^сум^ .
неохолоджуваної турбіни
„ =м
97. Внутрішній ККД за параметрами гальмування:
охолоджуваної турбіни
* Х^сумЛ.
247
неохолоджуваної турбіни
98. Ефективна потужність (Вт) турбіни
Контрольні завдання і запитання
1. Назвіть мету проектних і перевірних розрахунків багатоступінчастих
газових турбін.
2. Проаналізуйте основні особливості конструктивних схем проточних ча-
стин осьових турбін.
3. Як визначається частота обертання ступеня газової турбіни?
4. Проаналізуйте основні особливості газодинамічного розрахунку турбіни
на середньому діаметрі.
5. У чому полягають особливості методики розрахунку турбіни при викори-
станні охолодження?
6. Як ураховуються втрати енергії в осьовій турбіні в методиці газодинаміч-
ного розрахунку?
7. Проаналізуйте фактори, від яких залежить внутрішній теплоперепад
ступеня.
8. Як визначається внутрішній ККД осьової турбіни?
Розділ 8. РОЗРАХУНКОВІ ДОСЛІДЖЕННЯ
ЗМІННИХ РЕЖИМІВ РОБОТИ СУДНОВИХ
ГАЗОТУРБІННИХ АГРЕГАТІВ
8.1. Необхідність визначення параметрів суднового ГТА на змінних
режимах роботи. Основні визначення і терміни
Судновий (корабельний) ГТД використовується в різних експлуа-
таційних режимах. Під режимом розуміється тривалий стійкий стаціо-
нарний робочий процес ГТД, при якому у всіх його елементах і перері-
зах параметри потоку робочого тіла не змінюються з часом. Також не-
змінними з часом можна вважати і зовнішні характеристики ГТД, які
являють собою залежності потужності, крутильного моменту на його
валу та питомої витрати палива від частоти обертання ротора або тур-
біни компресора [10].
Найважливішим експлуатаційним режимом роботи ГТД є його но-
мінальний режим, який звичайно відповідає режиму повного ходу суд-
на. Цей режим також називають основним розрахунковим режимом,
на якому всі параметри ГТД відповідають розрахунковим проектним
параметрам режиму повної потужності суднового ГТА.
Усю сукупність стаціонарних режимів роботи ГТД, крім номіналь-
ного, іменують змінними режимами. Вони підрозділяються, в свою чер-
гу, на режими часткових навантажень і перевантажувальні режими. На
режимах часткових навантажень ефективна потужність ГТД завжди
менша від номінальної, а на перевантажувальних режимах - більша від
номінальної.
Перехід турбоагрегату з одного стаціонарного режиму на інший
називають перехідним процесом. Число перехідних процесів, як і число
стаціонарних режимів, нескінченно велике. На відміну від стаціонарно-
го режиму, всякий перехідний процес-динамічний, тобто такий, у ході
якого всі (або майже всі) параметри змінюються в часі.
Набір і тривалість експлуатаційних режимів ГТА залежать від типу
судна або корабля. Якщо для цивільного транспортного судна типо-
вим є переважання режимів ГТД, близьких до номінального в графіку
завантаження головної ЕУ, то для корабельного ГТА це не так.
Наприклад, за даними А.Г. Курзона, узагальнений графік заванта-
ження ЕУ основних типів військових кораблів має вигляд, який наведе-
но на рис. 8.1. У графіка завантаження ГТА транспортних суден макси-
мальне навантаження відповідає режиму 100%-ї потужності, потім кри-
ва круто спадає до режимів середнього ходу, далі - спад до нуля з неве-
ликим піком на режимах малих ходів [10]. Тут і надалі: =т(/Т - від-
249
ношення сумарного часу напрацювання агрегату на кожному режимі
до його повного ресурсу; - відносна потужність ГТА на
режимі, під якою слід розуміти відношення потужності на даному ре-
жимі до номінальної потужності.
Рис. 8.1. Узагальнений
графік завантаження ЕУ
основних типів кораблів
Аналізуючи наведений графік навантаження ГТА різного призна-
чення, з'ясовуємо, що для виконання ряду проектних розрахунків СЕУ,
наприклад необхідних запасів палива на кораблі для забезпечення за-
даної автономності плавання, необхідно мати достовірні залежності
питомої витрати палива ГТД на режимах часткових навантажень і на
перевантажувальних режимах. З іншого боку, для виконання розрахун-
ків міцності і ресурсних розрахунків ГТД необхідно мати залежності:
зміни температури газу перед турбінами, зміни частот обертання тур-
бокомпресорних блоків, а також ряду інших параметрів проектовано-
го ГТД за режимами. Усі ці дані одержують, виконуючи розрахунки
параметрів ГТД на змінних режимах.
8.2. Застосування теорії подібності в розрахункових та
експериментальних дослідженнях змінних режимів роботи ГТД
У зв’язку зі змінами експлуатаційних умов ГТА (збільшення або
зменшення його потужності, зміна параметрів атмосфери та експлуата-
ційних показників судна тощо) судновий ГТД практично весь час пра-
цює на режимах, відмінних від номінального - розрахункового. Також
у процесі створення і відпрацьовування нового ГТД експериментальні
дослідження власне двигуна та його елементів (компресорів, камер зго-
ряння, турбін) проводяться в лабораторних умовах, які значно відріз-
няються від експлуатаційних. Таким чином, практика експерименталь-
них і розрахункових досліджень ГТА вимагає відповіді на два основні
питання:
подібність робочих процесів однієї і тієї ж турбіни, компресора, ГТД
при їх роботі в різних умовах;
250
формулювання умов подібності робочих процесів у різних турбо-
машинах (наприклад, у модельному і натурному компресорах).
Дослідження показують, що в більшості задач моделювання стаціо-
нарних процесів у лопаткових машинах - турбінах, компресорах, а та-
кож в інших елементах ГТД, які мають форму каналів, визначальними
вимогами подібності газових потоків є наступні:
1. Геометрична подібність зазначених об'єктів.
2. Кінематична подібність, включаючи рівність характеристики
С7/С1 для турбінного ступеня.
3. Постійність числа Рейнольдса, яке характеризує властивості в'яз-
кості газового потоку і являє собою відношення сил інерції до сил в'яз-
кості. Для визначення величини числа Рейнольдса звичайно викори-
стовується вираз
Ке=£^,
и
де р - густина газу в потоці; с- швидкість руху потоку газу; /-харак-
терний геометричний розмір газового каналу (висота лопатки в турбі-
ні, внутрішній діаметр труби і т. д.); р, - коефіцієнт динамічної в'язкості
газу.
4. Постійність чисел Маха, які характеризують стисливість газу.
Число Маха являє собою відношення швидкості потоку газу до швид-
кості звуку в потоці:
М = сіа,
де а-швидкість звуку в газовому потоці.
5. Рівність значень показника ізоентропи к.
На практиці, як виявляється, неможливо одночасно точно викона-
ти всі перераховані вище умови подібності, а тому звичайно задоволь-
няються частковою подібністю газових потоків. Розглядаючи будь-яку
конкретну прикладну задачу, можна істотно скоротити число умов по-
дібності, нехтуючи несуттєвими критеріями, а також тими, котрі слаб-
ко впливають на хід процесу.
У лопаткових машинах і ГТД в цілому вимогу постійності числа
Рейнольдса можна замінити умовою проведення експерименту в авто-
модельній (за числом Рейнольдса) області, тобто при К.е > (3...5)-105. У
реальних конструкціях ГТД ця вимога, як правило, виконується авто-
матично, а тому вплив в'язкості газу на характер течії звичайно не бе-
руть до уваги.
Турбінні решітки, ступені та в цілому турбіни геометрично подібні,
якщо можуть бути отримані одна з іншої пропорційною зміною всіх
251
геометричних розмірів, включаючи зазори в проточній частині і шорст-
кість поверхонь турбінних лопаток. В одній і тій же турбіні або в ГТД,
який не має регульованих елементів у проточній частині, геометрична
подібність на різних режимах роботи виконується автоматично. Для
ГТД з поворотними напрямними апаратами на перших ступенях комп-
ресора або з поворотними сопловими решітками в турбінах геометрич-
на подібність досягається при однаковому положенні зазначених еле-
ментів.
Кінематична подібність досягається, якщо в будь-яких схожих точ-
ках лопаткових каналів обох порівнюваних турбін вектори швидкості
потоку виявляються пропорційними, а напрямок їх залишається однако-
вим. Отже, для двох ступенів або двох турбін повинні бути подібні три-
кутники швидкостей, а тому повинні бути рівні і характеристики
У ГТД, окрім розглянутих каналів, є камери згоряння. Складні фі-
зико-хімічні процеси, що проходять у КЗ при роботі ГТД, також визна-
чаються великою кількістю критеріїв подібності, причому тільки основ-
них критеріїв - дев'ять. Однак на практиці виявилося, що в діапазоні
зміни режимних параметрів ГТД в автомодельній за числом Рейнольд-
са області газових потоків процес горіння палива в КЗ можна вважати
незалежним від більшості цих критеріїв. Зокрема, було встановлено, що
при рівності чисел Маха на вході в КЗ та однаковому теплопідведенні
осереднені параметри на виході з неї змінюються подібним чином і за-
безпечують приблизну рівність чисел Маха на вході в ТВТ ГТД [10,28].
Виходячи з викладеного вище, для виконання умови подібності всіх
елементів того ж самого ГТД на подібних режимах є необхідним і до-
статнім забезпечити для вхідного перерізу двигуна сталість числа Маха
за коловою швидкістю:
Ми = ....—=кіст,
"V ^П^П^ЗОВ
а також за осьовою швидкістю:
с0
_ Со
V ^п^п^зов
= і<1ет,
де V- колова швидкість на периферії лопаток компресора; Со - осьова
швидкість потоку повітря на вході в ГТД; кп - показник ізоентропи
для повітря; - газова стала для повітря; Г30В - статична температу-
ра повітря на вході в ГТД.
У розрахунках змінних режимів роботи ГТД широко використову-
ється газодинамічна функція X, яка на відміну від числа Маха визнача-
252
ється через повну температуру газового потоку Т’. Звичайно викори-
стовується формула
Ця газодинамічна функція, як відомо, являє собою відношення швид-
кості потоку до критичної швидкості. Нагадаємо, що критичною швид-
кістю є швидкість потоку з М = 1, якій відповідає значення так званої
критичної температури
(8-1)
Покажемо, що між числом Маха і газодинамічною функцією X іс-
нує відповідність, котру будемо широко використовувати в подальших
висновках. Дійсно, для критичного режиму течії газу в каналі можна
записати
м= .Скр =1.
(8-2)
Підставимо вираз (8.1) у (8.2) і одержимо
С
'-'Кр
кК—Т*
к+\
2—КТ*
к+\
(83)
Формула (8.3) підтверджує відоме положення газової динаміки, від-
повідно до якого в умовах критичної течії газу = а; 1=М=1.
Як критерії подібності режимів роботи ГТД можуть бути викори-
стані також будь-які інші співвідношення параметрів, сталість яких ви-
пливає з рівності чисел Маха МСо і Ми або значень газодинамічних
функцій ХСо та ки.
Одержимо новий критерій подібності, виразивши колову швидкість
на периферії робочих лопаток КНТ у вхідному перерізі ГТД через час-
тоту обертання ротора компресора (параметр, який завжди досить точ-
но заміряється при випробуваннях ГТД):
тгР3л,
(8-4)
253
де 2)3 - зовнішній діаметр компресора, заміряний по периферії робо-
чих лопаток, м; пк - частота обертання ротора компресора, об/хв.
Підставимо (8.4) у формулу обчислення газодинамічної функції
та одержимо
7іР3Ик
X." І --г
Іф 1
60V 2 к+\
пк
= СОП5І—т==
30В
Таким чином, отриманий новий критерій подібності режимів робо-
ти ГТД
(8.5)
Це так званий параметр частоти обертання компресора, сталість
якого випливає зі сталості значень .
Виходячи з основних положень теорії подібності, а також з ураху-
ванням сформульованого раніше положення про сталість чисел Маха
МСо і Ми, можна показати, що в цьому випадку ряд безрозмірних па-
раметрів газу, взятих у схожих перерізах ГТД, повинен залишатися по-
стійним на подібних режимах роботи ГТД. Для статичних параметрів
потоку маємо
Д /Рзов = ідеш; Ті /Тзм = ідеш; С,- /^Тзав = ідеш; т|г- = ідеш, (8.6)
де і - довільний переріз проточної частини ГТД.
Аналогічно записуються співвідношення для загальмованих пара-
метрів потоку газу в схожих перерізах ГТД, одержувані з урахуванням
сталості значень газодинамічних функцій ХСо і . Маємо
^*/Д^ = і<1ет; Т* /Тзок = ідеш; С, /7т^Г = і<іет; п‘=і<1ет. (8.7)
На підставі викладеного вище та залежностей (8.5)-(8.7) сформулю-
ємо наступні припущення, покладені в основу наближеної подібності
режимів роботи ГТД:
1. Геометрична подібність усіх елементів проточної частини ГТД.
2. Нехтування впливом числа Рейнольдса на подібність режимів
роботи турбін, компресорів, перехідників та інших елементів ГТД, які
мають форму каналів, з огляду на автомодельний характер течії в цих
елементах.
254
3. Відсутність теплообміну з зовнішнім середовищем і незалежність
теплофізичних властивостей повітря та продуктів згоряння від зміни
температури і складу робочого тіла в ГТД на подібних режимах.
4. Приблизна подібність фізико-хімічних і теплових процесів у ка-
мері згоряння ГТД, яка забезпечується за умови сталості чисел Маха
МСо на вході в КЗ.
5. Подібність на різних режимах роботи полів тиску, температури
та осьової швидкості на вході в ГТД.
Як показує практика, перераховані припущення не приводять до
значних похибок при здійсненні розрахунків змінних режимів роботи
ГТД, а також при обробці результатів їх випробувань [28].
8.3. Приведення параметрів ГТД до нормальних (розрахункових)
атмосферних умов. Формули приведення
Проектувальний розрахунок ГТД на режимі повної потужності
здійснюється при розрахунковій температурі зовнішнього повітря Т*о
і розрахунковому атмосферному тиску Рзов . Ці розрахункові умови,
як правило, вказані в технічному завданні на розробку двигуна або
можуть бути прийняті рівними нормальним атмосферним умовам, які
відповідно до міжнародних і вітчизняних стандартів установлені в та-
кий спосіб:
повний тиск повітря на вході в ГТД Рз*в =760ммрт.ст.= 1,013105Па;
повна температура повітря на вході в ГТД Т*ов = 288 К;
відносна вологість повітря 60 %.
Кожен ГТД, вироблений підприємством, проходить заводські ви-
пробування з метою підтвердження відповідності його параметрів ве-
личинам, установленим технічним завданням. При випробуваннях, що
проводяться цілий рік у міру надходження готових ГТД на випробну
станцію підприємства, температура і тиск атмосферного повітря, як
правило, значно відрізняються від розрахункових (нормальних) атмо-
сферних умов, тобто практично завжди маємо
т тя Р ±Р
Л ЗОВр Л ЗОВ ЗОВр зов •
Задача приведення результатів випробувань ГТД до розрахункових
(нормальних) атмосферних умов полягає в наступному: необхідно за
даними вимірів, отриманих при випробуваннях ГТД у будь-яких атмо-
сферних умовах, визначити вихідні характеристики, які даний двигун
мав би при роботі в розрахункових (нормальних) атмосферних умовах.
З цією метою при існуючих у момент випробувань атмосферних
255
умовах установлюється режим роботи ГТД, подібний до необхідного
режиму при розрахункових (нормальних) атмосферних умовах. На по-
дібних режимах роботи ГТД абсолютні значення потужності турбін,
витрати повітря і газу через турбомашини, витрати палива на ГТД тощо
в загальному випадку різні. Однак усі ці величини можна виразити за
допомогою так званих узагальнених параметрів, які одержуються на
основі теорії подібності і є, по суті, критеріями подібності. При роботі
двигуна на подібних режимах ці узагальнені параметри залишаються
незмінними і залежать тільки від двох згаданих вище критеріїв подіб-
ності - чисел Маха МСо і Ми [27].
Узагальнені параметри турбін і компресорів є комплексами первин-
них параметрів, використовуваних для математичного опису процесів.
Структура цих комплексів параметрів визначається структурою вихід-
них рівнянь, а отже фізичною природою розглянутого процесу. Вико-
ристання подібних комплексів параметрів зменшує число змінних, вплив
яких тепер можна вивчати не порізно, а в певних сполученнях. Кожно-
му значенню критерію подібності відповідає безліч комбінацій парамет-
рів, які входять до нього, а тому результати, що наводяться в критеріаль-
ному вигляді, набувають характеру узагальнення. Один узагальнений
параметр був отриманий раніше - це параметр частоти обертання ком-
пресора.
Узагальнений параметр витрати робочого тіла для компресора ГТД
одержимо, спираючись на положення теорії подібності турбомашин,
яке в записі для величини об'ємної витрати повітря через компресор
має вигляд
уаі4ґ = ідеш, (8.8)
де Уа - об'ємна витрата робочого тіла через вхідний переріз компресо-
ра; і - температура робочого тіла у вхідному перерізі.
Вираз для об'ємної витрати робочого тіла через вхідний переріз ком-
пресора можна записати у вигляді
Уа =РаСа, (8.9)
де Ра - кільцева площа вхідного перерізу компресора; Са - осьова швид-
кість потоку у вхідному перерізі компресора.
Вираз для визначення масової витрати повітря у вхідному перерізі
компресора можна записати як
°а =^СаРп, (8.10)
256
де густина повітря знаходиться з рівняння стану:
Рп=-тЬг
а
(8-11)
Зв'язок між об'ємними і масовими витратами для вхідного перерізу
компресора після підстановки (8.9) та (8.10) у (8.11) має вигляд
Г1 — а а
Після необхідних перетворень і підстановки у вираз (8.8) одержимо
СаР^Га Єа
, = СОП8І—
р р
л а л а
У результаті одержимо узагальнений параметр масової витрати ро-
бочого тіла для компресора ГТД
—-^-=і(іет.
>
а
(8-12)
Використовуючи вираз, аналогічний (8.12), можна одержати узагаль-
нений параметр масової витрати турбіни ГТД у вигляді
(8.13)
, = ідет,
Р3 /ит Р3
де Сгг -масова витрата газу на вході в турбіну; Т3, Р3 - повні темпера-
тура і тиск газу перед турбіною.
Також у формулу (8.13) входить комплекс, що враховує теплофізич-
ні властивості робочого тіла,
/с,
2
т
кт+\
кг-\
та величина сумарної кільцевої площі вихідного перерізу соплового
257
апарата першого ступеня турбіни
Г3 = л£>3с/С18іпа1л,
де І)3 - середній діаметр на вході в турбіну, /С1 - висота соплової решітки
першого ступеня турбіни у вихідному перерізі; 01ц -кутвиходу потоку
газу із соплової решітки першого ступеня турбіни.
При випробуваннях ГТД на стенді підприємства звичайно створю-
ються умови, за яких Мс = 0, тому що повітря, як правило, забираєть-
ся безпосередньо з приміщення. У цьому випадку дотримання подібно-
го режиму для двигуна зводиться до підтримки постійним значення уза-
гальненого параметра частоти обертання ротора КНТ
ЗОВ
= ідет,
що, як уже було доведено раніше, випливає з умови Ми = ідеш.
Для сталого режиму роботи ГТД, за умовами теорії подібності, від-
ношення тисків, температур, чисел Маха у відповідних перерізах дви-
гуна, ККД його компресорів і турбін, а також міри підвищення тиску
повітря в компресорах будуть зберігатися такими ж, як і при роботі в
розрахункових (нормальних) атмосферних умовах. Заміривши за допо-
могою приладів абсолютні значення частот обертання роторів компре-
сорних блоків, силової турбіни, а також потужності на вихідному валу,
витрати повітря на вході ГТД, тисків і температур у необхідних перері-
зах, можна здійснити перерахування цих величин на розрахункові (но-
рмальні) атмосферні умови. Формули, за якими виконуються ці обчис-
лення, іменуються формулами приведення даних випробувань ГТД до
розрахункових (нормальних) атмосферних умов. Отримані в результа-
ті цього перерахування параметри будемо іменувати приведеними па-
раметрами і позначати індексом "пр".
Одержимо формулу приведення частоти обертання ротора компре-
сора ГТД до нормальних (розрахункових) атмосферних умов, використав-
ши виведену раніше формулу для узагальненого параметра частоти
обертання ротора компресора з урахуванням його сталості на подіб-
них режимах. У такому випадку для вхідного перерізу ГТД
йкпр / д/^зовр йкзам І^зов ІЙСП1,
де "зам" - індекс, який вказує, що відповідний параметр був заміряний
при Т* і Р* .
Г зов ЗОВ
Таким чином, режим, подібний заміряному під час роботи ГТД у
258
розрахункових умовах, повинен здійснюватися при частоті обертання
ротора компресора
йКпр - Икзам ^ЗОВр ^ов •
(8.14)
Це і є так звана формула приведення частоти обертання ротора ком-
пресора ГТД до розрахункових атмосферних умов.
Якщо у формулу (8.14) підставити нормальну температуру зовніш-
нього повітря, то одержимо
[288
^КІ8О ^кзам 1[ у.*
1 •* ЗОВ
- формулу приведення частоти обертання ротора компресора ГТД до
нормальних атмосферних умов (умов 180).
Тут доречно сказати, що умови 180 допускають прийняття під час
випробувань нормальних атмосферних умов, а також відсутність утрат
повного тиску у вхідному і вихідному трактах ГТД.
Одержимо формулу приведення витрати повітря через компресор ГТД
до розрахункових (нормальних) атмосферних умов. Виходячи з отрима-
ного раніше виразу для узагальненого параметра масової витрати ро-
бочого тіла, запишемо для вхідного перерізу компресора на подібних
режимах роботи ГТД
= ідеш.
У цьому випадку, який відповідає заміряній витраті, приведена ви-
трата повітря через компресор на подібному режимі роботи ГТД
(8.15)
Якщо у формулу (8.15) підставити нормальні атмосферні умови, то
одержимо формулу перерахування витрати повітря через компресор на
нормальні атмосферні умови (умови 180)
^КІ8О
= ЄК
зам
760 ІТ^
Р* V 288 ’
30В
де Р3* в - барометричний тиск зовнішнього повітря, мм рт. ст.
259
Формулу приведення потужності ГТД до розрахункових (нормаль-
них) атмосферних умов одержимо, використавши формулу обчислення
потужності ГТД із детального теплового розрахунку його схеми в на-
ступному вигляді:
Л^ГТД - Рт3 срг Д7’тг'Пт •
У такому випадку потужність, приведена до розрахункових умов
на вході в ГТД,
Л'ггд, =%МЛдгтгП„. (8.16)
Згідно з умовою подібності газових потоків у ГТД для схожих пере-
різів і на подібних режимах роботи можна записати:
для перерізу перед ТГ
Тзз Т*^
_2Р.=_2^ам_=іает;
^ЗОВр ^ЗОВ
для перерізу за ТГ
Т р
»ПІ> = -4^- = ідеш.
Г30Вр Г30в
Віднімаючи члени в цих співвідношеннях, одержуємо
У33 -^4 Т„ -Тл д дпр чпр _ З.Ззам 4зам Т* т* Л ЗОВр Л зов
Отже, А^тг™ ДУтр ПР 41 зам т т * ЗОВр 1 зов
Остаточно одержимо формулу приведення температурного перепа-
ду на турбіну ГТД до розрахункових (нормальних) атмосферних умов
ЗОВр
ДТтр —ДУтр
11 пр 14 зам
Л зов
(8.17)
260
Підставивши у формулу (8.16) співвідношення (8.15) і (8.17), одер-
жимо
АГ — Ґ2 30ВР І 7 ЗОВ О с Л.Т* 30ВР п
”ГТДПр ~°к1зам —ґ~АСУ-Рт3СРгЛ' ТГзам -р— Пт-
ГЗОВ І 1 ЗОВр 1 зов
Виконаємо необхідні перетворення й одержимо остаточно формулу
приведення потужності ГТД до розрахункових атмосферних умов на
вході в двигун:
^ГГДнр
~Мтдзам
Р Т
Л ЗОВр І Л ЗОВр
Р* \Т*
Л ЗОВ І Л зов
(8.18)
Розрахункова формула приведення до умов 180 буде виглядати так:
_ 760 / 288
ЛгтдГ8О -Лгтдзамр—д/р—•
* зов V * зов
Одержимо формулу приведення годинної витрати палива на ГТД до
розрахункових (нормальних) атмосферних умов з розгляду формули для
визначення відносної витрати палива на ГТД, записаної в наступному
вигляді:
£пал
(8.19)
Виразивши теплопідведення в КЗ - чисельник формули (8.19) - че-
рез величину підігріву газу, одержимо
_ СР*ГКЗ
&пал ~ тг
н«Пкз
Перейдемо до абсолютних масових витрат робочих тіл і запишемо
вираз для визначення годинної витрати палива на ГТД у вигляді
св АГКЗ
<7пал =~---—3600.
год Я„Пкз ю
У такому випадку формула для приведеної годинної витрати пали-
261
ва на ГТД може бути записана як
(8.20)
с
Спал =—------------— 3600.
палгодПр Н„Г|кз пр
Величина витрати повітря на вході в КЗ може бути виражена через
витрату повітря на вході в КНТ ГТД:
Спкз -«Ю^кг
(8.21)
Використовуючи міркування, які передують виводу виразу для при-
веденого температурного перепаду на ТГ, можна показати, що
АТКЗ =АГКЗ
* ЗОВ
(8.22)
Підставивши формули (8.15), (8.21) і (8.22) у вираз (8.20), одержимо
Г =СРтАГЮзЛм ГзовР С РзовР
палгодщ, НиГ\кз Т* К1за“
« л зов
|22-акз-3600.
ЗОВ V л ЗОВр
Після виконання необхідних перетворень одержимо остаточно фор-
мулу приведення годинної витрати палива на ГТД до розрахункових
умов на вході в двигун:
^палГ0Дпр
Спалгодзам
(8.23)
Розрахункова формула приведення до умов 180 запишеться у ви-
гляді
г =г 760 [288~
палгоді8О палгодзам р* ЛІ’Г*
л ЗОВ 1 Л ЗОВ
Одержимо формулу приведення до розрахункових (нормальних)
атмосферних умов на вході в ГТД питомої витрати палива на двигун.
Як відомо, питома витрата палива на ГТД
, _ ^палгод
N ~~кт--
262
У такому випадку приведена питома витрата палива на ГТД з ура-
хуванням формул (8.18) і (8.23)
ЗОВр
ЗОВр
^палгод палгодзам р*
Г0ДПр __л зов 1 л зов
^ГТДпр
х ЗОВр Г*ЗОВр
•У гтд —*— 11 —»—
* ЗОВ ї * зов
^“ЛгОДзам _Г'
----------— V
АГ ї¥зам
^ГТДзам
Таким чином, з'ясовано, що приведена питома витрата палива на
ГТД дорівнює заміряній. З цього випливає висновок, що на подібних
режимах роботи ККД двигуна буде залишатися постійним.
8.4. Використання формул приведення в дослідженні експлуатаційних
характеристик суднового ГТД
Будемо розглядати вихідну характеристику двокаскадного судно-
вого ГТД, який працює на гребний гвинт фіксованого кроку. Ця харак-
теристика являє собою залежність потужності на вихідному валу ГТД
від його частоти обертання і збігається з характеристикою гребного
гвинта з урахуванням передатного відношення редуктора, а також утрат
потужності в редукторі і гребному валопроводі. Подібна характеристика
може бути як експериментальною, так і розрахунковою.
Так званий закон гребного гвинта, який будемо часто використову-
вати надалі, з урахуванням ряду припущень можна коротко сформулю-
вати в такий спосіб:
частота обертання гребного гвинта пропорційна швидкості судна;
крутильний момент гребного гвинта приблизно пропорційний ква-
драту частоти його обертання;
споживана гребним гвинтом потужність приблизно пропорційна
кубу його частоти обертання.
Тому крива вихідної характеристики ГТД (рис. 8.2) може бути при-
близно описана рівнянням
N, = 0^-, (8.24)
де а - постійний коефіцієнт, який визначається для кожної конкретної ЕУ.
Відзначимо, що в дійсності показник степеня у формулі (8.24) для
водотоннажних суден дорівнює 2,8...3,2.
Тоді, знаючи номінальні значення потужності 1Че і частоти обер-
тання ротора лТГн ТГ ГТД в точці А, можна одержати інші точки цієї
263
кривої для розрахункової температури зовнішнього повітря Г3*Вр (у
нашому випадку 288 К) та Р3*Вр.
У процесі експлуатації ГТД ці параметри атмосфери змінюються
в дуже широких межах. Однак зміною атмосферного тиску звичайно
нехтують, а в основному оцінюють зміну параметрів ГТД в інтервалі
температур зовнішнього повітря від -40 до +40 °С. На рис. 8.2 показа-
на така розрахункова характеристика для інтервалу температур
230...330 К.
Рис. 8.2. Вихідна характеристика суднового ГТД для різних температур
зовнішнього повітря:
1 - 230; 2 - 250; 3 - 270; 4 - 310; 5 - 330 К
Побудова кривих вихідної характеристики для температур повітря,
відмінних від Т*ов , здійснюється з використанням отриманих раніше
формул приведення параметрів ГТД до розрахункових атмосферних
умов. Послідовність дій така: візьмемо кілька точок по частоті обер-
тання ротора ТГ і здійснимо перерахування значень І^е. та лтг. для
кожної точки.
Частота обертання вала ТГ у кожній точці для нашого випадку
ЛТГ. -ЛтГпр.
* зов
288 ’
(8.25)
Аналогічно потужність ГТД у кожній точці
ЛГе. = Ме
е‘ прі
пр,-
(8.26)
264
У формулах (8.25) і (8.26) приведені параметри з індексом "пр" від-
повідають кривій Т*оВр = 288 К.
Якщо в процесі побудови вихідної характеристики з'єднати між
собою точки, отримані при перерахуванні того самого режиму, задано-
го значенням лтг., то одержимо лінії, поздовж яких будуть справедливі
всі співвідношення теорії подібності. Тому ці лінії можуть бути названі
лініями подібних режимів, для яких, наприклад, будуть виконуватися
умови: тсКї=і<іет; -ідеш; т]е = ідеш. На рис. 8.2 вони позначені
Пр. №4-5.
Маючи вихідну характеристику ГТД, можна розрахунковим шля-
хом побудувати залежність граничнодопустимої потужності від темпе-
ратури зовнішнього повітря.
Зі зміною температури зовнішнього повітря відбувається зміна аб-
солютних значень усіх параметрів ГТД. У процесі експлуатації двигуна
варто мати на увазі, що на температуру газів перед ТВТ накладаються
жорсткі обмеження з умов міцності лопаток турбін. Звичайно вважа-
ється, що температура газів перед ТВТ не повинна перевищувати свого
значення на номінальному режимі роботи ГТД. Як правило, допуска-
ється короткочасне перевищення номінальної потужності не більше ніж
на 20 %, що також диктується обмеженнями по міцності. Тому експлуа-
таційна характеристика ГТД, яку дає завод-виробник, являє собою за-
лежність граничнодопустимої потужності від температури зовнішнього
повітря (рис. 8.3). Ця характеристика дозволяє визначити в процесі екс-
плуатації, яку максимальну потужність можна одержати від ГТД при
різних температурах зовнішнього повітря, не перевищуючи обмежень
по температурі газів перед ТВТ і потужності ГТД.
Рис. 8.3. Розрахункова залежність граничнодопустимої потужності ГТД від
температури зовнішнього повітря
265
Одержимо шукану залежність граничнодопустимої потужності ГТД
від температури зовнішнього повітря, використавши побудоване рані-
ше поле характеристик і залежність температури газів перед ТВТ від
потужності двигуна, яка існує для кожного ГТД (рис. 8.4). Лінія А В (див.
рис. 8.3) відповідає умові , а £>Е - умові 1Че. = 1,2Л^,н.
Рис. 8.4. Зміна тем-
ператури газу перед
ТВТ у залежності
від потужності ГТД
Зіставляючи ці дві характеристики, можна стверджувати, що на лі-
нії ЕВС ТІ =ТІя, на ділянці £>£ <Тзя, а на ЯВ «Т$ .
Побудову експлуатаційної характеристики (див. рис. $.3) будемо
виконувати наступним чином: виходячи з формули приведення темпе-
ратури газів перед турбінами ГТД до розрахункових атмосферних умов,
запишемо
Т*
Т* _?.* ЗОВр .
^пр Ззам гр* ’
* зов
для будь-якої і-і точки ділянки ЕС при роботі ГТД в атмосферних умо-
вах, відмінних від розрахункових,
Т*
Г* —- зов^ ____
л —— — •_ X О •
-’зам/ °пр; о-»* °н
1 ЗОВр
Отже, остаточно одержимо
=Г3.^- (8-27)
1 ЗОВ,
Далі обчислюємо для ряду значень температури зовнішнього повіт-
ря Т30В. за формулою (8.27) величини приведених температур газу пе-
266
ред ТВТ Г3 .За рис. 8.4 знаходимо приведені потужності ГТД Nе ,
які відповідають цим приведеним температурам. З отриманими значен-
нями приведеної потужності звертаємося до вихідної характеристики
ГТД (див. рис. 8.2). На лінії, що відповідає розрахунковій температурі
зовнішнього повітря Т*ОВр = 288 К, знаходимо значення приведених ча-
стот обертання ротора ТГ лтг , котрі визначать відповідну лінію по-
дібних режимів ГТД. Тепер на вихідній характеристиці по знайденій
лінії подібних режимів зсуваємося до точки перетину з кривою потуж-
ності ГТД, яка відповідає Г30в., й одержуємо шукане значення макси-
мально допустимої потужності на цьому режимі. За отриманими резуль-
татами будуємо графік (див. рис. 8.3).
Використовуючи формули приведення ГТД до розрахункових (нор-
мальних) атмосферних умов, вихідну характеристику, а також отрима-
ну залежність граничної потужності від температури зовнішнього повіт-
ря, можна оцінити ККД двигуна на режимі максимальної потужності
для різних температур зовнішнього повітря.
Для цього необхідно скористатися залежністю ККД ГТД від його
потужності, яка надається заводом-виробником. Типовий вигляд подіб-
ної залежності наведений на рис. 8.5, який наочно показує, що зі змен-
шенням потужності ГТД по режимах спостерігається різке зменшення
його ККД, обумовлене зниженням температури газу перед турбінами і
загальної міри підвищення тиску повітря в компресорі.
Рис. 8.5. Зміна ККД
ГТД у залежності
від його потужності
Візьмемо ряд розрахункових значень температур зовнішнього пові-
тря Г30В. в інтервалі 230...330 К. За рис. 8.3 знайдемо значення гранич-
ної потужності Ие., повинна розглядатися як заміряна на відповідному
режимі.
Зі знайденими заміряними значеннями максимально допустимої
потужності, використовуючи вихідну характеристику ГТД, знаходимо
відповідні значення приведеної потужності Nе для розрахункових
температур, зсуваючись за відповідними лініями подібних режимів до
характеристики, яка відповідає ТЗОВр = 288 К.
267
Для отриманих значень приведеної потужності з використанням
графіка зміни ККД ГТД у залежності від його потужності (див. рис. 8.5)
знаходимо значення ККД Т)е ПРИ розрахункових температурах зовніш-
нього повітря. Тепер можна побудувати відповідний графік залежності
ККД ГТД на режимах максимально допустимої потужності при різних
температурах зовнішнього повітря (рис. 8.6).
Шукана характеристика, отримана в припущенні, що потужність
ГТД змінюється по лінії АВС (див. рис. 8.3), показує, що при низьких
температурах зовнішнього повітря, навіть за умови обмеження гранич-
ної потужності значеннями, які відповідають Nе^ ККД виявляється
вищим від свого номінального значення.
8.5. Характеристики компресорів і турбін, які використовуються в
розрахунках змінних режимів роботи ГТД
При зміні режимів роботи ГТД всі газодинамічні параметри комп-
ресорів і турбін зазнають змін. Змінюються також і величини витрат
робочих тіл через агрегати ГТД, частоти обертання роторів цих агрега-
тів. Перераховані вище параметри при спільній роботі компресорів і
турбін у системі ГТД визначаються їх газодинамічними та кінематич-
ними зв'язками. У процесі розрахунку параметрів ГТД на змінних ре-
жимах точки спільної роботи компресорів і турбін наносять звичайно
на характеристики КНТ та КВТ. З'єднуючи між собою отримані точки,
одержують так звані лінії спільної роботи компресорів і турбін, які до-
зволяють робити висновок про зміну параметрів компресорів, їх запа-
си за помпажем у всьому діапазоні режимів роботи ГТД. У ході розра-
хунків змінних режимів використовуються також і характеристики всіх
турбін ГТД.
Характеристики компресора являють собою графічні залежності
параметрів його робочого процесу та адіабатичного ККД від незалеж-
них режимних параметрів. Звичайно розглядаються залежності міри
підвищення тиску повітря в компресорі та його адіабатичного ККД
т|к від витрати повітря на вході (7К і частоти обертання ротора ик.
268
За способом одержання характеристики підрозділяються на експе-
риментальні, розрахункові і статистичні. Експериментальні характери-
стики одержують у результаті випробувань побудованого компресора
на лабораторному стенді, розрахункові - поступінчастим розрахунком
проектованого компресора з відомою геометрією проточної частини,
статистичні - статистичною обробкою значної кількості експеримен-
тальних і розрахункових характеристик уже створених компресорів.
У залежності від виду режимних параметрів, використовуваних при
побудові характеристики компресора, розрізняють характеристики
нормальні та універсальні.
Нормальними характеристиками компресора є характеристики, отри-
мані при незмінних розрахункових умовах Т30в і Рзов на вході в ком-
пресор (рис. 8.7). На нормальній характеристиці наносяться ізодроми
лк. = ідеш - лінії постійних частот обертання ротора компресора, які
являють собою його напірні характеристики тск = /(Ск, лк).
Рис. 8.7. Нормальна характеристика компресора ГТД:
1 - лінія максимальних ККД
Кожна напірна характеристика обривається в лівій частині поля
характеристик при певному сполученні параметрів тск і Ск , які ха-
рактеризують початок розвитку явища помпажу в компресорі при да-
ній частоті обертання ротора лк.. Лінія, проведена через такі точки на
всіх ізодромах, іменується границею помпажу компресора. Також на
нормальну характеристику наносяться лінії постійного адіабатичного
ККД компресора т|к = /(<7К, ик ), які дозволяють визначати його ККД
при будь-якому сполученні режимних параметрів.
Якщо розглянути будь-яку напірну характеристику, що відповідає
певній ізодромі лк. = ідеш, то виявиться, що зі зростанням витрати по-
269
вітря і зниженням міри підвищення тиску повітря при русі від границі
помпажу вниз адіабатичний ККД компресора спочатку зростає, дося-
гає максимуму, а потім знову зменшується. Якщо з'єднати між собою
лінією всі точки на ізодромах, для яких адіабатичний ККД досягає ма-
ксимуму, то одержимо лінію максимальних адіабатичних ККД комп-
ресора. З огляду на те, що при проектуванні компресора прагнуть одер-
жати максимальне значення адіабатичного ККД на розрахунковому
номінальному режимі роботи, точка А на характеристиці, яка йому від-
повідає, буде знаходитися на згаданій вище лінії максимальних адіаба-
тичних ККД. Отже, на рис. 8.7 параметри в точці А: тсКн , СКн, лКн,
т]Кн - відповідають режиму номінальної потужності ГТД .
Універсальними характеристиками компресора іменуються харак-
теристики вигляду
ЯК = /(СКпр > ЛКпр ) > Лк ~ Л % ’ ЛКщ, ) -
Тут Ск - приведена витрата повітря через компресор, яка обчис-
люється за формулою
де Т* і Р* - повні параметри у вхідному перерізі компресора.
Приведена до умов на вході в ГТД частота обертання ротора комп-
ресора
Вигляд універсальних характеристик аналогічний зображенню
нормальних характеристик, з яких їх і одержують перебудовою після
перерахування за цими формулами. У розрахунках змінних режимів
роботи ГТД використовуються саме універсальні характеристики
КНТ і КВТ.
На ранніх стадіях проектування ГТД при проведенні оцінних роз-
рахунків їх змінних режимів роботи зручно використовувати узагальне-
ні характеристики компресора. Приклад такої характеристики наведе-
ний на рис. 8.8 [27].
Дана узагальнена характеристика компресора, яка є статистичною,
270
побудована у відносних параметрах
Рис. 8.8. Узагальнена характеристика компресора ГТД
Перед проведенням розрахунків змінних режимів роботи конкрет-
ного ГТД виконується побудова універсальної характеристики його
КНТ і КВТ перерахуванням точок, знятих з узагальненої характери-
стики.
271
Характеристики осьових турбін ГТД. Потужність турбіни, крутиль-
ний момент на її валу і параметри газу в проточній частині залежать, у
першу чергу, від величин тиску Р3 і температури газу Т3 на вході в
турбіну. При постійному значенні витрати газу на вході 0г та параме-
трів Р3 і Т3 з урахуванням незмінності геометрії проточної частини на
роботу турбіни можна впливати тільки зміною навантаження на її валу
7УТ або тиску за турбіною Р4 • При цьому буде змінюватися частота
обертання ротора турбіни ит.
Таким чином, у газовій турбіні з незмінною геометрією проточної
частини як незалежні параметри беруть: Т3 - повну температуру газу
на вході в турбіну; Р3 - повний тиск газу на вході в турбіну; (7Т - ви-
трату газу на вході в турбіну; Р4 - повний тиск газу на виході з турбіни;
п1 - частоту обертання ротора турбіни.
Характеристиками турбіни є залежності її різних експлуатаційних
показників і параметрів робочого процесу від перерахованих вище не-
залежних параметрів. Характеристики бувають нормальними та уні-
версальними.
Нормальні характеристики будуються в абсолютних координатах
показників роботи турбіни і незалежних параметрів. Як приклад роз-
глянемо так звану зовнішню характеристику турбіни, що являє залеж-
ність її потужності або крутильного моменту на валу від частоти обер-
тання ротора при постійних значеннях витрати газу і наявного тепло-
перепаду Н*а (рис. 8.9). Зовнішні характеристики будуються звичайно
для силової турбіни ГТД.
Комбінації витрат газу (7Т1 ,СТ2 ,...,(7Ти і наявних теплоперепадів
, Наі,.... НОп не випадкові, а визначаються прийнятим законом ре-
гулювання ГТД. Параболічний характер залежностей потужності тур-
біни від частоти обертання ротора визначається особливостями зміни
колового ККД її ступенів від парамет-
ра Ц/С\ . Відомо, що коловий ККД сту-
пенів турбіни змінюється також за па-
раболічним законом.
Крутильний момент на валу одно-
ступінчастої турбіни
Рис. 8.9. Структура нормальної
зовнішньої характеристики
турбіни
МТ=в,Ри^-,
де Ри - сумарне колове зусилля на ро-
бочих лопатках турбіни; Рсер - серед-
ній діаметр проточної частини турбіни.
272
Зв'язок між крутильним моментом на валу турбіни та її потужністю
визначається залежністю
Л/т=Ут/со,
де о - кутова частота обертання ротора турбіни, рад/с.
У розрахунках змінних режимів роботи ГТД більш зручними є
універсальні характеристики турбін, які будуються звичайно у функції
наступних параметрів:
- безрозмірна витрата газу через турбіну;
ДГТ/Г3* - відносний температурний перепад на турбіну;
лт /уТ* - параметр частоти обертання ротора турбіни;
ге* =Р3 /Р4* - міра зниження тиску турбіни;
Т| * - внутрішній адіабатичний ККД турбіни за повними параметрами.
Ці параметри є параметрами
подібності режимів роботи тур-
бін. У загальному вигляді універ-
сальна характеристика турбіни
являє собою сітку кривих, які ви-
значають співвідношення між
двома параметрами процесу при
різних постійних значеннях тре-
тього. Один з можливих способів
зображення універсальної зов-
нішньої характеристики турбіни
показаний на рис. 8.10.
Однолінійні характеристики
осьових турбін ГТД. Розглянемо
Рис. 8.10. Сіруктура універсальної
зовнішньої характеристики турбіни
універсальну характеристику турбіни при її роботі в системі ГТД, тоб-
то в системах турбіна-компресор, турбіна-гребний гвинт. При незмін-
ній геометрії проточної частини компресора або при постійному куті
встановлення лопатей гребного гвинта закони навантаження відповід-
них турбін не міняються. У цьому випадку можна вважати, що пара-
метр пТ пов'язаний з параметром ДТт /Т3*. При виконанні даної
умови з усього різноманіття кривих на характеристиці турбіни можна
виділити одну криву, оскільки співвідношення параметрів тепер визна-
чаються однозначно. Така характеристика турбіни іменується однолі-
нійною характеристикою [27]. Практика розрахунків показала, що в
273
системі ГТД відхилення узагальнених параметрів турбін від одноліній-
ної залежності в області експлуатаційних режимів не перевищують ~3 %.
Отримані з використанням цих характеристик розрахункові парамет-
ри ГТД на режимах часткових навантажень збігаються з їх експеримен-
тальними значеннями в діапазоні навантажень 10...110 % номінальної
потужності.
Розрахунок однолінійних характеристик турбін виконується за на-
ступних припущень:
1. Значення параметра береться постійним і рівним його
величині на номінальному режимі роботи ГТД.
2. Беруться постійними і рівними значенням номінального режиму
роботи ГТД кути виходу потоку газу: оц для соплових решіток лопа-
ток І р2 ДЛЯ робочого вінця кожного ступеня турбіни.
3. Швидкісні коефіцієнти соплових і робочих решіток залишаються
незмінними у всьому діапазоні режимів, які розраховуються з огляду на
виконання умови подібності трикутників швидкостей при роботі в си-
стемах турбіна-компресор, турбіна-гребний гвинт.
Математична модель процесу, яка закладена в розрахунок характе-
ристик турбін, базується на рівняннях енергії і нерозривності. На відмі-
ну від моделі проектувального розрахунку турбіни, тут уже відома гео-
метрія проточної частини. При записуванні формул використовується
апарат газодинамічних функцій. Як контрольні перерізи вибираються
вихідні перерізи соплової решітки і робочого колеса.
Розрахунок виконується для ряду значень газодинамічної функції
першого ступеня турбіни
2-^-ад*
£г+1 г 3
взятих більшими і меншими від її значення на номінальному режимі
роботи ГТД. У результаті розрахунку одержують значення узагальне-
них параметрів (безрозмірної витрати Ст, відносного температурного
перепаду ДГТ /7*3*, міри розширення в турбіні лт у функції цього пара-
метра) і будують характеристики у вигляди
Я* =/(Ч)-
У розрахунках змінних режимів роботи ГТД використовується уза-
274
гальнений параметр турбіни
,н^Т
V І Т І
» \ * А
Розглянуті вище характеристики перебудовуються у функції цього
параметра (рис. 8.11). Докладний опис методики розрахунку однолі-
нійної характеристики осьової турбіни можна знайти в [27].
Узагальнені однолінійні характеристики осьових турбін. На ранніх
стадіях проектування, а також при проведенні аналізу різних схем і ци-
клів ГТА, коли турбіни ГТД ще повною мірою не розраховані, можна
користуватися узагальненою однолінійною характеристикою осьової
турбіни, отриманою на основі аналізу ряду розрахованих однолінійних
характеристик турбін різних ГТД (рис. 8.12).
Узагальнена однолінійна характеристика дозволяє одержати зна-
чення наступних режимних параметрів газової турбіни:
безрозмірної витрати газу через турбіну
(8.28)
275
відносної міри розширення турбіни
(8.29)
відносного температурного перепаду турбіни
фг,=
І Т І
\ 1 Лі
(ЬТ\
(8.30)
у функції узагальненого критеріального параметра
(8.31)
Рис. 8.12. Узагальнена
однолінійна характери-
стика турбіни
Після виконання детального проектувального розрахунку схеми
ГТА на режимі повної потужності і габаритного розрахунку ГТД мето-
дом, описаним вище, можна, використовуючи формули (8.28)-(8.31)та
характеристики рис. 8.12, розрахувати і побудувати однолінійні харак-
теристики всіх турбін ГТД у вигляді рис. 8.11.
276
8.6. Метод розрахунку суднового ГТД на змінних режимах з
використанням однолінійних характеристик турбін
Розглянемо метод розрахунку ГТД на режимах часткових наванта-
жень з використанням однолінійних характеристик турбін [27,28].
Роботу ГТА на будь-якому режимі можна описати рядом рівнянь,
число яких залежить від складності його теплової схеми, наявності або
відсутності теплообмінних апаратів, способу приводу компресорів у
ГТД і відбору потужності споживачем.
Для стійкої роботи ГТД у складі ГТА на будь-якому проміжному
режимі повинні виконуватися наступні умови, які описуються відповід-
ними групами рівнянь:
рівність потужностей, споживаних компресорами і розвинутих тур-
бінами, що їх приводять, у газогенераторному блоці ГТД;
баланс міри підвищення тиску компресорів і міри розширення тур-
бін ГТД з урахуванням усіх утрат повного тиску по газоповітряному
тракту двигуна;
рівність витрат повітря через компресори й камеру згоряння, ви-
трат газу через турбіни з урахуванням відповідних локальних підведень
і відборів робочого тіла по тракту ГТД.
Для найбільш розповсюдженого випадку конструкції суднового
ГТД - із двокаскадним газогенератором і вільною ТГ - одержимо рів-
няння, яке описує роботу турбокомпресорного блока низького тиску
(ТКНТ) на режимах часткових навантажень, з виразу для безрозмірної
витрати газу через ТНТ:
6,, ° „> ' ’ (8'32)
^3.2 -^3.2
де т^2
Аг, +1
>
- комплекс, що враховує теплофізичні вла-
стивості газу в ТНТ; Г32 = яі>Сз27С1 8Іпа1л - площа вихідного перерізу
соплового апарата першого ступеня ТНТ.
Перетворимо формулу (8.32), виразивши параметри ТНТ через па-
раметри КНТ. Так, витрату газу через ТНТ можна записати у вигляді
% увхРтг
(8.33)
277
а тиск на вході в ТНТ
_Рц _-^зов^вх^кі^кг^к^КЗ^ті
*3.2 -—-V., -
гет,
п.
(8.34)
Підставивши (8.33) і (8.34) у формулу (8.32), одержимо
. ^к!Пр^вхРт2 л/^3.2ЯТ!
Т2 Л^вхЇГкЛкЛк^кзУТ1/ИТ2/’3.2
(8.35)
Перетворимо (8.35) так, щоб параметри компресорів виразити че-
рез параметри турбін:
^к. Лов^ «V кчУ т, /Пт, Л 2
*пр і? ** її >2 «л.аі
ЯК1ЯК2 Рт2лЙГлТ1
(8.36)
Використовуємо отримане раніше в розрахунку ГТД на режимі
повної потужності рівняння балансу потужності ТКНТ у наступному
вигляді:
дтТ2 =С1ДТК1.
(8.37)
Помноживши обидві частини рівняння (8.36) на ^ДТК] , одержимо
ск. V<7Т,Р3*ов¥куКоУт тт„ Р32 ІДТК,
Чір 1 *2 -іхііз •»' Г\О її 12 і к.]
якіяк2 Рт2яті 1 7з 2
(8.38)
Перетворимо праву частину рівняння (8.38) з використанням (8.37)
і одержимо в остаточному вигляді рівняння, яке описує роботу ТКНТ
на будь-якому проміжному режимі:
^т2ЛовУкУкзУТ1^т2Л2 ІҐАГт
як,як2 її
Розглянувши аналогічно турбокомпресорний блок високого тиску
278
того ж ГТД, запишемо вираз для визначення безрозмірної витрати газу
через ТВТ
<?т, л/^з.і
(8.40)
Рівняння, яке поєднує витрати газу через ТВТ і повітря через КВТ,
може бути записане у вигляді
еТ1 =Єк2РТ1-
(8-41)
Для того, щоб використовувати характеристику КВТ, приведену до
умов на вході в ГТД, витрату повітря через цей компресор у формулі
(8.41) варто виразити через приведену витрату. Тому, відповідно до
формул приведення,
Виконаємо необхідні перетворення і підстановки, використовуючи
наступні вирази для визначення параметрів на вході в КВТ:
Р\.2 ~ ^зов^вх^к^к’ -^1.2 ~ ^зов +^7^ •
Отже,
С -С 1^зов -Г I Г30в
К2 К2пр р* 1ІТ* К2Пр р* V Т* +ЛТ
гзов V 71.2 Лі V 1 зов+ к,
і остаточно
= ^2 ї ЯК>УВХУК . • <8-42)
ПР71+ДТК1/ТЗОВ
Запишемо тиск газу перед ТВТ у вигляді
А.1 “"^зов^вх^кі^к^кг^КЗ' (8«43)
Підставимо (8.42) у (8.41), а потім у (8.40) і з урахуванням (8.43) одер-
279
жимо вираз для безрозмірної витрати газу через ТВТ
<?к2
хпр
<?Т1= _
^зотУ вх^кі к^к2 КЗ
І АГК1
н-А^Лі
* зов
Перетворимо отримане рівняння при перенесенні параметрів КВТ
до його лівої частини, тоді
^к2Пр _ ^Ті^зов^КЗ^Ті^ЗЛ
Як2
Ті Vу 3.1
ДТК,
1+—
т
л зов
(8.44)
Як було показано раніше, приведений підігрів повітря в КВТ пов'я-
заний з фізичним значенням співвідношенням
ДТК, = ДТК,-^
К2пр к2 Т
•*1.2
(8.45)
Використовуємо отримане раніше в розрахунку ГТД на режимі пов-
ної потужності рівняння балансу потужності ТКВТ у вигляді
ЛТТі — СгЬТ*г.
(8.46)
Підставивши (8.45) у (8.46), одержимо
тГ, „ Тн +ДТК1
ДТт,=С2ДТк, -^- = С2№ 5. = с2дгк,
Т1 2 К2Пр Т 1 К2лр Т 1 К2лр
*зов *зов
ДГК.
(8.47)
ЗОВ
Помноживши обидві частини рівняння (8.44) на
к2пр .одержимо
V К2пр
к2
^ЗОВ^КЗ^Т] ^3.1
т, У1 3.1
дтк,
і+-Л
——ЛЩ-
V 2пр
(8.48)
280
Перетворимо формулу (8.47) до вигляду
ЛГк2
ЛГк,
і підставимо в праву частину рівняння (8.48):
Після ряду перетворень одержимо в остаточному вигляді рівняння,
яке описує роботу ТКВТ на будь-якому проміжному режимі,
Ск2пр УАГк2Пр _^Т1АоВУкз^т/з.і ІҐДТт А
Як2 Рт( д/^2 її Т /Ті
(8.49)
Перше рівняння основної системи рівнянь для розрахунку ГТД на
змінних режимах роботи одержимо з рівняння балансу міри підвищен-
ня тиску в компресорах і міри зниження тиску в турбінах. Для двокас-
кадного ГТД з вільною силовою турбіною воно запишеться у вигляді
«тЛт2 ^3 ^ВХ^К^КЗ^Ті^Т2^ГВ^Кі^К2 •
З огляду на те, що =РЗОВ /Рга, одержимо остаточно
'',к1',,к2 _♦ Vй—
Р V V V
л зов ¥ вх * к * КЗ * * т2
Друге рівняння системи одержимо, взявши до уваги зв'язок витрат
повітря через КВТ і КНТ, який визначається так:
= СК сск .
к2 К1 к2
(8.51)
З урахуванням формул приведення та (8.51) запишемо вираз, який
281
пов'язує дійсні і приведені витрати повітря для КВТ та КНТ у системі
двигуна:
для КВТ
Ч» _<?К2
¥~=ок ;зов-
ЗОВ
звідки
Ск, =(7К,
К2 К2пр р*
* ЗОВ
ЗОВ .
(8.52)
для КНТ з урахуванням того, що Ті 2 =ГЗОВ,
<?к, =^К.^
к’пр 1 р
іі=сК1^
К1 р*
ЗОВ ‘1.1
Аналогічно
А1-
к1 к1пр р
1 зов
(8.53)
Підставивши (8.52) і (8.53) у вираз (8.50), одержимо
г
К’пр р*
л зов
Перетворимо отриманий вираз:
2пр
-<7*1прак2
Рі.іАов 712
•^ЗОВ-^І.І^К^Кі 1 -^зов
Виконавши необхідні скорочення і перетворення, одержимо оста-
точно друге рівняння системи, яке пов'язує між собою приведені витра-
ти повітря КНТ і КВТ у системі ГТД,
АТ’к.
зов
С = (?к сск ---------
2”Р ’пр 2 УКЛК1
(8.54)
282
Дійсний підігрів повітря в КНТ описується рівнянням
(8.55)
а приведений підігрів повітря в КВТ
(8.56)
Підставивши (8.55) у (8.39), одержимо третє рівняння системи
<7т2*£ВУКУкзУті”*тА2 /МТт А
Рт2 ЯЇІ V /Т2
(8.57)
Четверте рівняння системи виведемо, використавши формулу (8.49)
з підстановкою виразу (8.56):
Ст, Аов V КЗ^Т| ^з.і АТт А
Рт,7^ А,
(8.58)
Таким чином, отримана основна система, яка складається з чоти-
рьох рівнянь: (8.50), (8.54), (8.57) та (8.58), що описують роботу двока-
скадного ГТД з вільною силовою турбіною на режимах часткових на-
вантажень.
Для обчислення параметрів компресорів і турбін ГТД на режимах
часткових навантажень, що входять в основну систему рівнянь, варто
використати додаткові рівняння, які є в графічному вигляді, - однолі-
283
нійні характеристики турбін та універсальні характеристики компресо-
рів цього ГТД.
Будемо виходити з того, що будь-який проміжний режим роботи
ГТД можна задати значенням повного тиску газу на вході в газовідвід-
ний пристрій Рге/, відмінним від його значення на номінальному режи-
мі . У такому випадку, одержавши експериментальну або стати-
стичну залежність 1|/ГВ= /(Хге), що характеризує зміну коефіцієнта
втрат у газовідвідному пристрої від для його вхідного перерізу, та
обчисливши значення газодинамічної функції
можна за таблицями газодинамічних функцій знайти значення Хга. для
даного режиму роботи ГТД.
Безрозмірну витрату газу у вхідному перерізі газовідвідного при-
строю можна визначити за формулою з [27]
лрп/
Сг,,=?(Хг,і)ЖТ'
На підставі рівняння суцільності, записаного для вхідного перерізу
газовідвідного пристрою, можна пов'язати між собою параметри газо-
відвідного пристрою й останньої за ходом газу турбіни - ТГ. Таким
чином,
Сгв _ ЄК1Ргв
Ст3 ^КіРт3
звідки
(«•»)
Ргв
Виразимо (7Тз і 6іа через їх безрозмірні витрати:
XI _ ^ГВ^ГВ^ГВ^ГВ
'“ГГВ
284
Підставимо отримані вирази у (8.59):
^т3рз.з^т3^з.з _ Рт3
д/^3.3 ^4.3 ^га
(8.60)
Підставивши у (8.60) вирази для визначення параметрів ТГ і газо-
відвідного пристрою
р* _ Рз.З . р* _р* _ЛТ
’ 14.3 _у3.3 Аїт3>
яТз
одержимо
0т,Аз>”ч^зл О„,-Рз‘з»і,,Л„, 0т, (861)
4тГ, 0"'
Виконавши відповідні скорочення і перегрупувавши (8.61), одержимо
<?т3 *т3
Т3.З Ь'Рцу _ ^гв^гв^гвРт3
Г3.3 ^т3 ^З.зРгв
Остаточно
І ҐДТЛ СгвЛПгв^гнРт,
г І л-лЛ 1 їв 1В 1В< 13
3 ’ї І т А, '"тЛзР,.
(8.62)
Обчисливши праву частину рівняння (8.62) для будь-якого і-го ре-
жиму роботи ГТД, одержимо числове значення параметра ТГ КТз , у
функції якого попередньо будуються однолінійні характеристики ТГ.
Скориставшись цими характеристиками, визначимо числові значення
параметрів ТГ на 1-му режимі роботи ГТД:
Ст„ -/(«„, ); КІЗ( = /(Кт,. ); (ДГ/Г)І!( =/(*„, ).
Аналогічно можна записати рівняння, яке дозволяє одержати зна-
чення узагальненого параметра ТНТ АГ.і 2 через параметри ТГ:
СТ2 ^Т2
ГАТА _ <?т3^т3^з.зРт2Ут2
< Р 7т2 ^т2^3.2Рт3
(8.63)
285
Обчисливши праву частину рівняння (8.63) з підстановкою параме-
трів і-го режиму роботи ГТД, одержимо значення параметрів ТНТ на
цьому режимі:
% =/(*ч >: <АГ/ГЧ >•
Так само запишемо рівняння, яке пов'язує узагальнений параметр
ТВТ із параметрами ТНТ:
тг £ ґ&Т А _ ^тг^тг^З.іРті^Т!
’ /ЦТ1ГЗЛРТ2 •
Знаходимо числові значення параметрів ТВТ для і-го режиму робо-
ти ГТД з використанням її однолінійних характеристик
Ст„ =/(КТ1і ); ЛТ|1 =/(КТ|і ); (ДГ/Г)Т11 =/(*„,).
Для і-го проміжного режиму роботи ГТД, заданого режимом течії в
газовідвідному пристрої, одержані значення параметрів (7Т, кт і (ДТ/Т)^
всіх турбін. Узявши значення цих параметрів і коефіцієнти, використо-
вувані в розрахунку, постійними й рівними їх значенням на номіналь-
ному режимі роботи ГТД, можна обчислити праві частини рівнянь (8.50),
(8.57) та (8.58). У лівих частинах цих рівнянь та у (8.54) знаходяться па-
раметри компресорів ГТД.
Для знаходження значень шести невідомих параметрів розрахун-
кового режиму роботи ГТД ((7Кі , ОК2 , 7СК], лК2, Т]К|, Т|К2) маємо чо-
тири аналітичні рівняння і дві графічні залежності у вигляді універсаль-
них характеристик КНТ і КВТ, які до цього часу повинні бути отри-
мані шляхом, описаним вище. Система розв'язується методом послі-
довних наближень. Задаємося в першому наближенні значеннями адіа-
батичних ККД КНТ і КВТ , Лк2. та розв'язуємо систему рівнянь
(8.50), (8.54), (8.57), (8.58). Одержуючи значення параметрів 6К, ,
>Пр;
(7К2 , кК1 та кК2, наносимо їх на універсальні характеристики КНТ і
КвТта знаходимо нові значення Т)К1 і Т]К2.. Якщо отримана різниця в
значеннях ККД компресорів перевищує задану похибку розрахунку, то
виконується друге наближення і так далі, поки не буде досягнута зада-
на точність розрахунку.
Після цього визначаються абсолютні значення параметрів повітря і
газу по тракту ГТД, обчислюються основні показники ефективності
схеми ГТА за наведеними вище формулами. Виконуючи подібний роз-
286
рахунок для ряду значень режимів течії газу в газовідвідному пристрої,
можемо одержати характеристики зміни найважливіших параметрів
ГТА у всьому діапазоні зміни його потужності. Найбільш важливим
показником ефективності ГТА, одержуваним у результаті проведення
розрахунків, є залежність його питомої витрати палива від потужності
У процесі виконання розрахунків на універсальних характеристи-
ках компресорів ГТД визначаються режимні точки, в яких розв'язуєть-
ся описана вище система рівнянь. З'єднуючи ці точки між собою, одер-
жують лінії спільної роботи компресорів і турбін, що їх привод ять. На
рис. 8.14 лінії спільної роботи нанесені на узагальнену характеристику
Рис. 8.14. Узагальнена універсаль-
на характеристика компресора
ГТД з лініями спільної роботи:
1 -КНТ; 2 -КВТ
287
компресора, що дозволяє сполучити на одному рисунку характеристи-
ки КНТ і КВТ. Зокрема, на цій характеристиці видно, коли може виник-
нути помпаж КНТ на режимах часткових навантажень. Це дозволяє
визначити, коли алгоритм регулювання ГТД повинен видати команду
на відкриття стрічки перепуску повітря або протипомпажних клапанів
чи відповідним чином змінити кут установлення поворотних напрям-
них апаратів на перших ступенях КНТ.
Контрольні завдання і запитання
1. Дайте характеристику основним експлуатаційним режимам роботи
морського ГТД.
2. Сформулюйте визначальні вимоги подібності газових потоків стосовно
до задач моделювання стаціонарних процесів у лопаткових машинах.
3. У якому випадку будуть виконуватися умови подібності газових потоків
для всіх елементів ГТД на подібних режимах його роботи?
4. Сформулюйте основні припущення, які можуть бути покладені в основу
наближеної подібності режимів роботи ГТД.
5. Обґрунтуйте необхідність приведення результатів випробувань ГТД до
розрахункових (нормальних) атмосферних умов.
б. За допомогою якої формули визначається потужність ГТД, приведена до
розрахункових атмосферних умов на вході?
7. За допомогою якої формули визначається годинна витрата палива ГТД,
приведена до розрахункових (нормальних) атмосферних умов на вході?
8. Поясніть, який вигляд має вихідна характеристика суднового ГТД, що
працює на гребний гвинт фіксованого кроку.
9. Викладіть методику одержання розрахункової вихідної характеристики
суднового ГТД, який працює на гребний гвинт фіксованого кроку, за допомогою
формул приведення.
10. Які види характеристик компресорів використовуються в розрахунках
параметрів суднових ГТД? Розкрийте їх особливості.
11. Які види характеристик осьових турбін ГТД існують? Розкрийте їх
особливості.
12. Укажіть відмінні риси однолінійних характеристик осьових турбін суд-
нових ГТД.
13. Викладіть основні положення методики одержання розрахункова одно-
лінійної характеристики осьової турбіни суднового ГТД.
14. Назвіть умови, що повинні виконуватися для стійкої роботи ГТД у скла-
ді ГТА на будь-якому проміжному режимі і які дозволяють одержати основну
систему рівнянь.
15. Поясніть, яким чином розв'язується основна система рівнянь, що дозво-
ляє отримати значення параметрів ГТД на будь-якому змінному режимі роботи.
16. Поясніть, чому зі зменшенням режиму роботи ГТД відбувається зни-
ження його ККД.
288
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Артемов Г.А., Горбов В.М., Романовский Г.Ф. Судовьхе установки с га-
зотурбинньїми двигателями: Учебное пособие. - Николаев: УГМТУ, 1997. -
233 с.
2. Ващиленко Н.В. Вибор оптимальньїх термодинамических параметров
судовьи ГТД с использованием ЕС ЗВМ: Учебное пособие. - Николаев: НКИ,
1985.-42 с.
3. Ващиленко Н.В. Тепловьіе расчетьі судових газотурбинньїх и газопаро-
турбинньїх агрегатов с использованием ЕС ЗВМ: Учебное пособие. - Нико-
лаев: НКИ, 1987.-46 с.
4. Газовьіе турбиньї авиационньїх двигателей / Г.С. Жирицкий, В.И. Ло-
кай, М.К. Максутова, В.А. Стрункий. - М.: Оборонгиз, 1963. - 608 с.
5. Газотурбинньїе установки. Состояние и перспективи развития ГТУ ино-
странннх кораблей и судов / В.В. Гартвиг, С.Я. Гутин, Б.И. Ануиікин и др. -
Л.: Судостроение, 1970. - 164 с.
6. Гофлин А.П., Шилов ВД. Судовне компрессорньїе машини. - Л.: Судо-
строение, 1977. - 270 с.
7. Захаров И.Г. Корабельньїе газотурбинньїе знергетические установки //
Газотурбиннме технологии. - 2000. - № 1 (янв.-февр.). - С. 11-15.
8. Коваленко А.В., Бондаренко А.С., БочаровИ.В. Газотурбинньїе установ-
ки на военно-морском флоте и опьітих зксплуатации на кораблях с динамиче-
скими принципами подцержания І І Изв. Академии инженерних наук Украй-
ни. Спец. тем. прил. отд. машиносіроения и прогрессивньїх технологий. -
1999.-Вьш. 1.-С. 31-37.
9. Кулагин И.И. Основи теории авиационньїх газотурбинньїх двигателей. -
М.: Воениздат, 1967. - 328 с.
10. Курзон А.Г. Теория судових парових и газових турбин. - Л.: Судо-
строение, 1970. - 592 с.
11. Левенберг В.Д., Горбов В.М. Проектирование турбин судових ГТД с
использованием ЗЦВМ: Учебное пособие. - Николаев: НКИ, 1977. - 78 с.
12. Лефевр А. Процесси в камерах сгорания ГТД / Пер. с англ. - М.: Мир,
1986. - 566 с.
13. Локай В.И., Максутова М.К, Стрункин В.А. Газовьіе турбиньї двига-
телей летательньїх аппаратов: Теория, конструкция и расчет. - М.: Машино-
строение, 1979. - 447 с.
14. МасленниковМ.М., ШальманЮ.Н. Авиационние газотурбинньїе дви-
гатели. - М.: Машиностроение, 1975. - 576 с.
15. Нарежньїй З.Г., Сударев А.В. Камери сгорания судовьи газотурбин-
ньїх установок. - Л.: Судостроение, 1973. - 232 с.
16. Наш генеральний конструктор. Штрихи к портрету / Сост. Л. Лимбор-
ская.-О.: Черноморье, 1998. - 112 с.
17. Основи проектирования турбин авиадвигателей / А.В. Деревянко,
В.А. Журавлев, В.В. Зикеев'ящ>.\ Подред. С.З. Копелева. - М.: Машинострое-
ние, 1988. - 328 с.
289
18. Пчелкин Ю.М. Камери сгорания газотурбинньїх двигателей. - М.:
Машиностроение, 1984. - 280 с.
19. Ребров Б.В. Судовие газотурбинньїе установки. - Я.: Судпромгиз,
1961.-536 с.
20. Романов В.И. НПП "Машпроект" 45 лет // Изв. Академии инженерньїх
наук Украиньї. Спец. тем. прил. отд. машиностроения и прогрессивньїх тех-
нологий. - 1999. - Вьш. 1. -С. 10-17.
21. Романовский Г.Ф., Сербин С.И. Вьібор параметров и расчет злемен-
тов камери сгорания судового ГТД: Учебное пособие. - Николаев: НКИ,
1988.-52 с.
22. Ромаяовський Г.Ф., Сербія С.І. Камери згоряння суднових газотурбін-
них двигунів: Навчальний посібник. - Миколаїв: УДМТУ, 2000. - 259 с.
23. Сербія С.І., Седько М.П. Газодинамічний розрахунок осьового комп-
ресора з використанням ПЕОМ: Навчальний посібник. - Миколаїв: УДМТУ,
1999.-51 с.
24. Скубачевский Г.С. Авиационньїе газотурбинньїе двигатели. - М.: Ма-
шиностроение, 1974. - 520 с.
25. Солохияа Е.В., Митрофанов А.А. Вьібор параметров и расчет на ЗВМ
осевого компрессора по среднему диаметру. - М.: МАЙ, 1978. - 96 с.
26. Сорока Я.Х., Ващилеяко Н.В. Вьібор типа газотурбинной установки с
учетом требований по скорости судна // Судостроение и морские сооружения. -
X., 1973. - Вьш. 21. -С. 23-26.
27. Сорока Я.Х. Проектирование судовьіх газотурбинньїх двигателей: Учеб-
ное пособие. - Николаев: НКИ, 1972. - 194 с.
28. Сорока Я.Х. Теория и проектирование судовьіх газотурбинньїх двига-
телей: Учебное пособие. - Л.: Судостроение, 1982. -112 с.
29. Теория и расчет турбокомпрессоров І К.П. Селезнев, Ю.Б. Галеркин,
С.А. Анисимов и др. - Л.: Машиностроение, 1986. - 392 с.
ЗО. Теория реактивних двигателей/Подред.Б.С. Стечкина.-М.:Оборон-
гиз, 1956. - 548 с.
31. Терещеяко Ю.М. Азродинамическое совершенствование лопаточньїх
аппаратов компрессоров. - М.: Машиностроение, 1987. - 187 с.
32. Термодинамический расчет газотурбинньїх силових установок І
В.М. Дорофеев, В.Г. Маслов, Н.В. Перьішкин и др. - М.: Машиностроение,
1973. -144 с.
33. Термодинамические свойства газов І М.П. Вукалович, В.А. Кириллин,
С.А. Ремизов и др. - М.: Машгиз, 1953. - 375 с.
34. Тихонов С.З., Копелев Н.Д. Расчет турбин авиационньїх двигателей. -
М.: Машиностроение, 1974. - 268 с.
35. Холщевников К.В., Емин О.Н., Митрохин В. Т. Теория и расчет авиаци-
онньїх лопаточньїх машин. - М.: Машиностроение, 1986. - 432 с.
36. Шапиро Л.С. Сердце корабля. - Л.: Судостроение, 1990. - 144 с.
37. ШнееЯ.И., Капинос В.М., Котляр Н.В. Газовие турбиньї. - К.: Вища
школа, 1976. - Ч. 1. - 295 с.
38. Мійііпз Р. Маіпіаіпіп^ Газі Геггу £аз ІигЬіпе зузіетз // ГМезеІ & Оаз ТигЬіпе
ХУогкМе. - 1997. - Аргії. - Р. 10-15.
290
ДОДАТОК
Таблиця ІД. Укрупнений розрахунок циклу ГТА простої схеми
Величина Спосіб визначення Числове значення
у першо- му на- ближенні у друго- му на- ближенні
1. Міра підвищення тиску повітря в циклі Вибирається 19,50 —
2. Максимальна температура газу в циклі Г3, К Так само 1400,0 —
3. Розрахункова температура зов- нішнього повітря Гзов, К —.и—. 288,0 —
4. Допустима температура лопаток турбіни Гд, К 1080,0 —
5. Адіабатичний ККД ступеня компресора Т]Ск ІІ__ 0,8950 -
6. Адіабатичний ККД ступеня тур- біни ги ‘"і 0,8800 —
7. Коефіцієнт повноти згоряння КЗ Лкз _ІІ_ 0,9900 —
8. КВПТ вхідного пристрою увх II 0,9800 -
9. КВПТ перехідника компресора '’к _ІІ_ 0,9950 —
10. КВПТ КЗ укз 0,9500 —
11. КВПТ опорного вінця турбіни V! _||_ 0,9950 —
12. КВПТ газовідводу Угв _||_ 0,9700 —
13. Механічний ККД турбін Г)т _ ||_ 0,9950 -
14. Механічний ККД редуктора Пр 0,9800 —
15. Коефіцієнт витрати повітря в КЗ 0 0,98...0,99 0,9900 —
16. Еталонне значення коефіцієнта витрати охолодного повітря &е 0,020...0,030 0,0250 —
17. Нижча наявна теплотворна здатність палива Ни, кДж/кг Береться з табл. 2Д 42915 —
291
Продовж, табл. Щ
Величина Спосіб визначення Числове значення
у першо- му на- ближенні у друго- му на- ближенні
18. Стехіометрична кількість пові- тря £0, кг/кг 19. Адіабатичний ККД компресора Т|к (у першому наближенні кп = = 1,4) 20. Дійсний підігрів повітря в ком- пресорі АГК, град 21. Температура повітря за комп- ресорним блоком ГТД Т2, К 22. Середня температура повітря для процесу в компресорі Теерк, К 23. Масова ізобарна теплоємність повітря для процесу в компресорі сРпх ’ кДж^ К) 24. Показник ізоентропи для про- цесу в компресорі кп (перехід на п. 19 для другого наближення) 25. Середня температура для про- цесу в КЗ за повітрям ГСфп^, К 26. Теплоємність повітря для про- цесу В КЗ Срп І293, кДж/(кг-К) 27. Середня температура для про- цесу в КЗ за газом , К 28. Теплоємність газу для процесу в КЗ срг І293, кДж/(кг-К) (у першо- му наближенні а = 5) Береться з табл. 2Д -і *п-1 -1 Т я: -1 1 зов пк 1 - — 14,78 0,8453 455,4 743,4 515,7 1,0345 1,3835 507,8 1,0337 846,5 1,1308 0,8469 434,6 722,6 505,3 1,0333 1,3846 1,1404
Пк Г'зов + АТ’к 7’ . АТкПк 1 ЗОВ ' 2 ЛЛ^) за діаграмою ср -Т Срл*—,де Кп = СРпх = 0,2870 кДж/(кгК) 293+ Т; 2 /(•^серпКз) 293+Т3 2 /Леєрно ’а) за діаграмою ср -Т
292
Продовж, табл. ІД
Числове значення
Величина Спосіб визначенню у перше- у друге-
му на- му на-
ближенні ближенні
29. Питома кількість теплоти, яка і А
підводиться в КЗ у процесі спалю- ІЬ, Гл1жХ
вання палива <?кз, кДж/кг х(Г3 - -293)-с, ' Рп Г2 X І293 * 833,0 851,3
х(7 2-293)]/Пкз
ЗО. Відносна витрата палива в КЗ ?кз
£пал ни 0.01941 0,01984
31. Коефіцієнт надлишку повітря в
КЗ а (перехід на п. 28 для другого наближення з новим а) 1 1>пал^0 3,49 3,41
32. Загальний КВОТ по газоповіт-
ряному тракту ГТА Пугта увхукукзу^ їв 0,8896 -
33. Загальна міра зниження тиску в
турбінах ГТД ят ТСкГЬ’гТА 17,35 -
34. Адіабатичний ККД турбінного блока ГТД г|т (у першому набли- 1 Аг-1
женні кТ = 1,33) 7СтЛг 0,9139 0,9130
1
—_ Кг лт г
35. Дійсний температурний пере-
пад турбін ГТД ДГТ, град _ Аг Пт 649,2 635,0
36. Температура газу за турбінами
гтдг4,к Тз-^Т. 750,8 765,0
37. Середня температура процесу в 1УР®» Т’сер, ’ К -г Д2ГТ 2Лт 1075,4 1082,5
38. Теплоємність газу для процесу •1
в турбіні с„ І- , кДж/(кг-К) Рг 14 за діаграмою с1 ~т р і 1,1951 1,1968
293
Продовж, табл. ІД
Величина Спосіб визначення Числове значення
у першо- му на- ближенні у друго- му на- ближенні
39. Показник ізоентропи для про- цесу розширення в турбіні кТ (пе- рехід на п. 34 для другого набли- ження з новим кт) 40. Число рядів охолоджуваних лопаток у турбінах ГТД пт 41. Відносна витрата охолодного повітря &ох (беремо Рт = 0,93; а =1,4; кгл =1,05) 42. Температура початку розши- рення охолодного повітря Гр , К 43. Міра зниження тиску в охоло- джуваній частині турбін ГТД тс.ІОХ 44. Міра зниження тиску неохоло- джуваної частини турбін ГТД ^т.неох 45. Температурний перепад по охолодному повітрю ДГОХ п, град 46. Середня температура для про- цесу розширення охолодного пові- тря Т , К г ^Рох 47. Теплоємність повітря для про- цесу розширення , кДж/(кг-К) с Г3 Рг Ч4 р К) 1,3169 4 0,08735 829,8 3,406 5,0938 128,9 765,4 1,088 1,31632
с г3 -Я. СРг '74 = 0,2880 кДж/(кг- Т 21Є-А ціле ^3
де ак Т X— Т Тг Т Рох ^ох 7 заді (Я“: 3~7 д| * 3 І д-ГгІЛ) +0,3(Гд-Г2 |(^Г“*О'Плт г~ 1 д ) ^"т.ох \ 1 Я~І ТЕ ,к,т.неох = 0,4; ка = І п АГох.п Рох 2 /(Тсерох ) аграмою с„ - > < ’5 ) ,ДЄ ,35 Т
294
Продовж, табл. ІД
Величина Спосіб визначення Числове значення
у першо- му на- ближенні у друго- му на- ближенні
48. Повна робота розширення в турбінах ГТД дТ, кДж/(кг/с) 720,7 -
49. Повернення роботи охолодного повітря в цикл дох, кДж/(кг/с) *Срг ІТ4 />ох^рохлх ^'^ОХ.П 12,66
50. Витрати енергії на привід ком- пресора ГТД дк, кДж/(кг/с) ср Аі.к к 449,1 —
51. Ефективна питома потужність ГТА КЄіап, кДж/(кг/с) (?т +?ох ~ 277,2 -
52. Ефективний ККД ГТА Не епит 0,3619 -
53. Питома витрата палива на ГТД , кг/(кВт-год) (0-£ох)?КЗ 3600 0,2318 -
Таблиця 2Д. Властивості палив, використовуваних у ГТА, та їх продуктів
згоряння
Параметри Палива, які використовуються в ГТА Стан- дартне
ГасТ-1 Бензин Б-70 Дизельне ДЗ Природний газ
Склад,%: С 86,30 85,26 86,78 74,87 85,50
н 13,70 14,74 13,22 25,13 14,50
/7И, кДж/кг 42915 44066 43208 50032 42915
, кг/кг 14,60 14,83 14,49 17,18 14,78
Кг, кДж/(кг-К) 0,2868 0,2881 0,2862 0,3012 0,2878
Склад продуктів згоряння, %: СО2 20,28 19,73 20,53 15,08 19,85
н2о 7,85 8,32 7,63 12,34 8,21
N2 71,87 71,95 71,84 72,58 71,93
Теплоємність с_ , Рг кДж/(кг-К): при 7’ = 573 К 1,1326 1,1368 1,1305 1,1749 1,1404
при Т= 1273 К 1,3205 1,3259 1,3180 1,3732 1,3732
295
Таблиця ЗД. Середні масові ізобарні теплоємності продуктів згоряння
стандартного вуглеводневого палива, кДж/(кг-К)
т,к Коефіцієнт надлишку повітря а
1 Г 2 3 4 5
300 1,061 1,035 1,026 1,021 1,018
400 1,087 1,052 1,039 1,033 1,029
500 1,115 1,074 1,059 1,052 1,048
600 1,145 1,099 1,084 1,076 1,071
700 1,178 1,128 1,111 1,102 1,097
800 1,209 1,156 1,137 1,128 1,122
900 1,237 1,181 1,161 1,151 1,145
1000 1,265 1,205 1,184 1,173 1,167
1100 1,289 1,226 1,204 1,193 1,186
1200 1,309 1,244 1,221 1,210 1,203
1300 1,332 1,263 1,238 1,226 1,219
1400 1,349 1,280 1,256 1,244 1,237
1500 1,364 1,299 1,276 1,265 1,258
1600 1,378 1,315 1,293 1,282 1,275
1700 1,390 1,330 1,301 1,299 1,293
1800 1,401 1,345 1,326 1,316 1,310
Таблиця 4Д. Середні масові ізобарні теплоємності продуктів згоряння
природного газу (метану), кДж/(кг-К)
Т,К Коефіцієнт надлишку повітря а
1 2 3 4 5
300 1,1«1 1,063 1,045 1,036 1,030
400 1,139 1,078 1,057 1,047 1,040
500 1,167 1,100 1,077 1,066 1,059
600 1,198 1,126 1,102 1,089 1,082
700 1,230 1,155 1,129 1,115 1,107
800 1,262 1,183 1,155 1,142 1,133
900 1,294 1,210 1,181 1,166 1,157
1000 1,324 1,235 1,204 1,189 1,179
1100 1,351 1,258 1,225 1,209 1,199
1200 1,376 1,278 1,244 1,227 1,217
1300 1,398 1,296 1,261 1,243 1,233
1400 1,418 1,315 1,280 1,262 1,251
1500 1,436 1,336 1,301 1,284 1,273
1600 1,452 1,353 1,318 1,301 1,291
1700 1,466 1,369 1,336 1,319 1,309
1800 1,479 1,385 1,353 1,336 1,326
296
Таблиця 5Д. Середні масові ізобарні теплоємності повітря сРв і водяної пари
с/>н2о » КДЖ^(КГ'Ю, та ентальпії водяної пари Лн2о, кДж/кг
г, к СРп СРя2о ЛН2О Г, К СРп сРн2о Лн2о
300 1,007 1,875 552,1 1100 1,159 2,366 2226,1
400 1,014 1,913 740,4 1200 1,175 2,434 2466,2
500 1,030 1,965 933,2 1300 1,189 2,496 2712,8
600 1,051 2,021 1132,0 1400 1,207 2,567 2966,0
700 1,075 2,082 1337,1 1500 1,230 2,616 3225,2
800 1,099 2,147 1548,6 1600 1,248 2,672 3489,6
900 1,121 2,223 1767,1 1700 1,267 2,722 3759,4
1000 1,141 2,294 1993,1 1800 1,286 2,746 4033,9
Таблиця 6Д. Детальний тепловий розрахунок схеми ГТА простого циклу на
режимі повної потужності
Величина Спосіб визначення Числове значення
упер- тому набли- женні У Дру- гому набли- женні
1. Міра підвищення тиску повіт- ря в циклі 7СКг Вибирається 19,50 -
2. Максимальна температура газу в циклі Т3, К Так само 1400,0 —
3. Розрахункова температура зов- нішнього повітря Гзов, К м 288,0 —
4. Тиск зовнішнього повітря Аов’МПа н 0,1013 —
5. Допустима температура лопа- ток турбіни Гд, К 1080,0 -
6. Адіабатичний ККД ступеня компресора Г|ак II 0,8950 -
7. Коефіцієнт повноти згоряння КЗ т]кз 0,9900 -
8. КВПТ вхідного пристрою увх 0,9800 —
9. КВПТ перехідника компресора 0,9950 —
10. КВПТКЗУкз 0,9500 —
11. КВПТ опорного вінця ТНТ ут2 _и 0,9950 -
297
Продовж, табл. 6Д
Величина Спосіб визначення Числове значення
упер- тому набли- женні У Дру- гому набли- женні
12. КВПТ опорного вінця ТГ Вибирається 0,9950 —
13. КВПТ газовідводу угв Так само 0,9700 _ ?
14. Внутрішній ККД ТВТ г]Ті __!» 0,8900 —
15. Внутрішній ККД ТНТ т|І2 II 0,9000 —
16. Внутрішній ККД ТГ т]Із II 0,9200 —
17. Механічний ККД турбін т|Ж(. II 0,9950 —
18. Механічний ККД редуктора Т]р __!• 0,9800 —
19. Коефіцієнт витрати КВТ 0,9850 —
20. Еталонне значення коефіцієнта ви-
трати охолодного повітря %е __ ||_ 0,0250 —
21. Нижча наявна теплотворна здат- Береться
ність палива 7/в , кДж/кг з табл. 2Д 42915 —
22. Стехіометрична кількість повітря Береться
£0, кг/кг з табл. 2Д 14,78 —
23. Ефективна потужність ГТА іїе, кВт Береться 16000 —
24. Міра підвищення тиску в КВТ яК2 Так само 4,416 —
25. Міра підвищення тиску в КНТ 4,416 -
26. Адіабатичний ККД КНТ гь., (у
першому наближенні - 1,4) % -1 0,8714 0,8715
*Д1-1
% -1
27. Дійсний підігрів повітря в КНТ А "і
АГК1, град Т я -1 зов '‘’К] 174,7 173,3
\
Пк,
28. Температура повітря за КНТ
Т2Л,К ^ЗОВ + 462,7 461,3
29. Середня температура процесу в Т АТ^ТІК]
КНТТсе_ ,К сеРк] Т ч *—і- зов 2 375,4 374,7
298
Продовж, табл. 6Д
Числове значення
Величина Спосіб визначення упер- тому набли- женні У Дру- гому набли- женні
ЗО. Теплоємність повітря в КНТ сРщ , кДж/(кг-К) 31. Показник ізоентропи процесу /(Т’серк] ) за діаграмою ср- СРщ Т 1,011 1,011
в КНТ кщ (перехід на п. 26 для другого наближення) 32. Тиск повітря на вході в КНТ Р{, МПа 33. Тиск повітря на виході з КНТ Р2л, МПа 34. Адіабатичний ККД КВТ Г]К2 (у першому наближенні СРщ Р V Лзову вх ^П2 _ ^”2 1 ТСк2 -1 1,396 0,0993 0,4384 1,396 0,0993 0,4384
кП2 = 1,38) &П2 * 0,8723 267,2 0,8724 265,1
35. Дійсний підігрів повітря в КВТ ДТК2, град Т2.1 <2 ґ ^п2 _ *п2 І ЯК2 -! і 1
36. Температура повітря за КВТ г2,к 37. Середня температура процесу вКВТТ ,К 38. Теплоємність повітря в КВТ срп2, кДж/(кг-К) 39. Показник ізоентропи процесу в КВТ к„2 (перехід на п. 34 для другого наближення) 40. Тиск повітря на вході в КВТ Р12, МПа 41. Тиск повітря на виході з КВТ Р2, МПа Лк2 Т’г.і+ДТ’к, АГК Т|к г2., /(^серК2 ) за діаграмою ср - СРп2 -Т 728,5 594,9 1,049 726,4 593,8 1,049
б Рп2 ^2.1Ук 1,377 0,4362 1,926 1,377
299
Продовж, табл. 6Д
Величина Спосіб визначення Числове значення
упер- У ДРУ- шому тому набли- набли- женні женні
42. Теплоємності повітря в КЗ, За діаграмою ср -1 кДж/(кг-К): СРП ЇЙЗ /(^сер) & ЛТ^) 43. Теплоємність ЧИСТИХ продуктів ЛТсер^~^) згоряння Срг Йз, кДж/(кг-К) за діаграмою ср -1 44. Відносна витрата палива на КЗ -293)- 8тЛ -^пІЙз(Г2-293)]/ /{^і/ПкЗ _[Срг І293 Х(^0 +0 ~срв І293 Л) х(Т3-293)} 45. Коефіцієнт надлишку повітря в 1 1,108 1,034 1.215 0,01977 X ]х 3,42 1,8299 2
КЗ И ЯшиЛо 46. Тиск газу на виході з КЗ Р3, МПа ^гукз 47. Число охолоджуваних вінців Тд ГВТ йОХ] (з урахуванням того, шої ~
- { 1 ДІЛІ V ТВТ одноступівчаста, = 2) Гі (^т\ "
гг \ х /сг
48. Відносна витрата охолодного; Л ,%*+! повітря на ТВТ $ОХ] (взято Гох = Т2 ™у~ х Рт/= 0,9;*, =1,05) ^7,-Г / Т3 0,0529 | - і 1 і 1158,7 І
т -Г і Т Д * ОХ V 1 ОХ У 49. Оціночна температура перед ДГК, ТНТ 732,К 0,91 2 50. Число рядів охолоджуваних ло- р паток ТНТ по>-2 (з урахуванням то-
го, що ТНТ одноступінчаста, м «ох2 я О 18 1 ' /V X, 1
300
Продовж, табл. 6Д
Величина Спосіб визначення Числове значення
у пер- шому набли- женні У Дру- гому набли- женні
51. Відносна витрата охолодного повітря на ТНТ #0Х2 (к( = 1,05; 7’ох=7’2;РТ2 = 0,98) . ИОХ2 2 Х т' —Т (т' х« * т2 у7 „у7 1 у7 2 д 1 ох \2 ох у 0,0109 -
52. Коефіцієнт витрати повітря для КЗ акз «К2-£«,-£0X2-0.011 0,9102 -
53, Коефіцієнт виграти газу для твт рТі (І+Іпая^КЗ <*к2 0,9423 -
54. Коефіцієнт витрати газу для тнт рТ2 Рт,ак2 +£<», +0,006 0,9881 —
55. Коефіцієнт витрати для ТГ рІЗ Рт2 +£ох2 +0,004 1,003 -
56. Коефіцієнт витрати для газо-
відводу ргв рІз +0,004 1,007
57. Середня температура газу в твттсеРіі,к Т3-0,91^^_ 2ПТ1 1280,7 -
58. Теплоємність газу для процесу в ТВТ ср^, кДж/(кг-К) ЛТсф,.») за діаграмою ср-Т 1,238 -
59. Показник ізоентропи для про- цесу в ТВТ кТі СРп СРгі ~Кг 1,3025 -
60. Коефіцієнт балансу потужності ТКВТС2 СРп2 ^«1 СЛ,1ІИ| 0,9031 -
61. Температурний перепад у ТВТ ДГТ1,к СгЛТК2 239,46 -
62. Оціночна температура за ТВТ
Пі,к Гз-АГт, 1160,5 —
63. Теплоємності повітря і газу для процесу змішування, кДж/(кг-К): гп.сум За діаграмою ср~Т ЯТІХ) 1,181
СРглуи /(Пі.а) 1,217 -
ЗОЇ
Продовж, табл. 6Д
Величина Спосіб визначення Числове значення
упер- тому набли- женні У Дру- гому набли- женні
64. Температура газу за ТВТ Т4л, К ^Р^СГз-ДГ 1136,0 —
(ОЧс2Рт[ +ЙОХ1 С/’пхуИ^°х1^ ) 2
65. Міра зниження тиску в ТВТ кТ[ 1 С?г.сум (ак2Рт! + ґ ї’зЯп 1 &ОХ| ) /сг, N 2,506 -
66. Тиск газу за ТВТ Р4 (, МПа 67. Температура газу перед ТНТ Г3.2,К 68. Середня температура газу в ТНТ Т , к СЄРт2 69. Теплоємність газу для процесу в ТНТ с , кДж/(кг-К) ?г2 70. Показник ізоентропи для проце- ^зПц -Д^Т] , Л.2 = Л.1 дг» Т3,-0,9—! 32 2тіх ЛЛРт2 іа діаграмою с С^г 1. 2 ) -Т 0,7301 1136,0 1058,0 1,195
су в ТНТ кг„ 71. Коефіцієнт балансу потужності сРтг ~^г СРщ 1,317 0,8606 149,1 986,8 1,142 1,178
ТКНТ С} 72. Температурний перепад у ТНТ ДТ^К 73. Оціночна температура за ТНТ 74. Теплоємності повітря і газу для процесу змішування, кДж/(кг-К): / Сп Рп.сум Лг.СуМ Р ЧСРг2^т2 С^ТКі Л.2~ДЛ2 За діаграмою с \ ЛПг) /(Г4'.2>а) -Т р -
302
Продовж, табл. 6Д
Числове значення
Величина Спосіб визначення у пер- шому набли- женні У Дру- гому набли- женні
75. Температура газу за ТНТ Г4 2, К РІ2(Т3,2-АГТ2 Рт2 р т п йі.сумбох2 ) -+ 2 983,8
76. Міра зниження тиску в ТНТ лТ2 С?г.сум^Ї2 + & ^3.2Пт2 >х2 ) ^г2 1,9252 -
77. Тиск газу перед ТНТ Р31, МПа (з урахуванням того, що уТ[ = 1,0) 78. Тиск газу за ТНТ Р4 2, МПа 79. Температура газу перед ТГ Т33,К 80. Тиск газу перед ТГ Р3 3, МПа 81. Тиск газу заТГ Р4,МПа еч еч < >' й| £• / 8 Л «"1 К "й 0? сч ьГ рг-1 0,7301 0,3792 983,8 0,3773 0,1050 —
82. Міра зниження тиску в ТГ лТз 83. Середня температура газу в ТГ у першому наближенні 7'^еРі3, К 84. Теплоємність газу для процесу в ТГ сРгі, кДж/(кг-К) 85. Показник ізоентропи для проце- су в ТГ кТз 86. Температурний перепад у ТГ ДТІз, град 87. Температура газу за ТГ Т4, К 7і ^ГВ^ТЗ ^3.3 р. 3,5951 -
4 за діаграмою с{ ~Т 874,2 1,150 1,334 247,9 735,9 1,146 1,335 248,5 735,2
Т’з.з СРгз К1 г 1 _ кгз 7Г 1 3 / Т’з.з-ДТ’тз
303
Продовж. табл. 6Д
Величина Спосіб визначення Числове значення
упер- тому набли- женні У Дру- гому набли- женні
88. Середня температура газу в ТГ 859,5
ГСертз ’ К (повернення до п. 84) 133
89. Питома потужність ГТД Чіитгтд>кВт/(кг/с) Д^ТзРтзЛяїз^ВХ 278,6
90. Приведена витрата повітря через 58,59
КНТ , кг/с к1пр ^ПИТггд'Лр —
91. Витрата повітря через КНТ (7К], кг/с ^к1ІІрУвх 57,42 -
92. Витрата повітря через КВТ СК2, кг/с 56,56 -
93. Витрата повітря через КЗ (7Пкз, кг/с ^К]аКЗ 52,26 -
94. Годинна витрата палива на ГТД Япал^пю 3600 3719,3 -
95. Витрата повітря на охолодження лопаток ТВТ (7ОХ], кг/с ^ОХ[ 3,038 -
96. Витрата газу через ТВТ СТ], кг/с ^к2Рт, 53,30 -
97. Витрата повітря на охолодження лопаток ТНТ (7ОХ2, кг/с ^К, Йох2 0,6280 —
98. Витрата газу через ТНТ СТ2, кг/с СК1Рт2 56,74
99. Витрата газу через ТГ (7Тз, кг/с ^кДз 57,59 -
100. Витрата газу через газовідвід (7ГВ, кг/с 6К1Ргв 57,82
101. Питома витрата палива на ГТА , кг/(кВттод) с ^палгод 0,2325
102. Ефективний ККД ГТА Т]е 3600 0,3609 -
с„ни
ми