Автор: Арсеньев Л.В. Тырышкин В.Г. Богов И.А. Подобуев Ю.С. Левин Е.Е.
Теги: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) транспорт тепловые двигатели газовые турбины газотурбинные установки
ISBN: 5-217-00420-7
Год: 1989
Текст
СТАЦИОНАРНЫЕ
ГАЗОТУРБИННЫЕ
УСТАНОВКИ
СПРАВОЧНИК
Под общей редакцией
д-ра техн, наук проф. Л. В. АРСЕНЬЕВА
и д-ра техн, наук проф. В. Г. ТЫРЫШКИНА
Ленинград
"Машиностроение”
Ленинградское отделение
1989
ББК 39.15я2
С78
УДК 621.438 (031)
Авторы: Л. В. Арсеньев, В. Г. Тырышкин, И. А. Богов,
Ю. С. Подобуев, Е. Е. Левин
Рецензент д-р техн, наук проф. И. К. Терентьев
Стационарные газотурбинные установки/Л. В. А р-
С78 с е н ь е в, В. Г. Тырышкин, И. А. Богов и др.;
Под ред. Л. В. АрсеньеваиВ. Г. Тырышкииа. —
Л.: Машиностроение. Ленннгр. отд-ние, 1989. —543 о.: ил.
ISBN 5-217-00420-7
Рассмотрены современные методы расчета термодинамических пока-
вателей тепловых схем стационарных газотурбинных установок, методы
расчета и конструирования их основных элементов — газовых турбин,
осевых компрессоров, камер сгорания, теплообменных аппаратов, систем
автоматического регулирования, предусматривающие возможность широ-
кого использования ЭВМ и САПР. Даны характеристики материалов,
применяемых для изготовления ГТУ, в том числе освоенных и перспек-
тивных жаропрочных сплавов. Приведены сведения по организации кон-
троля за работой ГТУ методом технической диагностики, машинного
управления, а также по обеспечению расчетных показателей их надежно-
сти и экономичности в условиях эксплуатации.
Справочник предназначен для инженерно-технических работников,
занимающихся проектированием, исследованием и эксплуатации й стацио-
нарных ГТУ.
С
2705040000—198
038 (01)—89
198—89
Ы>К 39.15я2
ISBN 5-217-00420-7
© Л. В. Apcenid'ii. В. Г. Гырышкин,
И. А. Гни<»ц. К) С, Подобуев,
Е. Е. Ленин, 1!1Н9
Предисловие
В решении генеральной задачи ускоренного экономического
н социального развития, поставленной XXV11 съездом КПСС,
значительная роль отводится широкому внедрению в различные
отрасли народного хозяйства прогрессивного высокоэкономич-
ного и надежного энергооборудования, и в том числе газотурбин-
ных установок (ГТУ).
Такие специфические качества, как малые удельные металло-
емкость и трудоемкость, хорошая маневренность, высокая сте-
пень автоматизации управления и эксплуатационная надежность,
обусловили распространение ГТУ на воздушном и морском транс-
порте. Применение ГТУ в теплоэнергетике создает реальные воз-
можности значительного улучшения технико-экономических и
экологических показателей вырабатываемой электрической и
тепловой энергии, в первую очередь при их использовании для
покрытия пиковых нагрузок и в качестве составного элемента
комбинированных парогазовых и энергетических установок.
Отмеченные положительные качества ГТУ, убедительно под-
твержденные опытом нх эксплуатации, обусловили значительный
и всевозрастающий интерес к ним со стороны широких кругов
специалистов. Несмотря на многочисленные публикации, посвя-
щенные различным аспектам конструирования и расчета основ-
ных элементов ГТУ, существует настоятельная потребность
в обобщении результатов их опытной проверки на стендовых уста-
новках и в натурных условиях с выдачей соответствующих реко-
мендаций. Одной из первых попыток в указанном направлении
явилось издание в 1978 г. справочного пособия «Газотурбинные
установки», подготовленного коллективом авторов под общей
редакцией Л. В. Арсеньева и В. Г. Тырышкина.
Быстрое развитие и совершенствование методов расчета и кон-
струирования основных элементов газотурбинных установок с ис-
пользованием современной вычислительной техники и САПР,
а также масштабы внедрения ГТУ в энергетику, газовую, химиче-
скую, металлургическую и другие отрасли народного хозяйства
продиктовали необходимость подготовки настоящего справочника,
за структурную основу которого принято упоминавшееся спра-
вочное пособие.
1*
3
Предисловие
В решении генеральной задачи ускоренного экономического
н социального развития, поставленной XXV11 съездом КПСС,
значительная роль отводится широкому внедрению в различные
отрасли народного хозяйства прогрессивного высокоэкономич-
ного и надежного энергооборудования, и в том числе газотурбин-
ных установок (ГТУ).
Такие специфические качества, как малые удельные металло-
емкость н трудоемкость, хорошая маневренность, высокая сте-
пень автоматизации управления и эксплуатационная надежность,
обусловили распространение ГТУ на воздушном и морском транс-
порте. Применение ГТУ в теплоэнергетике создает реальные воз-
можности значительного улучшения технико-экономических и
экологических показателей вырабатываемой электрической и
тепловой энергии, в первую очередь при их использовании для
покрытия пнковых нагрузок и в качестве составного элемента
комбинированных парогазовых и энергетических установок.
Отмеченные положительные качества ГТУ, убедительно под-
твержденные опытом нх эксплуатации, обусловили значительный
и всевозрастающий интерес к ним со стороны широких кругов
специалистов. Несмотря на многочисленные публикации, посвя-
щенные различным аспектам конструирования и расчета основ-
ных элементов ГТУ, существует настоятельная потребность
в обобщении результатов их опытной проверки на стендовых уста-
новках и в натурных условиях с выдачей соответствующих реко-
мендаций. Одной из первых попыток в указанном направлении
явилось издание в 1978 г. справочного пособия «Газотурбинные
установки», подготовленного коллективом авторов под общей
редакцией Л. В. Арсеньева и В. Г. Тырышкина.
Быстрое развитие и совершенствование методов расчета и кон-
струирования основных элементов газотурбинных установок с ис-
пользованием современной вычислительной техники и САПР,
а также масштабы внедрения ГТУ в энергетику, газовую, химиче-
скую, металлургическую и другие отрасли народного хозяйства
продиктовали необходимость подготовки настоящего справочника,
за структурную основу которого принято упоминавшееся спра-
вочное пособие.
1*
3
В справочнике изложены основы расчета термодинамических
показателей стационарных ГТУ, методы расчета и конструирова-
ния их основных элементов, систем автоматического регулирова-
ния и автоматизации управления, включая режимы пуска и оста-
новки агрегата. Приведены сведения об основных системах и вспо-
могательном оборудовании, а также материалах, применяемых для
изготовления ГТУ.
Отдельная глава посвящена обеспечению расчетных показа-
телей экономичности и надежности стационарных ГТУ в различ-
ных условиях эксплуатации с учетом влияния на основные их
элементы внешних условий и состояния рабочей среды. Рассмо-
трены вопросы организации контроля основных показателей ГТУ
с использованием методов технической диагностики, современной
измерительной аппаратуры, машинного управления и обработки
опытных данных.
Приведены сведения о методах автоматизированного проекти-
рования основных элементов ГТУ. Представлены типовые кон-
струкции основных элементов стационарных ГТУ, находящихся
как в эксплуатации, так и в стадии проектирования и изгото-
вления.
Вопросы обеспечения прочности основных деталей и узлов
ГТУ рассмотрены в объеме, необходимом для проведения их
комплексного предварительного проектирования.
Изложение материала в форме справочника обусловило целе-
сообразность широкого использования таблиц, графиков, номо-
грамм.
Список литературы включает главным образом отечественные
публикации, содержащие теоретические основы рабочих процес-
сов, а также обобщенные результаты исследований, методы рас-
чета тепловых схем, отдельных элементов ГТУ и т. п.
В приложениях приведены справочные материалы общего
характера и даны примеры расчета рекомендуемыми методами
отдельных элементов ГТУ.
Предисловие написано Л. В. Арсеньевым и В. Г. Тырышки-
ным, гл. I, VI, VII, приложения 1 и 2 — Л. В. Арсеньевым (за
исключением параграфа 1.13, написанного совместно с В. Г. Ты-
рышкииым), гл. II, VIII, X, приложения 3, 4, 10 и 11 — В Г. Ты-
рышкиным, гл. III и приложение 5 — Ю. С. Подобуевым, гл. IV,
V, приложения 6- 9 — И. А. Боговым, гл. IX — Е. Е. Левиным.
Замечания н пожелания по содержанию книги и ее оформлению
просим присылать в адрес издательства; 191065, Ленинград,
ул. Дзержинского, 10.
Основные условные обозначения и сокращения
Параметры установки
d, g — относительный массо-
вый расход пара,
воздуха и топлива
G — массовый расход
Й — удельная работа тур-
бомашины
#ад, — изоэнтропийный пе-
Но (Паз) репад энтальпий от
статического давления
Ро перед проточной
частью до статиче-
ского давления р2
за проточной частью
Нед, — изоэнтропийный пере-
до (Низ) пад энтальпий от
полного давления Pq
перед проточной ча-
стью до полного
давления эа ПР0'
точной частью
h — перепад энтальпий в
ступени, сопловом (на-
правляющем) или ра-
бочем венпе
М — вращающий (крутя-
щий) момент или
тормозящий момент
сопротивления
N — мощность эффективная,
внутренняя и т. д.
(в зависимости от
подстрочного индекса)
п — частота вращения
q — удельная теплота
t] — КПД электрический,
эффективный, внут-
ренний и т. д. (в за-
висимости от под-
строчного индекса)
6, р — степень реактивности
р. — степень регенерации
л •— степень повышения
(понижения) давления
Параметры потока
а — скорость звука
Ср, срт — удельные истинные и
средние теплоемкости при
постоянном давлении
с, ю, и — скорость абсолютная, от-
носительная и окружная
i — энтальпия
k — показатель изоэнтропы
р — давление
Л — газовая постоянная
s — энтропия
Т, i — температура
о — удельный объем
а, Р — направление потока при
абсолютном и относи-
тельном движении
р — плотность
Индексы параметров рабочего тела
в различных сечениях ГТУ 1
I и 2 —-при входе в компрессор
и иа выходе из него2
3 и 4 — при входе в турбину н на
выходе из нее
5 и 6 — при выходе соответственно
воздуха и газа из регенера-
тора
Индексы параметров рабочего тела
в различных сечениях турбины,
корпуса, отсека ступеней, ступени в
О — перед проточной частью (пе-
ред первым сопловым венцом)
1 — между сопловым аппаратом
и рабочим колесом
1 Применительно к сложным схемам ГТУ к цифровому индексу добавляется
буквенный. Например, давление воздуха за компрессором высокого давления
обозначают р2в, а давление рабочего тела за турбиной низкого давления — р4я-
2 Если требуется выделить сечения при входе в камеру сгорания н на
выходе из иее, то используют индексы <2 к. с> и «3 к. с».
я При рассмотрении промежуточной ступени многоступенчатой проточной
части к соответствующему индексу добавляют букву i или порядковый но-
мер ступени. Например, параметры рабочего тела перед сопловым аппаратом
третьей ступени будут иметь подстрочный индекс 03.
5
1с — за сопловым аппаратом
1р — перед рабочим колесом
2 — за проточной частью (за по-
следним рабочим веицом)
Индексы параметров установки
ад, из, 0 — изоэитропийный
в — воздух, а также внут-
ренний
вод — вода
г — газ
к — компрессор (к. и. —
низкого давления;
к. в. — высокого давле-
ния)
кр — критический
охл — охлаждение
п — полиэнтропийный
р — рабочая лопатка
с (н) — сопловая (направляю-
щая) лопатка
ст — ступень в целом
т — турбина (т. и. — низкого
давления; т. в. — вы-
сокого давления)
топ — топливо
ух — уходящие газы
э — электрический, эквива-
лентный
эф — эффективный
t — теоретический
• — заторможенный потои
Элементы ГТУ
ВО — воздухоохладитель
ГТ — газовая турбина (ГТН —
низкого давлении;
ТВД — высокого давле-
ния)
ГТД — газотурбинный двигатель
ГТН, — газотурбинные установки
ГТЭ для привода соответст-
венно нагнетателя комп-
рессорной станции газо-
провода и электрического
генератора
ЗГТУ — замкнутая газотурбин-
ная установка
К — компрессор (КНД —
низкого давления;
КВД — высокого давления)
КС — камера сгорания
П —• потребитель мощности
(полезная нагрузка)
ПГУ — парогазовая установка
ПТУ — паротурбинная установка
Р — регенератор
Глава I
СХЕМЫ И ЦИКЛЫ ГТУ
1.1. Основы технической термодинамики
Основные понятия термодинамики. В технической термодина-
мике рассматриваются законы взаимопревращений энергий в раз-
личных физических и других процессах. Эти законы лежат в ос-
нове работы любых тепловых двигателей. Основные показатели
газотурбинных установок могут быть получены с помощью зако-
номерностей технической термодинамики.
Термодинамическая система — система нли совокупность тел,
находящихся в энергетическом взаимодействии между собой и
с окружающей средой.
Рабочее тело — вещество в газообразном состоянии, которое
участвует в переносе тепловой энергии от горячего источника
к холодному, а совершая процессы расширения и сжатия, пре-
вращает собственную внутреннюю энергию в механическую
работу.
Взаимодействие системы с окружающей средой, а также теп-
ловое и механическое внутреннее взаимодействие приводят к из-
менению состояния системы, которое определяется термодинами-
ческими параметрами системы. Значения этих параметров изме-
няются в зависимости от состояния системы. При использовании
в качестве рабочего тела газа под термодинамическими параме-
трами системы понимают ее температуру, удельный объем и абсо-
лютное давление.
Согласно кинетической теории газов абсолютная температура
есть физическая величина, пропорциональная средней кинетиче-
ской энергии поступательного движения элементарных частиц
вещества. В соответствии с этой же теорией под абсолютным дав-
лением понимается среднестатистическая сила ударов элементар-
ных частиц вещества о стенку сосуда, в котором находится газ,
пропорциональная кинетической энергии частиц. В идеальных
условиях при отсутствии взаймного притяжения молекул абсо-
лютные температуры и давления определяются уравнениями
7
где k — постоянная Больцмана: №к — ----средняя кине-
тическая энергия молекул газа; т — масса элементарной частицы;
w — среднеквадратичная скорость поступательного движения мо-
лекул; п0 — число молекул в единице объема газа.
Поскольку каждому равновесному состоянию системы соот-
ветствуют определенные значения термодинамических параме-
тров, существует однозначная связь между ними, т. е. / (Т, р,
v) — 0. Такая зависимость носит название уравнения
состояния. Вследствие однозначной связи между параме-
трами любой из этих параметров можно выразить через два осталь-
ных, т. е. записать систему уравнений
р = / (о, n, T = f (р, v), v^f (Л р).
Рабочим телом в любом тепловом двигателе является реаль-
ный газ. Однако для упрощения анализа основных свойств дви-
гателя в технической термодинамике используется понятие иде-
ального газа, который представляет собой совокупиость упругих
молекул, обладающих пренебрежимо малыми объемами и лишен-
ных сил взаимодействия друг с другом и сцепления с ограничи-
вающей поверхностью.
Уравнение состояния 1 кг идеального газа имеет вид
pv ~ RT,
где — газовая постоянная, представляющая собой работу 1 кг
газа при его нагреве на 1 К.
Это выражение называется уравнением Клапей-
рона. Состояние тела соответствует уравнению идеального
газа при относительно низких давлениях и высоких температурах
по сравнению с нх критическими значениями. В большинстве
случаев рабочее тело газотурбинных установок удовлетворяет
этому требованию. В тех случаях, когда уравнение идеального
газа дает существенную погрешность, применяют различные
уравнения реального газа, которые с той или иной точностью
учитывают взаимодействие молекул и занимаемый ими объем [13].
Непрерывное изменение состояния термодинамической системы,
вызванное изменением внешних условий, в которых эта система
находится, называется термодинамическим процессом. В класси-
ческой термодинамике обычно все процессы рассматриваются
в условиях статического равновесного состояния, прн котором
параметры газа во всех точках определенного объема одинаковы.
Такие процессы называют квазистационарными. Равновесный
процесс без трения с внешней средой и в самой системе — обрати-
мый процесс. Этот процесс, протекающий в прямом и обратном
направлениях до начального состояния, не оказывает никакого
воздействия на окружающую среду. Поскольку для определения
равновесного состояния достаточно лишь двух параметров из трех,
обратимый термодинамический процесс можно представить в си-
8
стеме двух координат. Для графического изображения процесса
широко используют координатную систему, включающую абсо-
лютное давление и удельный объем. Такая система называется
pv- диаграммой.
Законы термодинамики. Каждое тело или вещество может
обладать различными видами энергии: тепловой, механической,
химической, внутриядерной и др. Сумма всех видов энергии пред-
ставляет собой полную энергию Е тела или вещества. Полная
энергия тела связана с изменением его массы, так как в соответ-
ствии с известным уравнением Е = Gc2, где с — скорость света.
Однако при взаимопревращении энергий в термодинамических
процессах изменения массы тела настолько малы, что ими во всех
практических расчетах термодинамики пренебрегают и прини-
мают массу тела не зависящей от его энергии.
Полную энергию тела Е обычно представляют в виде внутрен-
ней энергии U, включающей тепловую, химическую и внутри-
ядерную энергии, и внешней £вн, определяемой внешними физи-
ческими полями и перемещением тела. Для газов, находящихся
в потоке, к составляющим внешнюю энергию добавляется еще
энергия проталкивания £пр, возникающая за счет воздействия
на газ других частей системы. Таким образом, полная энергия
тела
Е ~ U 4- Ек -1 Еа -|- Fnp,
где £к и Еп — внешние кинематическая и потенциальная энергия.
Внутренняя энергия U и энергия проталкивания £пр опре-
деляются параметрами состояния р, v или Т н не зависят от про-
цесса, предшествовавшего данному состоянию; поэтому U и
£пр тоже являются параметрами состояния. Сумма этих энергий
носит название энтальпии J. Поскольку Еар = pV, то энтальпию
потока определяет уравнение J ~ U pV или i = и + pv.
Энтальпия, так же как и внутренняя энергия, является функ-
цией двух любых параметров состояния:
J = = n = f(v, Т).
При процессах, протекающих в термодинамической системе,
происходит обмен энергией между элементами системы и между
системой и окружающими ее телами, причем только в форме ра-
боты и форме теплоты. Таким образом, работа и теплота не могут
содержаться в каком-либо веществе, онн возникают лишь в про-
цессе передачи энергии.
Механическая работа, совершаемая газом, является резуль-
татом его расширения или перемещения. Для идеального про-
цесса без трения элементарная работа расширения газа опре-
деляется уравнением dh ~ р dv, а при изменении объема от
2
до v2 — уравнением ft — jpcfe.
9
Работа расширения идеального газа, находящегося в сплош-
ном потоке, при отсутствии трения определяется работой расши-
рения и работой проталкивания, т. е. dh.TeT = pdv — d (pv).
Так как работа проталкивания d (pv) = pdv + vdp, то
2
d/lTex ~~vdp н Лтех = — j v dp.
i
Теплота —- одна из форм обмена тела энергией с окружающей
систему средой или другими телами. Появление теплоты связано
с процессом перехода внутренней тепловой энергии от одного тела
к другому, а количество теплоты зависит от разности температур
обменивающихся энергией тел. Если количество теплоты, подве-
денное к телу в процессе обмена энергией, обозначить через q, то
2
dq = cdT и q = J cdTt
i
где с — коэффициент, называемый удельной теплоемкостью нли
теплоемкостью.
Теплоемкость —- количество теплоты, которое надо подвести
к телу, чтобы при данном процессе повысить его температуру на
1 К. В реальных процессах теплоемкость зависит от температуры
и давления тела и ее называют истинной теплоемкостью. Иногда
вводят среднюю теплоемкость ст, постоянную в диапазоне тем-
ператур Тх и Т2. Тогда количество теплоты q находят по уравне-
нию q = ст (Т2 — Ту). Если ввести среднюю теплоемкость от
принятой базовой температуры, например нулевой, до текущей
температуры t, то количество теплоты
q ~ Ст (0—1,)^2 — Ст (О—Г,)/) ft.
Значения ст <о—о для различных газов затабулированы и
широко используются в практических расчетах. В этом случае
средняя теплоемкость в диапазоне температур ft и ft
Ст ~ (рт (0—Ст (D—tt}^l)/(^2 ft)»
Рабочее тело тепловых двигателей обычно представляет собой
механическую смесь различных газов. Для смеси идеальных газов,
молекулы которых химически не реагируют друг с другом, спра-
ведливы следующие формулы:
п
Pi = Pew Ti ~Тс-и и Vt = Vсы,
г=1
где pt — давление i-го газа в смеси, называемое парциальным
давлением; Tt и V} — температура и объем i-ro газа.
Уравнение состояния запишется как
PtVt — GiRiTi н Ремесы — GCKRCKTоы.
ю
Показателями состояния смеси газов будут:
п
кажущийся молекулярный вес рсм = У
/=1
парциальное давление pi = pcvtrii
п
газовая постоянная смеси Дсм = Е ёЛ:
£=1
п
плотность смеси рсы = S rtpt;
/=1
п
теплоемкость смеси еси = У gfcf.
i=i
Здесь gt = Gi/GCJA — массовая концентрация 1-го газа: rt —
= — молярная концентрация: М, — число молей i-ro
газа.
Первый закон термодинамики представляет собой закон сохра-
нения энергии, согласно которому разность полных энергий
в конце и начале любого процесса равна сумме подведенной или
отведенной энергии в этом процессе. Для рабочего тела находя-
щегося в покое и в потоке этот закон записывается как dq — du 4-
4- pdv и dq = di — vdp. Для конечного интервала процесса в пре-
делах состояний, определяемых точками I и 2, q — i2 — h 4~ ^тех-
При наличии трения уравнения первого закона термодина-
мики для неподвижного рабочего тела и потока примут внд
dqaon == du 4- pdv — dhTp, dqIion = di- vdp — dh^,
где qaon — теплота, подведенная к рабочему телу от внешнего
источника.
Поскольку работа трения превращается в теплоту qTp, можно
записать общее уравнение первого закона термодинамики в сле-
дующем виде:
dquon 4- dqvp = du 4- р dv = di — v dp.
Второй закон термодинамики устанавливает направленность
естественных процессов. В соответствии с этим законом все само-
произвольные процессы в природе всегда протекают от более высо-
кого потенциала к более низкому. В качестве критерия направлен-
ности процессов, происходящих в изолированной системе, при-
нята некоторая функция состояния dQjT, которую обозначают
через S и называют энтропией.
Для любого процесса можно записать dQ/T dS или
2
J dQJT Здесь знак равенства соответствует обра-
тимым процессам, а неравенства — необратимым. Таким образом,
необратимость процесса приводит к повышению энтропии. В связи
с этим приращение энтропии есть мера необратимости процессов,
происходящих без внешнего теплообмена.
11
0 vO
Рис. 1.1. Процессы в рт-и Ts-диаграмме
Процесс: 1—2 — сжатия; 1—2В * * 11 — расширения
Из первого закона термодинамики для процессов с треннем
следует:
^под/Т’ + dfaJT = dujT + р (dv/T)
и dq^jT + dq-^jT = di/T — vdpjT = ds.
Таким образом, имеет место следующее уравнение, которое
называют термодинамическим тождеством’
Т ds = du + р dv = dt — v dp.
Термодинамические процессы идеальных газов. Изохорный
процесс протекает при условии о = const и его уравнение состоя-
ния определяется равенством pJTt — р2/Т2. Для изохорного
процесса имеют место следующие соотношения:
2
Qv = = J dT, Атез- — v (pi — р%), Sg Sj = cv In (Tg/Tj).
В pv- и Ts-диаграмме этот процесс представлен на рис. 1.1.
Изобарный процесс характеризуется условием р = const. Урав-
нением состояния изобарного процесса будет v^Ti = v2/T2. Этот
процесс характеризуется следующими уравнениями:
Яр ~ ср Т^, п2—Ui = c(T8 Tj), ia —ii = Cp(T,2—T*j) н
Sa — Sj = Cp In (T2 — Ti).
Работа изменения объема h — p (v2 — v= R (T2 — 7\). Тех-
ническая работа d/iTex = —v dp = 0.
Изобарный процесс в диаграммах состояния pv и Ts пред-
ставлен на рис. 1.1.
Поскольку теплоемкость зависит от характера процесса, в тер-
модинамике используются теплоемкости изобарного и изохорного
процессов Ср н сю. Их отношение обозначают через k. Тогда
k = Cp/Cv И (А — 1)/Л = (Ср — CD)/Cp.
Так как для идеального газа ср — с0 = И, то (k — V)/k =
= R/Cp.
12
Изотермический процесс протекает при условии Т = const.
Уравнение состояния этого процесса; pv = const, т. е. р^ —
= pzvz. Поскольку в этом процессе ДТ = 0, то справедливы соот-
ношения Дм = 0 н Д/ = 0. Подведенная теплота и работа в изо-
термическом процессе:
dq = dh = dh^ и dq = р dv — — v dp,
h = /гтех = RT in (Vz/Vj) = RT In (pi]p£.
Энтропия газа при изотермическом процессе:
2
= J и «а — si = <7/^-
Графически изотермический процесс изображен на рис. 1.1.
Адиабатный процесс протекает при отсутствии теплообмена
с окружающей средой, т. е. при dqn0R = 0. Для обратимых адиа-
батных процессов энтропия не меняется (ds = 0), поэтому такие
процессы называют нзоэнтропийными. Уравнение адиабатного
процесса имеет вид
pVk = Const И piVj = P2V29
где k = cpjcv — показатель адиабаты.
На основании первого закона термодинамики
^тех ~ — (*2 — h) = ср (Д1 и ^тех = ср^. 1 [1 " (pdplf ]•
Адиабатный процесс в координатах состояния pv и Ts приве-
ден на рис. 1.1.
Политропный процесс (рнс. 1.1) сопровождается теплообменом
с окружающей средой прн постоянной теплоемкости, т. е. q ~
= с (Tz — 7\). Уравнение состояния этого процесса:
pvn == const И p}Vi = р2о",
где п = (с — ср}!(с — cv) — показатель политропы.
Отсюда теплоемкость политропного процесса с — cv [(и —
— k)/(n — 1)]. Основные показатели политропного процесса опре-
деляются уравнениями
q = cv [(n — k)/(n — 1)] (T2 — 7\); u2 — u1 = cv(T2— 7\);
~ (^2 — Д1) H — Si = С 1П (T2/Tl)i
2
* = Jpdv = \(рл)/(п — 1)][1 — (Ps/Pi)'"-1’7"] И
1
2
Лтох = — J V dp = [(Pitlj) n/(n — 1)] [1 — (p2/Px) "].
1
Реальный процесс (с трением), не имеющий внешнего тепло-
обмена, условно представляют в виде политропного процесса.
Так как в процессе с трением теплоемкость является величиной
переменной, то теплоемкость реального процесса обычно осред-
няют. Для повышения точности расчетов процесс следует раз-
13
бнть на ряд участков и осреднение теплоемкости провести по
этим участкам. Параметры рабочего тела в начале и конце каждого
участка позволяют вычислить показатель политропы:
п = (In — In p2)/(In u2 — In Vi).
Реальные процессы в турбомашинах ГТУ также обычно заме-
няют политропными процессами, показатель политропы которых
находят из выражений:
прн расширении газа (п — l)/n = Лп (k — l)/k,
при сжатии газа (п — l)/n = (k — 1)/Ь]п, где т]п — поли-
тропный КПД процесса.
Уравнения процессов в турбомашинах. Показатели ГТУ в зна-
чительной мере зависят от процессов в турбомашинах. Для рас-
чета адиабатных процессов сжатия и расширения удобно исполь-
зовать уравнения, учитывающие зависимость ср от температуры
рабочего тела.
Для обратимого адиабатного процесса (dq — 0) di — v dp = 0
нли cp dT = R dp/p. Интегрирование этого уравнения от неко-
торого начального состояния, определяемого параметрами р0
и То, дает
4 Рр (T)dT/T
р/ро « л (Г) = е
Второй закон термодинамики для обратимого процесса позво-
ляет записать ds = dq/T, т. е. ds = ср d'1'ГГ — R dplp. Прн
интегрировании этого уравнения для двух процессов получим
«1 = | Ср (Т) dT/T — R In (рх — р0) и
Зй = J Ср (Т) dT]T— R In р2/р0,
Го
но так как в обратном адиабатном процессе s2 — sx = 0, то
Г1
J Ср (Т) dT/T— R In (p-dpo) = J Ср (T) dTjT— R In (p2/p0)-
Отсюда отношение давлении в турбомашине pJPi = л (Т2)/л (Г,).
Термодинамическая функция л (Т) представляет собой зависи-
мость относительного давления р/р0 от температуры рабочего
тела и, так же как энтропия s н энтальпия i, может быть табу-
лирована. Таблицы термодинамических функций п — i — s ис-
пользуют при расчете процессов в турбомашннах.
1.2. Принципиальные схемы и циклы ГТУ
ГТУ простой тепловой схемы. ГТУ — это тепловой двигатель,
в котором происходит превращение внутренней энергии рабочего
тела в механическую работу и теплоту. Процесс преобразования
14
осуществляется в турбине, рабочим
телом которой является газ, (Под га-
зом здесь понимается воздух и меха-
ническая смесь различных газов,
образовавшихся в результате сгорания
топлива.) Этот газ должен обладать
определенным запасом внутренней
энергии U, значение которой зависит
от его давления и температуры. Задан-
ный уровень параметров рабочего тела
обеспечивают компрессор и камера сго-
рания, в которой температура рабо-
чего тела растет за счет химической
Рис. 1.2. Схема открытой
ГТУ непрерывного горения
энергии топлива.
Таким образом, ГТУ простой тепловой схемы кроме газовой
турбины ГТ должна включать компрессор К и камеру сгорания КС
(рис. 1.2). Воздух нз атмосферы подается компрессором в камеру
сгорания, где происходит непрерывный процесс горения топлива.
Такая установка носит название ГТУ непрерывного горения.
Работа, генерируемая турбиной, обеспечивает привод компрес-
сора н внешнего потребителя П.
Идеальный цикл ГТУ непрерывного горения, называемый
циклом Брайтона (рис. 1.3), включает изоэнтропийный процесс
сжатия по линии 1—2t, изобарный процесс нагрева рабочего
тела по линии 2t —3 в камере сгорания, изоэнтропийный процесс
расширения в турбине по линии 3—-4t и, наконец, изобарный про-
цесс охлаждения рабочего тела в окружающей среде по ли-
нии 4t —1.
Аналогичный идеальный цикл имеет ГТУ, в которой рабочее
тело циркулирует в схеме многократно. Нагрев рабочего тела по
линии 2t—3 и его охлаждение по линии 4t—1 в этом случае осу-
ществляют в теплообменниках поверхностного типа (рис. 1.4).
Такая установка носит название замкнутой ГТУ. Ее особен-
ность — большая свобода в выборе вида топлива, так как про-
дукты сгорания не контактируют с рабочим телом турбины.
Рис. 1.3. Идеальный цикл ГТУ непрерывного горения
в Ts-диаграмме н рк-диаграмме
15
Рис. 1.4. Схема замкнутой
ГТУ непрерывного горения
1 —• поверхностный нагреватель
газа; 2 — охладитель газа
Рис. 1.5. Схема ГТУ преры-
вистого горения
Рассмотренные установки характеризуются сгоранием топ-
лива при постоянном давлении. Возможна н иная принципиаль-
ная схема, прн которой топливо сжигается порциями при постоян-
ном объеме. Такая ГТУ носит название ГТУ прерывистого горе-
ния (рис. 1.5). Здесь камера сгорания КС более сложная, так как
снабжена системой клапанов 1 н 3 на входе и выходе рабочего
тела, а также топливным клапаном 2. Компрессор К заполняет
камеру сгорания воздухом через клапан 3. Затем впрыскивается
топливо, и при закрытых клапанах в постоянном объеме камеры
сгорания происходят его воспламенение и сжигание. При изо-
хорном процессе повышаются давление рабочего тела и его тем-
пература. Затем открывается газовый клапан, через который
рабочее тело поступает к газовой турбине. После выпуска газа из
камеры сгорания клапан закрывается и цикл повторяется.
Цикл ГТУ прерывистого горения при том же, что и в цикле
ГТУ непрерывного горения, значении л.в характеризуется суще-
ственно большей удельной работой, которая на рис. 1.6 эквива-
лентна площади 1—2t—3—4t. Более высок термический КПД
этого цикла. Однако в реальных условиях КПД ГТУ прерыви-
стого горения может быть меньше КПД даже обычных ГТУ,
что связано с пониженным КПД газовой турбины, обусловлен-
Рис. 1.6. Идеальный цикл ГТУ прерывистого горения
в Ts и ру-диаграмме
16
Рнс. 1.7. Схема ГТУ с реге-
нерацией
Рис. 1.8. Идеальный цикл
ГТУ с изотермическим сжа-
тием воздуха и расширением
газа
ным переменными во времени параметрами газа, поступающего
в турбину. Более сложная конструкция этих ГТУ обусловлена
системой клапанов камеры сгорания.
ГТУ со сгоранием при постоянном объеме пока не нашли широ-
кого применения в качестве промышленных установок, поэтому
анализ ГТУ прерывистого горения здесь не приводится.
ГТУ с регенерацией. Обычно температура газа после турбины
выше температуры воздуха после компрессора, что открывает
возможность подогревать воздух перед его поступлением в ка-
меру сгорания за счет теплоты отходящих от турбины газов.
Использование теплоты отходящих газов для подогрева воздуха,
поступающего в камеру сгорания, называется регенерацией.
За счет введения регенерации может быть сокращен расход топ-
лива и повышена экономичность ГТУ.
ГТУ с регенерацией снабжают специальным теплообменником
поверхностного типа (рис. 1.7). Площадь его теплопередающей
поверхности определяет степень нагрева воздуха, и при ее уве-
личении температура воздуха приближается к температуре газа
после турбины. Регенерация является эффективным средством
повышения КПД ГТУ и поэтому находит применение в совре-
менном газотур Построении (преимущественно в установках, рабо-
тающих в базовом и полупиковом режимах).
Изотермические сжатие и расширение в ГТУ. Полезная работа
ГТУ определяется разностью работы расширения газа и работы
сжатия воздуха. Для повышения удельной полезной работы
установки необходимо уменьшение работы сжатия воздуха или
повышение работы расширения газа либо совместное обеспечение
этих мер, что достигается за счет охлаждения воздуха при его
сжатии и подогрева газа при его расширении. Максимальный
эффект обеспечивается при изотермическом сжатии и расшире-
нии рабочего тела ГТУ. Идеальный цикл такой ГТУ представлен
на рнс. 1.8. Здесь полезная работа установки эквивалентна
площади 1—2'—3’—4' и существенно больше полезной работы
ГТУ простой тепловой схемы (/—2t—3'—4t).
17
Рис. 1.9. Схема ГТУ со ступенчатым промежуточным
охлаждением при сжатии и подогревом при расширении
Использование наряду с изотермическими процессами сжатия
и расширения нзоэнтропийных процессов позволяет приблизить
идеальный цикл ГТУ к- циклу Карно. В этом случае после изо-
термического сжатия по линии 1—2' осуществляется изоэнтро-
пийное сжатие по линии 2'—2/ до давления р2. при котором тем-
пература рабочего тела повышается в камере сгорания до зна-
чения Т3. Изотермический процесс расширения заканчивается
при изобаре p’2t а затем следует нзоэнтропийное расширение до
изобары рг. Рассмотренный цикл называют карнотизированным
циклом ГТУ [75].
В реальных установках осуществить изотермический процесс
сжатия и расширения весьма сложно, поэтому на практике нахо-
дят применение ступенчатое охлаждение при сжатии и подогрев
при расширении (рис. 1.9). Для повышения давления преду-
сматривается несколько компрессоров, между которыми распо-
лагаются охладители воздуха, а расширение рабочего тела про-
исходит в двух турбинах, перед которыми устанавливаются
камеры сгорания высокого КС В и низкого КС77 давления.
1.3. Процесс сжатия и основные показатели .
компрессора
Изображение процесса сжатия. Параметры невозмущенного
наружного воздуха определяются точкой н (рис. 1.10, а), в кото-
рой для стационарных ГТУ скорость потока отсутствует. На входе
в проточную часть компрессора поток обладает некоторой ско-
ростью, поэтому его статические давление и температура заметно
ниже, чем наружного воздуха. Заторможенные параметры воз-
духа перед компрессором определяются точкой /*. Разность
давлений pi и обусловлена гидравлическим сопротивлением
во входном устройстве компрессора (Дрвс). Точка 1* принимается
за начало процесса сжатия в компрессоре.
Внешняя энергия, подведенная к воздушному потоку в про-
точной части компрессора, преобразуется в потенциальную энер-
гию, которая характеризуется давлением, и в кинетическую
18
Рис. 1.10. Сжатие воздуха в компрессоре: а — с учетом потерь
на всасывание воздуха в компрессор; б — условный процесс
сжатия
энергию. Поскольку кинетическая энергия воздуха полезно ис-
пользуется затем в камере сгорания, конечное состояние воздуха
после компрессора будем определять параметрами торможения р$
и Та (точка 2*), а процесс сжатия — линией 1*—2*. Начало и
конец сжатия воздуха, таким образом, определены параметрами
торможения, поэтому в дальнейшем индекс «звездочка» в обозна-
чении параметров опускается. Тогда степень повышения давле-
ния лк характеризуется отношением давлений pz/pi-
При отсутствии теплообмена с окружающей средой и потерь
трения процесс сжатия определяется обратимой адиабатой, а
работа, потребляемая идеальным компрессором, Нк, ад = J v dp
i
будет эквивалентной площади 2t—Г—а'—а (рис. 1.10, б). При
потерях на трение процесс сжатия идет по линии 1—2, а работа
компрессора
2
Нк = j v dp + /Утр или Нк = i2 — ц.
На Ts-диаграмме эта работа эквивалентна площади 2—2’—
а’—а—2 и она больше Як. ад на величину, соответствующую
площади 2—2’—Г—2t. Так как площадь 1—2—2'—Г определяет
работу трения Ятр = QTp, то площадь 2—1—2t—2 соответствует
увеличению работы сжатия IS.H из-за нагрева воздуха при тре-
нии. Поскольку политропная работа компрессора Як.п =
2 2Z
= J v dp = J о dp + Д/f, то Як.п эквивалентна площади
2—1—Г—а'—а—2.
19
Таким образом, можно записать:
2f
Нк = Н*. ад + #тр + ЛЯ = Як. п + Ятр = J vdp + Ятр + Д.Н, т. е.
1
2
ня = J vdp + Ятр.
I
При сжатии воздуха может быть организовано его охлажде-
ние. За счет отвода теплоты процесс сжатия будет располагаться
левее линии 1—2 (рис. 1.10, 6), а конечное состояние воздуха
определится точкой 20хл. Общая подведенная к воздуху теплота
Ятр —Qox.’n определяемая процессом 1—2Охл, будет соответство-
вать площадй 1—2ОХЛ —2охл—а отведенная от воздуха теп-
лота эквивалентна разности площадей 1—2—2'—1' и 1—20ТЛ—
2охл 1 •
Работа компрессора при охлаждении воздуха Як. охл = (i2 —
— 4) — ЛЯ0ХЛ, где ЛЯОХЛ — уменьшение работы сжатия из-за
охлаждения. Поскольку ЛЯОХЛ эквивалентна площади 2— 1—2охя
на рис. 1.10, б, то работа компрессора с охлаждением воздуха
эквивалентна площади 2—2'—а'—а—20хл—1—2.
При повышении количества теплоты (?охл процесс сжатия
будет располагаться левее линии 1—2О^Л. При Qoxn = Ятр про-
цесс сжатия совпадает с изоэнтропой, а точка 2ОХл — с точкой 2t.
Такой процесс обычно называют псевдоаднабатным. Уменьшение
работы сжатия за счет отвода теплоты в этом случае будет опре-
деляться площадью 2—1—2t, Если количество отведенной теп-
лоты <20ХЛ будет больше Я1р, то процесс сжатия пройдет левее
изоэнтропы /—2t и закончится в точке 2ОХЛ1- Легко показать,
что понижение работы сжатия эквивалентно площади 2 —1 —2отп г.
Показатели процесса сжатия. Работа сжатия идеального ком-
прессора, определяемая обратимой адиабатой,
2f
= [ vdp = k/(k - 1) RT (л'(‘-1>л1= - 1) =
I
= с„Т1(я»‘-1,/ч«-1). (1.1)
Здесь срк — средняя теплоемкость воздуха при сжатии в диа-
пазоне температур Тг и Тр срк = (c,„,T2 — с^Т^КТ, — 7\).
Ниже рассматриваются лишь средние теплоемкости, • поэтому
здесь и далее индекс m у ср опускается. Показатель степени
[(/г — 1)/А]s = P/cps. Теплоемкость ср8 находится из условия
осреднения в интервале логарифмов температур от 7\ до Т2’
Ср8 = [Ср8 In (Т2/То) - ср8 In (Л/ТоВДп (Т2/Т\), (1.2)
20
Для расчета компрессоров
современных ГТУ, у которых
не превышает обычно 25—
30, можно принять ср8 = СрК.
При этом допущении ошибка
в определении работы сжатия
составит около 0,2—0,3 % [45].
Политропная работа сжа-
тия при среднем значении
показателя политропы н, по-
стоянного для всего процесса
сжатия, определяется уравне-
нием
Рис. ].]]. Зависимость адиабатного
КПД компрессора от его политроп-
ного КПД и степени повышения
давления
2
Нкл = f v dp = nl(n - 1) RTi (лГ,,/п - О- (1.3)
1
При отсутствии теплообмена с окружающей средой показатель
условной политропы п зависит от работы трення
пЦп — 1) = [k/(k — 1) ] (1 — НТр/ср AT), (1.4)
где Д71 — повышение температуры воздуха в компрессоре.
Полная работа сжатия в компрессоре
= fe - I,, или Нк = срк7’1 (лк'"-1’7" - 1). (1.5)
При охлаждении воздуха в процессе его сжатия работа сжатия
Лк. охл = СркЛ (л»"_,)/П1'”” - 1) + Сохл, (1.6)
где Сохл = 0,5 (Т, + Л) с„„ In (TJTJ — 0,5 (Т,отл + TJ X
X срк In (Т2 oxn/^i) — теплота, отведенная от воздуха при сжатии.
В политропном КПД компрессора в качестве полезного эф-
фекта служит политропная работа сжатия:
лв.п = ^udp!HK или = (1.7)
Величина ч]к.п зависит только от показателя политропы п
и при постоянном его значении будет оставаться практически
неизменной в широком диапазоне як.
Адиабатный КПД компрессора определяют по адиабатному
напору;
2*
Чк, яд ~ J ^(1р[Нк Вд/27к, ИЛИ Т]к. ад—
= п — 1). (1.8)
Уравнение (1.8) устанавливает связь между адиабатным и по-
литропным КПД компрессора, и с его помощью определяют зави-
21
симость КПД компрессора от степени повышения давления лк
(рис. 1.11). Политропный КПД современных компрессоров высок,
для осевого компрессора стационарной ГТУ т]и. п == 0,89-?0,9,
а в лучших образцах достигает 0,92. В центробежных компрес-
сорах т]к. D заметно ниже и составляет лишь 0,85—0,86.
Температура воздуха в конце сжатия Т2 — важный показа-
тель работы компрессора. Значение Т2 зависит от процесса сжатия:
т2==Л[1 1)]. (1-9)
Чк
1.4. Процесс расширения
и основные показатели турбины
Изображение процесса расширения. Процесс расширения также
удобно изображать в Ts-диаграмме (рис. 1.12). Расширение про-
исходит между изобарами ps и р4. Отношение pjpi называют
степенью понижения давления и обозначают через лт. Работа
расширения при обратимом адиабатном процессе Ят.ад =
= J (—v dp) и Ts-диаграмме эквивалентна площади 3—3'—
з
— а'—а.
Потери на трение при расширении в реальной турбине опре-
деляются величиной Ятр. В этом случае работа турбины
щади З—З’ Ь’—Ь,
Рис. 1.12. Процесс расширения
рабочего тела в турбине в Ts-
диаграмме
Ят = — f v dp — или Ят = Ят. п — Ятр,
з
4
где J v dp — политропная работа расширения; Нтр — работа
з
сил трения.
Работа реальной турбины в Ts-диаграмме соответствует пло-
т. е. на величину, эквивалентную площади
b—b'—а'—а, меньше работы НТ. пд-
Поскольку работа трения Н.гр услов-
но равна площади 3—4—4'—3', то
очевидно, что уменьшение полной
работы расширения по сравнению
с работой изоэнтропийпого расши-
рения составляет лишь часть ра-
боты трекия Н тр. Остальная часть
ДЯ, эквивалентная площади 4—
4t—3, полезно используется в тур-
бине, что обусловлено повышением
энтальпии рабочего тела за счет
теплоты, образующейся при трении.
В высокотемпературных газо-
вых турбинах обычно прибегают
22
к охлаждению лопаточного аппарата, а также других элементов
ротора и статора. Отвод теплоты qoxn от рабочего тела в систему
охлаждения оказывает влияние на работу турбины. При отводе
теплоты <?охл в идеальной турбине процесс расширения иде по
линии 3—4t cint а количество отведенной теплоты qOXJl —
1 охл
= | Т ds эквивалентно площади 3—8'—4} охп— 4t охл— 3.
з
Работа идеальной охлаждаемой турбины, равная с„т (Т3 —
— ^4<охл) — <?охл’ соответс'‘'вует площади 3—4t охл—4t—3'—а' —
а—3. При этом потеря работы идеальной турбины из-за охлажде-
ния Д77ОХЛ эквивалентна площади 3—4t—4toxn—3, что соста-
вляет лишь часть от общей теплоты охлаждения qoxn Часть
теплоты <70хл, эквивалентная площади 4t — 3’ —- 41охл — 4{ охл,
уменьшает энтальпию отходящих от турбины газов.
В реальной турбине процесс расширения с охлаждением опре-
деляется линией 3—4ОХЛ, а отведенная теплота qoxn условно соот-
ветствует площади 3—4—4'—4'охл—4ОХЛ —3. Поскольку Нт, охл =
= Ср7 (Т3 ^4 охл) ЯОХЛ» ТО
Ят.охл = пл. 3—З'—Ь'—b—3—пл. 3—4—4ОХЛ —3,
где площадь 3—4—-40ХП—3 представляет собой потерю работы
нз-за охлаждения ДЯОХЛ.
При подводе теплоты процесс расширения в реальной турбине
займет положение 3—4СОД, а подведенная в этом случае теплота
9поД эквивалентна площади 3—4—4’—4'nOR—4ПОД—3. Можно пока-
зать, что увеличение работы турбины эквивалентно площади
3—4UOR —4—3. Тогда работу, развиваемую турбиной, можно
записать как Ят. под ~ площадь 3—3'—Ь'—b—3 + пл 3—4ПОД —
— 4—3.
Показатели процесса расширения. Работа расширения иде-
альной турбины, определяемая обратимой адиабатой расши-
рения,
Н„. вд = J (- v dp) = k/(k - 1) RTa (1 - л? t(»-i>/*l.) =
3
= cpITB (1 - < «*-»/*),). (1.10)
Здесь срт — средняя удельная теплоемкость газа при расши-
рении в диапазоне температур Т3 и Тй, которая определяется как
срт = I J Ср dT I (Тя — Тл). Показатель степени [(/г — 1)/А]в =
\з JI
= R/cps находится через срз — изобарную средиелогарифмиче-
скую теплоемкость в диапазоне температур Тя и Т4, т. е. срв =
= ср d (In 7)^(1п Та/1п Т4). При расчете показателей совре-
23
Рис. 1.13. Зависимость адиабат-
ного КПД турбины от ее поли-
тропного КПД и степени расши-
рения 31т
менных ГТУ обычно принимают
ср2 = срт- Такое допущение не-
сколько занижает работу турбины»
однако при освоенных параметрах
рабочих тел возможная погрешность
в определении работы турбины не-
велика и при л.г = 204-25 не пре-
вышает 0,5 % (45].
Политропная работа расшире-
ния может быть определена по
действительному состоянию рабо-
чего тела в конце процесса рас-
ширения. Если принять постоян-
ным среднее значение показателя политропы расширения, то
4
#,.„ = ] (-Odp) = [n/(n- 1)]ЯТз(1 - (I ll)
При отсутствии теплообмена с окружающей средой показа-
тель условной политропы и зависит лишь от работы трения
При действительной работе расширения газа в реальной тур-
бине на преодоление трения тратится часть располагаемой работы
расширения. В соответствии с первым законом термодинамики
работа необратимого адиабатного процесса расширения =
= di — dHTp. Выделившаяся при трении теплота dqrp = dHTp
повышает энтальпию рабочего тела, поэтому такой процесс ус-
ловно представляют в виде политропного процесса с показа-
телем политропы п = (In р3 — In р4)/(1п о4 — 1п о8). Тогда работа
необратимого адиабатного процесса расширения определяется
формулой
Н, = RT3 [1 - (р4/рз)("-1>/п] = С„Т3 [1 - л7 (1.12)
где ят = р3/р4 — степень понижения давления в турбине.
Работа турбины при охлаждении ее проточной части зави-
сит от количества отбираемой теплоты <7ОХЛ-
ОХЛ = Ят Д^ОХЛ = ^7оХЛ» (1’13)
где х = А//Охл^охл — коэффициент потери работы турбины из-за
охлаждения.
Коэффициент полезного действия турбины — показатель, ко-
торый позволяет оценить потери располагаемой работы расши-
рения, вызванные трением и др. В общем виде КПД турбины пред-
ставляет собой отношение полезной работы к теоретически распо-
лагаемой работе процесса расширения. КПД турбин различаются
в зависимости от вида располагаемой работы.
24
Рис. 1.14. Процесс расширения га-
ва в турбине с диффузором в is-диа-
грамме
Рис. 1.15. Зависимость КПД тур-
бины с диффузором от относитель-
ной скорости иа входе в диффузор
В политропном КПД турбины т)т. п в качестве располагаемой
работы служит политропная работа расширения. Таким образом,
Пт. п = Н, I J (— v dp) = [k/(k — l)]/[n/(n — 1)], (1.14)
I з
Поскольку политропный КПД характеризуется только пока-
зателями условной политропы п и адиабаты k и не зависит от эгт,
им удобно пользоваться при расчетах параметров ГТУ.
Адиабатный КПД турбины Т)т.вд, который определяется по
изоэнтропийиой работе расширения, иногда называют внутрен-
ним КПД турбины и обозначают как т)т. Этот КПД находят по
формуле
гЬ.вд = Я1/Д1. = (1.15)
Зависимость (1.15) связывает между собой адиабатный и поли-
тропный КПД (рис. 1.13).
Поскольку параметры рабочего тела приняты полными, то
приведенные КПД турбины соответствуют полному использованию
в последующем выходной кинетической энергии. В противном
случае КПД турбины т]т будет зависеть от выходной скорости
^=^/[1+(с:/2)//г1..„]. (1.16)
При наличии за турбиной диффузора выходная кинетическая
энергия частично используется, а процесс расширения в турбине
протекает до давления /74д (рис. 1.14). КПД турбины с диффу-
зором можно оценить по формуле
„Д — ~ 1 + [^/(^т.адЧт)] D — (сд/с4)2] Пд ...
- ь fTTPTj (1Л7)
где и сд — скорости потока на входе в диффузор и выходе из
него, т)д — КПД диффузора.
25
Для получения максимального КПД скорость на выходе из
диффузора должна быть минимальной. Ограничением для вы-
бора сд являются размеры диффузора, которые зависят от отно-
шения cjc±. В конструкциях турбин обычно принимают сд/с4 =
= 0,44-0,6. Если ориентироваться на сд/с4 = 0,5 и отработан-
ный диффузор, у которого = 0,64-0,65, то уравнение (1.17)
можно привести к виду
- „ 1+0.б[^/(2<.дЧт)]
Я*-Я* 1+4/(2С.л)
(1.18)
На рис. 1.15 представлено графическое решение этого урав-
нения.
Температура газа на выходе из турбины Тй определяет возмож-
ность утилизации отходящей теплоты:
Т, = т’ъ [1 - (1 - It? %].
1.5. Показатели камеры сгорания
Заданный уровень подогрева рабочего тела в ГТУ опреде-
ляется процессами, протекающими в камере сгорания. В соот-
ветствии с обозначениями на рис. 1.16 уравнение тепло-
вого баланса камеры сгорания имеет вид
Qp^Ik. о 4- ^топ (У топ — Уо) 4~ (У2 У о) аУо =
= Ср ч. п (1 + Уо) (Уз - Уо) + Срв (а - 1) Уо (Уз - Уо), (1.19)
где Qp — теплотворная способность топлива при температуре Уо;
т]к. с — коэффициент полноты сгорания; сТОЕ и Утоп — удельная
теплоемкость и температура топлива; со — коэффициент избытка
воздуха; Lo — теоретическая масса воздуха, необходимого для
сгорания 1 кг топлива; срв и ср п— удельные средние тепло-
емкости воздуха и продуктов сгорания при а — 1 для соответ-
ствующего иитервала температур.
Уравнение (1.19) позволяет получить формулу для определе-
ния коэффициента избытка воздуха а при стоп (Утоп — Уо) ~ 0:
а = [СрЛк с + УоСрв (Уз — Уо) —
— (1 + Уо) Ср ч. п (Уз — Уо)]/[УоСрв (Уз —' Уг)]> (1.20)
Важным показателем камеры сгорания является масса сво-
бодного воздуха gCB, не участвовавшего в окислении, из расчета на
1 кг топлива:
gCB = L0(a— 1), или
gen = [Qp'Hk. о — (14- Уо) Ср ч. п (Уз У.о)
- УоСрв (Уз - Уо)]/[СРВ (Уз - у2)1. (1.21)
26
Расход топлива на 1 кг воздуха
составляет
g-ron = GTon/GB = 1/(схТ0). (1.22)
Тогда секундный расход топлива
^ТОП — ё^ТОП^В-
В ГТУ с промежуточным подводом
теплоты, а также в комбинированных
установках за основной камерой
Gf-1*aL
Рис. 1.16. Схема камеры
сгорания
предусмотрено дожигание топлива. Масса дожигаемого то-
плива зависит от температуры газа за дополнительной камерой
и на 1 кг топлива основной камеры составляет
£ ТОП [Ср Ч. и (1 4- Ц 4"
4~ срв (а — 1) То)] (Тз — Т^)1{QpT]K. с 4- ^топ (Ттоп ' То)~
— [Ср ч. п (1 4~ То) — срвТо] (Тз — Гр)}, (1.23)
где Тз и Т4 —• температура газа на выходе из дополнительной
камеры сгорания и на входе в нее.
Коэффициент избытка воздуха после дополнительной камеры
сгорания
адоп =а/(14-2?Э, (1.24)
а масса свободного воздуха g^n = Lo (а — 1 — g?°n).
При нескольких камерах сгорания, расположенных последо-
вательно одна за другой, показатели п.-й камеры находят по фор-
мулам 1141:
расход топлива на 1 кг топлива основной камеры сгорания
ётоп — [(1 4~ То) Ср ч. п 4~ 0 ТоСрВ] X
х (1 4~ GTon -}- * • • 4” GTOn ) (Тз — Т4 ^/{Qp^K. с 4-
+ Стоп (Ттоп - То) - (Тз - То) [(1 4- То) Ср г. п - Т0СрВ]}; (1.25)
коэффициент избытка воздуха
а = cc/(l 4~ ётоп 4- £топ 4- • * 4" gron)> (1.26)
суммарный относительный расход топлива на 1 кг воздуха
£?оп = (1 4~ ётоп 4~ ётоп 4- • * ‘ 4- ётоп)/(«То). (1.27)
При работе камеры на влажном воздухе уравнение теплового
баланса примет вид
фр'Цк. о 4- CcLoCps (Т2 — То) 4" K’Todtpn (Т2 — То) =
= (1 4~ То) Ср ч. П (Тз — То) — То (а — 1) срв (Тз — То) 4-
4- ccLq dCpn (Т3 — То),
где d — масса водяного пара в 1 кг сухого воздуха.
27
Коэффициент избытка воздуха а в этом случае
Qp^K. с + (Г3 ~ Го) [СР ч. П (L0 + *) + CpBLo]
М(ГВ То) (Срв 4- ^Срп) (^2 1 о) (срв + dCpn)]
Для уменьшения содержания окислов азота в продуктах сго-
рания или форсировки ГТУ в камеру сгорания вводят пар или
воду. Коэффициент избытка воздуха в этом случае
СХ = {(2рТ)к. с 4~ [^0срв — (1 4~ ^о) Ср ч. п] (Тз То)
— (is — /1)вод<Г}/[£оСрв (Тз — Та)]» (1.28)
где i3 и i\ — энтальпия воды (пара) иа выходе из камеры сгорания
и иа входе в nee; dT — расход воды (пара), отнесенный к 1 кг
топлива. Расход воды (пара), отнесенный к 1 кг воздуха, d =
= dT/(ct£0).
Для использования приведенных формул необходимо найти
параметры, определяемые видом топлива и его составом. Харак-
теристики применяемых в ГТУ жидких топлив и некоторых ви-
дов газообразных топлив приведены в приложениях 10 и 11.
По составу .топлив находят характеристики продуктов сгорания,
рассчитываемые по формулам РТМ 24.022.11—74.
В расчетах показателей ГТУ часто ориентируются иа стан-
дартное углеводородное топливо, содержащее 85 % углеводорода
и 15 % водорода. Его теплотворная способность Qp = 44 300 кДж,
а То — 15. Для этого топлива в приложении 1 приведены харак-
теристики продуктов сгорания и газов при различных значениях
температуры и коэффициента избытка воздуха а [141.
1.6. ГТУ простой тепловой схемы
Идеальный цикл. При отсутствии потерь энергии в ГТУ про-
стой тепловой схемы (см. рис. 1.2) основные ее показатели опре-
деляются уравнениями: удельная работа = cpTs (1 —л~m)(l
— тлт); КПД установки 'П* = 1 — л“т; коэффициент полезной
работы <р = = (1 — тлт), где т = TJTS — температур-
ный коэффициент, определяемый по начальным температурам
процессов сжатия и расширения; л = pjpi — степень повышения
давления; т = (k — l)!k = cp/R — показатель степени при л.
Параметр л характеризует изменение показателей идеальной
ГТУ (рис. 1.17). Полезная работа Hti или безразмерная работа
~Ht = Ht/(cpT3), равна нулю при л = 1 и лпр = >/1/т. Работа
достигает максимума при rcopt = уГ 1/т, ее величина зависит
от температурного коэффициента т и составляет = (1 —
— ]/т)2 [141. С понижением т растет как лпр, так и Hiauix.
Коэффициент полезной работы ф, определяющий полезную
работу установки в долях от работы турбины, Ф = 1 — тят.
28
С повышением п коэффициент ср па- %,
дает. Максимального значения tp^x Rtt
достигает при л = 1, а <ртах =1 — у
— т. При л = япр коэффициент <р = О
(см. рис. 1.17).
Термический КПД T]t = 1 — л~т
монотонно возрастает с повышением _
л. Максимального значения T]fmaj(=
= 1 — т достигает при когда
Ht = 0 и затраты теплоты ft = 0.
Реальный цикл. В реальных уело- ри 4
виях процессы, происходящие в ГТУ, вде£
необратимы, что определяется:
потерями при сжатии и расширении рабочего тела, значения
которых оцениваются внутренним КПД турбомашин % и т]к;
потерями давления рабочего тела в газовоздушном тракте и
теплообменниках, вызванными гидравлическими сопротивлениями
в коммуникациях установки, а также во входном и выходном
трактах.
На рис. 1.18 представлен реальный цикл простейшей ГТУ
в Ts- и рп-диаграммах, построенных при условии равенства
расходов рабочего тела во всех сечениях газовоздушного тракта
ГТУ.
Здесь параметрам окружающей среды отвечает точка н,
а действительные процессы сжатия и расширения изображены ли-
ниями 1—2 и 3—4. Для потерь давления введены следующие обо-
значения: на входе воздуха в компрессор Дрвх; между компрес-
сором и турбиной Дрк_т и на выходе турбины ДрВых-
Потери давления приводят к тому, что степень понижения дав-
ления в турбине лт = р^рь оказывается ниже степени понижения
давления в компрессоре лн == pjp±- Тогда лт = тлк, где v —
коэффициент общих потерь давления. Если ввести коэффициенты
потерь давления £ по соответствующим трактам, т. е. £вх =
Рис. 1.18. Реальный цикл ГТУ в Ts и ро-диаграмме
29
Рис. 1.19. Основные показатели ре-
альной ГТУ при Лт. п — 0.85, TjK. п =
= 0,89 и 7ц= 288 К
— Лрвх^Рш ?к-т * ^Рк-т^Ра>
ёвых ~ Дрвых^Рш ТО МОЖНО
показать, что
v=(l-W(l-U)/(14-W-
(1-29)
Внутренняя удельная ра-
бота для рассматриваемой уста-
новки Нв = (1 + gTOn) Ят — Нк,
а с учетом принятых обозна-
чений параметров
Яв = (1 4~ gfron) сртТг [1
-(Wx)-m-.] (л£к _
- 1)/т)к, (1.30)
где gron = GTon/GK — относительный расход топлива.
Полезная работа зависит от лк (рис. 1.19), а ее максимальное
значение достигается при
д" о t = ГСРТОТ? (1 +gTon) Мк~|!/(стт+отн) (1.31)
^СрК^К Т J
Внутренний КПД ГТУ представляет собой отношение удель-
ной работы Нп к затраченной удельной теплоте топлива qv. с ==
= £топ<2рПк.с, т. е. т]в = Яв/^топСр^к. с. В соответствии с урав-
нением теплового баланса камеры сгорания
<7к. с = (1 + £тсп)сргТз- срЛ\ [I 4- (хф< - 1 )/7]к], (1.32)
где срт и срВ — средние удельные теплоемкости газа и воздуха
при температурах Т8 и Т2 соответственно.
Внутренний КПД зависит от лк и достигает максимального
значения при
Лк opt
Г Срут? (1 _|_ gTOn) j 11/("*т+тк)
[cpKmK х V«T (1—т]вгпах) J
(1.33)
Основные показатели ГТУ существенно зависят от темпера-
туры газа Т3, и с повышением Т8 как Яв, так и т]в возрастают.
Рост Ts от 1123 до 1223 К повышает удельную работу на 25 %,
а внутренний КПД т)Впмх установки — на 10%.
Коэффициент полезной работы
Ф = Яв/[(1 + gTOn) Ят], или
_ ерк X________________— 1 1
срт О 4“ бтоп) . . .~~тч: 'Пт'Чк
1 — (WK)
(Ь34)
С повышением лн коэффициент <р неуклонно падает.
зо
Влияние малых отклонений основных параметров ГТУ на
показатели ее работы можно оценить следующими уравнениями:
(Д77в)г. = ДТ^ф; (Д7?в), = Д?/{ф [(n„vp - 1]};
(Л#1>)чт = Д^т/Ф! (ДЧе)т, = ДТв(1/ф— 1/?);
(Д/7,),^ = Дп„ (1 — ф)/ф; (Дп = ДПт7ф;
(ДЛв)т1 = — Д?! (1 — ф)/ф; ( Дчв)Пв = Дг)н (1 — Ив) (1 — ф)/ф,
где Д#в = КНЪ!НЪ и &ijB = ДЦв^в — относительное изменение
удельной работы и внутреннего КПД ГТУ; ДТ8, ДТХ, Дпт, Дт]ю
Av — относительное изменение параметров; q = qK, с/ [(1 -f-
+ бтоп) сртТ8] —относительные затраты теплоты топлива в ка-
мере сгорания.
1.7. ГТУ с регенерацией
Идеальный цикл. Подогрев воздуха после компрессора за счет
теплоты отработавших газов (см. рис. 1.7) в специальном тепло-
обменнике (регенераторе) повышает КПД установки. Количество
теплоты определяется коэффициентом регенерации, представля-
ющим собой отношение действительно полученной воздухом теп-
лоты к максимально возможному ее количеству при идеальном
регенераторе с бесконечно большой поверхностью теплообмена:
р = 4 (Т5 - Т2)/сра (Т4 - Т2) « (Тб - Т2)/(Т4 - Т2), (1.35)
где СрВ и СрВ — средние значения удельной теплоемкости воздуха
для соответствующих диапазонов температур.
Из уравнения' (1.35) следует, что температура воздуха за ре-
генератором
Тв = Т8 + И (Т4 - Т2), или Тв = Т2 (1 - р) + рТ4. (1.36)
В идеальной установке регенерация влияет лишь на КПД
= (1 — Як"1) (1 — ’ГЯк)/[(1 — ТПк) — р (1 — ТЯк) +
4-р(1-лГ)]. (1.37)
Из формулы (1.37) следует, что при р = 1 значение =
= 1 — тл£, т. е. т]и = ф. При п = /т КПД и совпадают,
так как T2t = T4t и регенерация невозможна (точка с на рис. 1.20).
При лк >•2у/ 1/т Tat > Та и т]ц <3 тд, т. е. регенерация не имеет
смысла
Максимальный КПД т]й достигается при
n’iopt - i(l - ^ц)Л[1 - !Ь(1 - Р.)1Г/2т- (1-38)
31
Рис. 1.20. Показатели идеальной ГТУ
с регенерацией
реальной ГТУ с регенерацией при
"Пт. п = 0,85, цк. п = 0,89, Тв =
= 288 К и = 0,025
------ Т, = 1423 К;-----------Г»=
= 1123 К
Если р = 0,5, то oPt — 1/т» что совпадает с оптималь-
ным значением лк для получения максимальной удельной работы
идеальной ГТУ Htmax (рис. 1.20). Здесь т]и = T]f. С повышением р
параметр 3i2opt понижается и при р = 1 значение ЛнОр1;-> 1.
Реальный цикл. В реальной установке температура воздуха
за регенератором
Ts =7’3{ц[1 .)П1] + (1_и)т[1 + (лг»_ l)/t]J}.
(1.39)
На удельную работу ГТУ регенерация влияет через общий
коэффициент потерь давления v, который в этом случае можно
найти -по формуле
V = (1 - U) (I - U.) (1 - ЕЕ)/(1 + К) (1 + U). (1.40)
где I" = (р2 — Р6)/Р2 и EJ = (Pi — р6)/р4 — коэффициенты потерь
давления в регенераторе со стороны воздуха и газа соответ-
ственно.
Для определения этих коэффициентов могут быть использо-
ваны формулы [451 рвр/(1 — р) и ££ = ргр/(1 — р). В ра-
боте [451 показано, что ₽в = tW2cpK/(2RT^kpnd2z), где t, —
коэффициент гидравлического сопротивления; W к Т — средние
скорость и температура воздуха; d и z — диаметр и число труб
регенератора, через которые протекает 1 кг/с нагреваемого воз-
духа. Коэффициент рг определяется аналогично.
Если ввести обозначение (1 —£р)/(1 + й) — 1 —£р, то можно
показать, что обобщенный коэффициент потерь давления в реге-
нераторе £р = £р + и, следовательно, £р = (рв + 0Г) р/(1 —
— Р) = ₽рр/(1 — Р)- Коэффициент £р существенно зависит от
степени регенерации, и даже при постоянном коэффициенте Рр
32
с повышением р значение £р увеличивается, причем особенно
интенсивно при р 0,6. Поскольку полезная работа ГТУ с ре-
генерацией
= (1 -h gToa) cpvT3 [1 — (vn’)-^ (1 — £Р)^"Ч Пт —
— СркТ 1 (з^к н — I)/ 1]к,
то очевидно, что даже при малых коэффициентах гидравлических
сопротивлений в регенераторе существуют такие достаточно боль-
шие значения р, при которых полезная работа Нв может оказаться
равной нулю.
КПД ГТУ с регенерацией т]в = зависит от количе-
ства теплоты топлива, введенного в камеру сгорания, которое для
рассматриваемого случая определяется по формуле
Цк. с = П 4“ §топ) Срг Тз — СрвТI [ 1 4“ (з^к к — 1)/*Пк] —
- C„rl>.T3 {1 - (1 - [WtK (1 - Jp)]-”’) ъ} +
+ CpxHT'i [1 + к» - (1.41)
Максимального значения КПД установки достигает при опре-
деленном значении лк, для расчета которого используют формулу
Пк opt — Як oot {(1 ~~ ар) Т [1 --- РИв (ррк/^рт) X
х 1/(1 + g«„)l/[l - n. (1 - |1)1}1/т’+т»,
где л"ор1 - степень повышения давления, при которой удельная
полезная работа установки без регенерации максимальна.
Введение регенерации уменьшает лкорЬ причем тем больше,
чем выше р.
Степень регенерации определяется площадью поверхности теп-
лообмена регенератора и его габаритными размерами. Для при-
ближенной оценки влияния р на теплопередающую поверхность
можно использовать выражение fp — р/(1 — р), полученное для
теплообменника с продольным током и равными водяными экви-
валентами по воздуху и газу [14]. Здесь fv = k^Fp/ippG^)—
удельная площадь поверхности регенератора; — коэффициент
теплопередачи; Fp — площадь теплопередающей поверхности ре-
генератора. Очевидно, что с повышением р площадь поверхности
теплообмена fp увеличивается, причем особенно интенсивно при
р Z> 0,65 т-0,7. При р -> 1 плошадь этой поверхности стремится
к бесконечности.
На рис. 1.21 приведены основные характеристики ГТУ с ре-
генерацией- Применение регенерации позволяет значительно по-
высить термическую эффективность установки, однако в отличие
от идеальной ГТУ в реальных условиях параметр р имеет пре-
дельное значение, при достижении которого КПД ГТУ не повы-
шается. Целесообразный уровень и зависит от параметров рабочего
тела и определяется по минимальным приведенным затратам.
2 п/р Л. В. ДрсспьЕва в др.
33
1.8. ГТУ с промежуточным охлаждением
и подогревом рабочего тела
Изотермическое сжатие, (рис. 1.22, а). При этом работа
=срТз[(1 — Яи“)’‘Ь- mln (1.42)
Эта работа равна нулю при двух значениях л„: при л„ = 1 и
Лк. пр = 'у/ Вдк7т )^(лк — l)/m In Лк.
Максимального значения удельная работа достигает при
«к = у/ Лт’1к8/т, что соответствует предельному значению л„
для ГТУ простой тепловой схемы.
Коэффициент полезной работы (рис. 1.22, а)
при изотермическом сжатии (о), изо-
Рис. 1.22. Основные показатели ГТУ ...... _______г._ .... ,
термическом расширении (б) и изотермических сжатии н расширении (в) для
Пт. п = 0,85 и Пн. ц = 0,89
34
Изотермическое расширение. Показатели ГТУ при изотерми-
ческом расширении (рис. 1.22, б):
реа — ОрТз [/П (1п Лк) Т)т —ф (г.^— О/'ПкЬ (1-44)
Ф™с = 1 — Т (пк — l)/(m (1п я„) цГПк); (1-45)
Ч”гао = [т (In л.) т]“ — т (л. — 1 )/т]к]/[ 1 — т — т (л” — 1)/т]к +
+ т (1п л.) ?]“]. (1.46)
Достоинства установок с изотермическим сжатием или расши-
рением по сравнению с ГТУ простой тепловой схемы тем выше,
чем больше лк и ниже КПД турбомашин.
Изотермическое сжатие и расширение. Совместное применение
изотермических сжатия и расширения (рис. 1.22, в) является
мощным средством повышения показателей ГТУ, значения кото-
рых при этом определяются по формулам
НТ = сртТ3 In Як W - т/пГ); (1-47)
ф” = 1 - (1.48)
п” - [1 - W(t№)]/[(1 - t)/(m In ПкцГ) + 1]. (1.49)
Для такой установки исключительно полезна регенерация,
которая существенно повышает КПД. При идеальной регене-
рации КПД установки не зависит от лк, достигает максимума при
заданном т и составляет
„ИЗ ИЭ < _/_НЗ ИЗ /т г-л\
— ф — 1 Т/Т]т Т]к г (1.50)
Реальный цикл. Изотермические сжатие и расширение в реаль-
ных ГТУ реализовать трудно. На практике находит применение
промежуточное охлаждение при сжатии и подогрев при расши-
рении рабочего тела. Для этого процессы сжатия и расширения
осуществляются в нескольких турбомашииах, между которыми
располагаются воздушные охладители и газовые подогреватели
(камеры сгорания). Чем больше
предусмотрено таких теплообмен-
ных аппаратов, тем ближе реаль-
ный цикл ГТУ к идеальному
с изотермическим сжатием и рас-
ширением.
Результаты исследования и
разработки сложных термодина-
мических циклов ГТУ с много-
кратным охлаждением и подогре-
вом рабочего тела приведены в
ряде работ [45, 75 и др.]. Пред-
ложены рациональные тепловые
Рис. 1.23. Тепловая схема ГТУ с
промежуточным охлаждением воз-
духа
2*
35
Рис. 1.24. Ге-диаграмма ГТУ с промежуточным охлаждением воздуха
(слева) н при промежуточном охлаждении воздуха и подогреве газа (справа)
схемы, обеспечивающие повышение показателей установки.
Промежуточное охлаждение. Чаще всего его реализуют в одном
воздухоохладителе, а процесс сжатия — в двух компрессорах 1
(рис. 1.23). При этом заметно падает работа сжатия (рис. 1.24),
а относительное повышение удельной работы установки соста-
вляет
где <р, лк, — коэффициент полезной работы и показатели
компрессора без промежуточного охлаждения (схема 1—1); тк =
— l\JTt — температурный коэффициент.
Очевидно, что чем ниже температура Т1в, т. е. чем глубже
промежуточное охлаждение, тем больше прирост удельной ра-
боты
Охлаждение воздуха при сжатии увеличивает затраты теплоты
топлива, вводимого в камеру сгорания. В связи с этим охлажде-
ние воздуха не всегда способствует повышению КПД установки.
Можно показать, что увеличение КПД ГТУ составляет
Дц = (11' — цв) р/(1 + ₽),
где ц' = ДН^/Д^и. 0 — КПД условного цикла, определяемый
охлаждением воздуха; — КПД установки по схеме 1—1;
р = ^q^c/qK^c — коэффициент увеличения расхода топлива из-за
охлаждения; дк.о —теплота топлива в ГТУ по схеме 1—1.
1 В дальнейшем использованы следующие обозначения рассматриваемых
схем: I- 1 — простая тепловая схема одновальной ГТУ; 2—1 — схема с двумя
ступенями сжатия и одной ступенью расширения; I—2 — схема с одной сту-
пенью сжатия и двумя ступенями расширения; 2—2 — схема с двумя ступенями
сжатия и расширения.
36
Если принять н — Лн_ в, Т]и> н — 7]й# в и 7\в Tlf то
if = [(лкК — 1) — 2 (лк.нн — 1) Пк/Пк- в] / [(лки — 1) —
— (лк.н — 1 j Т]к/Цк. и]-
Условием повышения КПД ГТУ при охлаждении воздуха
будет т/ т]с. Поскольку с ростом лн возрастает т/, то всегда
существует такое лк.гр, начиная с которого охлаждение увели-
чивает термическую эффективность установки. Чем выше Ts
и КПД турбомашин т],г и т]к, тем больше Лк.гр.
На полезную работу влияет как общая степень повышения
давления лк(2—и, так и ее распределение по компрессорам низ-
кого лк.ы и высокого лк. в давления. Оптимальное распределе-
ние лк по компрессорам для обеспечения максимальной полезной
работы при срт = срк определяется формулой
Лк. в = Лк%-1) [Тк (Т]к. н/Пк. в)]°’5тв- (1-52)
Для случая г]к н = т)к в и TJh = Т\ видно, что я» н =
’ Лк. в (2—1).
Общая степень повышения давления лк (2_i> = лк. нлк.в
при оптимальном ее распределении по компрессорам согласно
формуле (1.52) для условия обеспечения максимальной удельной
работы ГТУ составит
—Н Чи.н\0,5 Г/1 I ^.Ср-р тт н Д/(тт+с>,5тн) /Т КО\
Лк (2-1) - I ТкД— I и+£топ)------------т---- • Ц-Об)
\ Чк. в/ срк тк Vg’jT J
Промежуточное охлаждение воздуха существенно увеличивает
общую оптимальную степень повышения давления по сравнению
с ГТУ по схеме 1—1.
Максимальный КПД установки с промежуточным охлажде-
нием воздуха обеспечивается при следующих условиях:
распределение лк<2—1> по компрессорам
к =4'(2-1) [тк(Т1к. »Мк. d)(1 — 11в<2-1)Г1]1/(тТ "Ч (1-54)
общая степень повышения давления
Лк (2—1) = ч
(1.55)
где т]в (2-1) — максимальный внутренний КПД установки по
схеме 2—1.
В выражениях (1.54) и (1.55) потери давления воздуха в воз-
духоохладителе отнесены к турбине, поэтому
V2-1 = (1 - Ux) (1 - Ь. U.K. В) (1 - Ut)/(1 + Ьых), (1-56)
37
Рис. 1.25. Оптимальные зна-
чения общей степени повыше-
ния давления зг1{ для ГТУ
различных тепловых схем
1 — схема 2—2 при в •=
= NT в; 2 — схема 2—1 при
Лк opt; 3—схема 2—1 при Лк opt*
4 = схема I—I при K^opt;
г , Я
схема [—[ при лкор1
где £к. н-к. в — (Ргн PibVPsh ко-
эффициент потерь давления в тракте
между компрессорами.
Оптимальное значение nK(2-i) для
получения максимальных как полезной
работы ГТУ, так и КПД ее выработки
оказывается существенно выше, чем
в ГТУ простой тепловой схемы (рис.
1.25). Характеристики ГТУ с проме-
жуточным охлаждением воздуха пред-
ставлены на рис. 1.26. Распределение
Лк по компрессорам существенно
влияет на показатели установки.
Отклонения КПД достигают 2—2,5%,
а полезной работы — свыше 10 %.
Рассмотренная схема реализована
в ряде действующих установок, на-
пример в ГТ-25 ПОТ ЛМЗ. Целе-
сообразность ее применения в буду-
щем определяется ростом начальной
температуры газа. При достаточно
высоких температурах Т3 промежу-
точное охлаждение воздуха может
оказаться необходимым для обеспечения значительных лк.
Промежуточный подогрев. Предусматривается включение до-
полнительных камер сгорания. Тепловая схема ГТУ с промежу-
точным подогревом газа в одной дополнительной камере сгорания
изображена на рис. 1.27 (схема 1—2). Дополнительный ввод топ-
лива прежде всего повышает удельную работу установки, которая
составляет
Нь (1-2) = (1 +£?оп)срТТз (1 ~ П». вТ) Пт. в +
+ (1 + g?on + £топ) СрТТ3п (1 — Ит. нт) Т)т. н — CpKTi (лкК — 1) | Т]к>
(1-57)
где и Сои — относительные расходы топлива в камерах
сгорания высокого и низкого давления; лтв. и лт_н — степени
понижения в турбинах высокого и низкого давления.
Затраты теплоты топлива в схеме 1—2
?к. о (1—2) — Срт (1 4- gTort) Тз — СркТI [ 1 + (лкП — 1) I "Лк] 4-
4" СР1 (1 + £топ + £топ) Т’зн -
— Cpv (1 + g?on) Тз [1 — (1 — «7. вТ) Т)т. в].
(1.58)
38
Рис. 1.26. Показатели ГТУ с промежуточным охлаждением воздуха
при Т|т. п = 0,85, 1]и. п = 0,89, Тд = 288 К
Удельные теплоемкости газа срт и воздуха срк принимаются
для соответствующих температур рабочих тел.
Максимальная полезная работа ГТУ по схеме 1—2 обеспечи-
вается при
„я « \°’5
Лт. в opt (V1—2^к)к
' ~Ь Дтоп_I *Пт. в
1 +Йоп+к™ Тт Ч’-н.
(1.59)
Рис. 1.27. Принципиальная схема ГТУ и ее работа в Ts-диаграммме
при промежуточном подогреве рабочего тела
39
Рис. 1.28. Влияние параметров рабочего тела на показатели ГТУ по схеме
1—2 (а) и распределение давления по турбинам высокого и низкого давле-
ния (б) при NK, в = NT. в» %, п = 0,85, Пн. п = 0,89. vf_2 =0,92, Тв =
= 288 К
ЯТ. Н’ ’ ЯТ. в
ПрИ Фт —— 1 И Т]Т1В *Пт. н ВИДНО, ЧТО в opt ^т.н opt —
= ]/r'v1_2nH. Степень повышения давления в компрессоре для
обеспечения Нъ (i„2) max
^=[(1+^)^0,5^х
| cpKmK
/ 14-рВ jpW \'l1/(mK+D-5'M
X I 1 4- ф^оп +gT°n T 2^1 . (1-60)
\ Ч-^on T4t.b/J
Максимальный КПД установки по схеме 1—2 достигается при
условии
„Ч , „ xt>.s ГИ-Йоп+е™ Чт.в,, ,-lT/2”*T
Ят. н. opt — М-^Я«) --- .---т, ----(1 — Т|„ (1-2)) ,
L l+g?OT Чт’= -I
(1.61)
_т)
«Ък opt
= [o,S(l+sy^-S^X
| cpKtnK
1 ь &топ + s?on Tjr. н /1 X-
т+^7
|1/(™и+0.бтт)
(1.62)
В формулах (1.59)—(1.62) приняты следующие обозначения:
= TSR/T3 — температурный коэффициент процесса расшире-
ния; v1-2 — общий коэффициент гидравлических потерь в газо-
воздушном тракте.
ГТУ по схеме 1—2 может быть выполнена двухвальной, тогда
степень понижения давления в турбинах определяется условием
40
баланса мощности выделенного
турбокомпрессорного блока. Если
принять привод компрессора от
ТВД, что наиболее целесооб-
разно, то
ЯТт. я = (*V(1—2)як) ’ X
[т .
t т *кк-1
Срт^т-вЧк 1 +g?on J
(1-63)
Потери давления в промежу-
точной камере сгорания также
входят в общий коэффициент
потерь
v^2 = (I-Bbx)(1-Bk.t.b)(1-
'Вт. в-т. «)/(1 4“ Ввых),
Рис. 1.29. Принципиальная схема
ГТУ при промежуточном подогреве
и охлаждении рабочего тела со сво-
бодным валом высокого давления
где в и в_т. н •— коэффициенты потерь давления в трак-
тах компрессор — ТВД н ТВД—ТНД.
Характеристики ГТУ с промежуточным подогревом рабочего
тела для случая выделенного турбокомпрессорного блока приве-
дены на рис. 1.28.
Промежуточные охлаждение и подогрев рабочего тела. Чаще
всего они реализуются в схеме с выделенным валом высокого
давления, который ие вырабатывает полезной мощности (схема
2—2). По такой схеме, например, реализована установка ГТ-100
ПОТ ЛМЗ, которая успешно эксплуатируется в ряде энергоси-
стем (рис. 1.29). Внутренняя полезная работа этой установки и
удельная затраченная теплота определяются следующими урав-
нениями:
Иц (2—2) £топ 4“ §топ) СртТзн (1 Лт. НТj TJt. н
~ срктI (лк.кн — 1) | “Пк. в; (1.64)
9к. о (2—2) =(14- £топ) 3 — СркТ 1в [1 4- (зТк^в — 1) ] ^к. в] 4*
4“ (1 4~ ё"топ 4“ ётоп) СртТзц (1 4“ gron) СрцТз £1 ^1 — Пт. . в] •
(1-65)
Эти уравнения позволяют найти внутренний КПД установки.
Баланс мощности вала высокого давления определяет лт в, в со-
ответствии с которым
Ят. » = (v2-2K„) {1 — СРКТ (п™"в — ф [(1 + й?оп) Си-Пт. вЧк. в]}17”*'1
И Ят. а = (Т2-2Як)/Ят. и, (1.66)
41
Рис. 1.30. Показатели ГТУ с промежуточным охлаждением и подогревом ра-
бочего тела при Т]т. П = 0,85, Т]к. п = 0,89, v = 0,88, Тн = 288 К, тн = = 1
______ д. Н Н t] 1]
"К. В = "Ъ. В- “ “ “ ЯК. В opt Н ПТ. HOpt’ — лк в Ор| И лт н Opt
а коэффициент общих потерь
Va—2 = (1 Sbx) (1 £к. B-т. в) (1 — £к. н-и. в) (1 в-». н)/(1 4“ ^вых)«
(1-67)
Оптимальная общая степень повышения давления установки
по схеме 2—2, обеспечивающая максимальные значения как по-
лезной работы, так и КПД установки, составляет [15]
ЭТк ojt = (Срт/Срк) (тт/тк) (ijr. ЕТ]К. н/ттк)]1/(тт+тк\ (1.68)
При этом степень повышения давления КВД
Як.’? = (с (т) [срт/срк + 1/с + 1) |(1.69)
где с (г) =
Основные показатели рассматриваемой ГТУ приведены иа
рис. 1.30 [14]. Промежуточные охлаждение и подогрев рабочего
тела приводят к существенному росту как полезной работы уста-
новки, так и ее КПД. По сравнению с ГТУ по схеме 1—1 полез-
ная работа возрастает в 1,5—2 раза, КПД — иа 3—5 %. Для реа-
лизации столь высоких показателей ГТУ по схеме 2—2 необхо-
димо обеспечить высокую общую степень повышения давления
в цикле (см. рис. 1.25). При одновальиом исполнении установки
по схеме 2—2, когда условие Нк. D = НТ в снимается, возможно
дальнейшее повышение полезной работы или КПД установки
(см. рис. 1.30), что, однако, реализовать практически малове-
роятно.
Сложные схемы ГТУ. Дальнейшее повышение показателей
ГТУ связано с применением многоступенчатого промежуточного
42
охлаждения и подогрева рабочего тела (ГТУ сложных тепловых
схем) [45, 75]. Их анализ и выбор оптимальных параметров
удобно проводить методом малых отклонений при липеализации
исходных зависимостей (впервые предложен С. А. Кантором).
Сущность этого метода состоит в том, что в первом приближении
иа основе опытных данных задаются параметры рабочего тела,
для которых записывается следующая система уравнений:
для свободных валов = 0;
для силового вала S HTj — £ HKj = HD;
для КПД установки = HJYjQz-
Входящие в эти уравнения величины являются функциями
параметров рабочих тел. В связи с этим влияние этих параметров
можно определить по уравнениям равновесия в конечных разно-
стях, коэффициентами которых являются частные производные
функций по варьируемым параметрам. Решение системы этих
уравнений дает возможность получить ДНП = Дпк1 +
и Дт]е — В1Длк1 Ч- В2Длн2 Коэффициенты Б
и В определяются через частные производные, а их знак указы-
вает направление целесообразного изменения соответствующего
параметра. При достижении оптимума того или иного параметра
его коэффициент превращается в нуль.
1.9. Высокотемпературные ГТУ
Требования, предъявляемые к системам охлаждения. Основное
направление совершенствования показателей ГТУ — неуклонное
повышение начальной температуры газа. Достигнутый уровень
этих температур и прогнозируемый их рост в будущем диктуют
необходимость интенсивного охлаждения проточной части газо-
вой турбины.
Еще в 30-х годах под руководством проф. В. М. Маковского
была разработана, а в 1939 г. создана газовая турбина с водяной
системой охлаждения, предназначенная для работы при темпе-
ратуре газа 1173 К- Большой вклад в решение проблемы созда-
ния охлаждаемых газовых турбин внес проф. В. В. Уваров, под
руководством которого был разработан ряд двигателей с охла-
ждаемой высокотемпературной газовой турбиной (ВГТ). Резуль-
таты его теоретических и экспериментальных исследований про-
демонстрировали принципиальную возможность создания ВГТ,
в частности с водоиспарителыюй системой охлаждения [69].
В настоящее время вопросами разработки и создания систем охла-
ждения турбин занимается большое число специалистов как у нас
в стране, так и за рубежом [31, 34, 70, 77 и др.].
К системам охлаждения ВГТ предъявляют следующие основ-
ные требования:
высокая эффективность, т. е. обеспечение необходимого по
условиям прочности среднего уровня температуры охлаждаемой
Лагали при минимальном расходе хладагента;
43
Рис. 1.31. Принципиальные схемы ГТУ с охлаждением турбины: а—откры-
тым воздушным; б — закрытым воздушным; в — закрытым с замкнутым ох ла*
ждающим контуром; г — открытым перовым; д — закрытым паровым
ХВО —* химическая водоочистка; <?охл ~ относительный расход пара на охлаждение
достаточная гибкость и возможность управления теплообме-
ном на различных участках детали;
недопустимость нарушения технологичности охлаждаемых де-
талей, поскольку их число в пределах турбины может быть зна-
чительным;
отсутствие факторов, приводящих к понижению надежности
охлаждаемой турбины.
Типы систем охлаждения. Системы охлаждения могут быть
двух типов: открытого и закрытого. В открытых системах хлад-
агент после прохождения тракта охлаждения выводится в про-
точную часть турбины и может участвовать в производстве полез-
ной работы. Обычно в этих системах в качестве охладителя ис-
пользуется цикловой воздух, который отбирается из соответству-
ющей ступени компрессора (рис. 1.31, а). В закрытых системах
охлаждающий тракт выполняется газоплотным, а охлаждающий
44
Рис. 1.32. Охлаждение деталей газовых турбин: а — конвективное; б — пле-
ночное; в — пористое
воздух вводится в цикл после его дожатня в компрессоре
(рис. 1.31, б). При закрытом охлаждении хладагент можно при-
менять многократно, для чего выделяется отдельный контур
охлаждения (рис. 1.31, в).
Кроме воздуха в качестве охладителей В ГТ могут служить
вода, пар и др. Большой глубины охлаждения можно достигнуть
при использовании воды.
Высокой эффективностью обладает паровое охлаж-
дение газовой турбины. Пару как охладителю турбины по
сравнению с воздухом присущи следующие достоинства:
значительно меньшие затраты энергии на сжатие пара, так как
процесс повышения давления происходит в жидкой фазе;
лучшие физические свойства, которые определяются прежде
всего большой удельной теплоемкостью;
возможность использования пара вместо воздуха в системах
воздушного охлаждения без их существенных конструктивных
изменений;
возможность полезного использования отходящей теплоты
газовой турбины.
Достоинства системы парового охлаждения открывают широ-
кие перспективы ее применения [14, 31].
Процесс охлаждения обеспечивается прежде всего за счет
конвективного теплообмена (рис. 1.32, а). Глубина охлаждения
в этом случае зависит от параметров и количества охладителя.
Конвективный теплообмен используют как в открытых, так и в за-
крытых системах.
Высокую эффективность охлаждения обеспечивает загра-
дительное охлаждение, при котором охладитель
образует на поверхности детали тонкий относительно холодный
защитный слой. Различают два типа заградительного охлаждения:
пленочное и пористое. При пленочном охлаждении (рис. 1.32, б)
охладитель выдувается на поверхность детали через систему
малых отверстий или щелей и за счет этого образует на поверх-
ности защитную пленку. Поскольку пленка быстро размывается
основным потоком газа, на охлаждаемой поверхности следует
предусмотреть несколько рядов выпускных отверстий. Пленочное
45
Рис. 1.33. Процесс расшире-
ния в охлаждаемой турбине
Рис. 1.34. Коэффициент потери работы
турбины при Тс? — 1100 К и »]т п =
= 0,85
охлаждение значительно эффективнее конвективного, поэтому
в одинаковых условиях при пленочном охлаждении требуется
в 1,5—1,8 раза меньше охладителя.
Еще более эффективно пористое проникающее
охлаждение, прн котором поверхность охлаждаемой де-
тали, выполненной из пористого материала, пропускает через
поры охладитель. За счет выдува охладителя на поверхности
детали образуется тонкий холодный слой, препятствующий теп-
лообмену между горячим газом и поверхностью детали (рис. 1.32, в).
При пористом охлаждении требуется в 2,5—3 раза меньше охла-
дителя по сравнению с конвективным теплообменом.
Показатели турбины при закрытом охлаждении. Работа ох-
лаждаемой турбины зависит от отведенной теплоты qoxn [сМ.
уравнение (1.13) ] и составляет
^в.ил=^т(1 — «ЧоиЛМ. (1-70)
где х = ДНт/дохл — коэффициент потери работы.
(Коэффициент потери работы можно представить как х
— срг (7« — Tioxn)/qoxn. Если ввести некоторую температуру
как среднюю температуру отвода теплоты ^охл, равную qo*JteOXIl
(рис. 1.33) [14], то температура газа за охлаждаемой турбиной
'Р4 ОХЛ — Т4 [1 qoxnl{CprPq)1*
Тогда легко получить, что
« = 1 - Л/Т, = 1 - 7-3 [1 -(1-я7"’) тьЦт,. (1.71)
Если принять допущение, что вся теплота qoxn отводится
перед расширением рабочего тела, то Tq — Ta и выражение для
определения х упрощается:
х = (1-«ГтЬ. (1-72)
46
Используя зависимость (1.72), можно получить приближенные
формулы для определения Ят.охл и т)т.охл турбины при закры-
том охлаждении:
Н-1. ОХЛ = И ^ОХл/^-'ргТ'в)] И ^Т. ОХЛ = *Чт 11 ?охл/(^рг7^8)]-
(1.73)
Для более точной оценки коэффициента х можно воспользо-
ваться графической зависимостью на рис. 1.34, построенной по
уравнению [14] при Tq = Т3 — (Т3 — ТС1) (п — ty3n-
* = 1 l-d-fT^/TsJKn-D/nS ' (1'74)
где п — число охлаждаемых венцов.
Теплоту системы охлаждения находят по известному уравне-
нию конвективного теплообмена Ньютона—Рнхмана. Примени-
тельно к охлаждаемому венцу это уравнение имеет вид Qoxn t —
= ост, (Тг — TCT)tFt, где ctri, Ft — средний коэффициент тепло-
отдачи и площадь поверхности теплообмена со стороны газа;
Тг, ТСТ — средние температуры газа в пределах охлаждаемого
венца и поверхности охлаждаемой детали. Удельное количество
теплоты q0IJl = QOiJGv охлаждаемого венца определяется фор-
мулой
(7охл. I = CtfiCpr (Тр- —7ат)> (1.75)
где = ar{Fi/Grcpr — приведенный коэффициент теплоотдачи.
Полную теплоту охлаждения ^охл находят суммированием
п
?охл i по всем охлаждаемым венцам, т. е. ^охл = Л ^охл Для опре-
деления. ^охл необходимы данные поступенчатого расчета турбины.
При анализе тепловых схем обычно такие данные отсутствуют,
поэтому целесообразно использовать приближенный метод рас-
чета дохл. Для этого вводят среднее значение а’, постоянное для
всех охлаждаемых венцов. При этом предлагают, что отвод теп-
лоты от газа осуществляется при температуре Tq. Тогда
Яохл = С1гСргП (Тд - Уст). (1-76)
Для охлаждаемых венцов современных высокотемпературных
турбин, как показывают результаты расчетов, приведенный коэф-
фициент а* можно принять равным 0,015—0,025, причем меиьшие
значения <х* соответствуют Т3 = 12004-1250 К- Коэффициент а?
зависит от параметров рабочего тела, поэтому для его определе-
ния можно воспользоваться приближенной формулой
4 = [(0,3 - 0,5) + 0,1 10-3,
где р3 — начальное давление газа, МПа.
47
Рис. I. 35. Характеристики охлаждения высокотемператур-
ной газовой турбины
Охлаждение} ------— закрытое; -------открытое. Расход воздуха на охлаждение:
1 статора и ротора; 2 лопаточного аппарата
Число охлаждаемых венцов п зависит от температуры газа и
допустимой температуры стенки Тст. Результаты расчетов и опыт
проектирования охлаждаемых высокотемпературных ступеней ста-
ционарных турбин свидетельствуют о том, что при допустимой
температуре Тст= 10704-1100 К можно рекомендовать значе-
ния числа и, приведенные ниже.
Температура газа Ts, К . 1170—1200 1250—1300 1350—1450 1500—1600
Число охлаждаемых
венцов .... 1 2 3 4
Для определения ^охл можно воспользоваться также графи-
ком на рис. 1.35, построенным по данным проектных проработок
ряда ВГТ, при Тс.£ — 1100 К.
Показатели турбины при открытом охлаждении. При расчете
работы турбины с открытым охлаждением, следует учитывать
работу, совершаемую охладителем, выпускаемым в проточную
часть турбины. Если условно принять независимое расширение
охладителя в турбине, то Ят.охл = — xq0JCn 4- Hoxngoxni
а с учетом параметров рабочего тела и охладителя
охл — СрТТ3^1 — Ли Т j Т]т. охл — ^<?охл -|-
4~ £>охлСр охл^З охл [1 — 1Ьохл°КЛ) "Похл» 0--77)
гдеёохл = Сохл/6? — относительный расход охладителя; Т8охл =
= ^юи+ ?охл/(ср охл£охл) — температура охладителя в месте
его ввода в проточную часть с учетом подогрева за счет теплоты
системы охлаждения с]отл; Г1ОХП— температура охладителя
48
иа входе в систему охлаждения; яохл —
степень понижения давления охлади-
теля при его расширении в проточной
части турбины; т]охл — КПД процесса
расширения охладителя; т]т. охл — вну-
тренний КПД охлаждаемой турбины;
9охл — теплота открытого охлаждения.
Работа охладителя Нохл зависит
от условий ввода охладителя в про-
точную часть турбины. Если условно
принять, что весь охладитель вводится
в проточную часть в одном сечении,
определяемом некоторой условной
температурой Тё> которую с доста-
точной для расчета тепловых схем ГТУ
точностью можно иайти как Тё = 0,5
(Т3 4- Тст), то работа охладителя
Рис. 1.36. Принципиальная
схема открытого охлажде-
ния турбины
^ОХЛ----- OxnPl ОХЛ [1 4~ <?ОХл/(^ОХл£р охлТ 1 охл)] X
X {1 — [1 — (1 — лт ™Т) Цт. охл] X
X [1 — <7охл/(срг7,з)]/1Р,5 (1 4- Тст/Т3)]} “Пт. охл* (1*78)
Теплота ^охп при открытом охлаждении за счет изменения
параметров газа несколько отличается от этого параметра при
закрытом охлаждении. Использование условной температуры
газа Tg позволяет предложить принципиальную схему охлаждае-
мой турбины, представленную на рис. 1.36, в соответствии с ко-
торой ^охл ” <?охл 4~ 9охл, где ^охл = агСрг и (У3 Уст) и
д'охл = еЛгСргпм (Тз — ДУ£ — Уст) — теплота охлаждения до и по-
сле ввода охладителя; п' и п" — число охлаждаемых венцов в каж-
дой части турбины; ДУ£ = Тё — T'g — понижение температуры
газа за счет ввода охладителя. Приняв п' = п" и У₽ = (У3 4-
Уст)/2, можно записать
Ж = агпсрг (У3 - Уст) [ 1 - 0,5ДУ£/(У3 - Уст)]. (1.79)
Температура Т'ё определяется из уравнения теплового баланса.
Для приближенной оценки с/Хл можно воспользоваться графи-
ком на рис. [.35 или формулой
9охл = 0,9агСрГП (Уз Уст) ~ 0,9^Охл«
Расход охладителя турбины goxn зависит от интенсивности
охлаждения каждого охлаждаемого элемента и с достаточной
точностью может быть определен при подробном газодинамиче-
ском расчете проточной части турбины' (см. параграф II.6). При
этом расчете должны быть учтены конструктивные решения си-
49
стемы охлаждения. При расчетах тепловых схем ГТУ детальные
расчеты проточной части турбины обычно отсутствуют, поэтому
следует пользоваться приближенным методом оценки £огл.
Расход g0XJI зависит от физических свойств охладителя. По-
скольку в практике создания охлаждаемых газовых турбин нашел
применение в качестве охладителя лишь цикловой воздух ГТУ,
приводятся формулы для расчета расхода охлаждающего воздуха.
При охлаждении турбины можно условно выделить три со-
ставляющие общего расхода охлаждающего воздуха: ёоХЛ> ёохл
и goxn — расход воздуха на охлаждение элементов ротора, ста-
тора и лопаточного аппарата соответственно. Результаты анализа
конструкций газовых турбин позволяют рекомендовать следующие
уравнения для определения расхода воздуха на охлаждение
элементов ротора и статора:
= 0,01 + 0,25-Ю'"4(Гз- Пт);
йТхл = 0,08 + 0,22- 1(Г4 (Т3 - Т„). (1.80)
Наибольшая масса воздуха отбирается на охлаждение лопа-
точного аппарата турбины. Для приближенной оценки ^хл
можно рекомендовать формулу
ёохЛ = ?ОХл/[ОИСпСр охл (T’gW Т [ охл)]> G-S1)
где аисп = Д7’отл7(7,с.г — Л охл) — коэффициент использования
хладоресурса охладителя, обычно оисп = 0,44-0,6; ДГ0ХЛ —
подогрев охладителя в системе охлаждения.
Таким образом, общий расход воздуха на охлаждение газовой
турбины
8 ОХЛ ~ Оут (&ОХЛ ёохл 4- £охл)> (1.82)
где ау1. — коэффициент утечек, который для хорошо отработан-
ных систем составляет 1,15—1,2, большие значения-—при по-
ниженных температурах газа.
Для приближенных расчетов goxn можно рекомендовать более
простую эмпирическую формулу, полученную в результате обоб-
щения данных исследований стационарных охлаждаемых турбин
и пригодную как для открытого, так и для закрытого охлаждения:
£охл = 0,02 + 0,32-10-3 (Т3~ ТС7). (1.83)
Для предварительной оценки общего расхода воздуха на
охлажденне турбины можно воспользоваться также графиком
не рис. 1.35.
В качестве хладагента системы охлаждения турбины находят
применение и другие теплоносители, например водяной пар.
Расход охладителя в этом случае можно оценить по соотношению
удельных теплоемкостей. Например, для определения расхода
пара можно рекомендовать формулу goXJl = gOXnCpJcpn, где
50
Рис. 1.37. Показатели турбины при
открытом (--------) и закрытом
(— --) воздушном охлаждении
срв и срп — удельные тепло-
емкости воздуха и пара со-
ответственно.
КПД охлаждаемой турбины
'Пт. охл зависит от дополни-
тельных потерь, обусловлен-
ных охлаждением элементов
проточной части. В настоящее
время имеются публикации,
посвященные основным видам
потерь. К числу этих потерь
относятся термодинамические
и аэродинамические, обуслов-
ленные в основном изменением
геометрии профиля охлаждае-
мой лопатки н выпуском охладителя в проточную часть турбины.
Подробно энергетические потери из-за охлаждения рассмотрены в
параграфе II.6, здесь же остановимся лишь на общей оценке пт. охл-
Термодинамическая потеря энергии, связанная с уменьшением
энтальпии рабочего тела за счет отвода теплоты, определяется
коэффициентом к. По принятой приближенной методике эта по-
теря учитывается отдельным членом в уравнении полезной ра-
боты [см. формулу (1.70)] и не влияет на величину "Пт. охл» ко-
торая зависит лишь от аэродинамических потерь.
Открытое охлаждение оказывает большое воздействие на КПД
охлаждаемой ступени [34, 36 и др. 1. Однако существенное влия-
ние на экономичность конструкции охлаждаемых лопаток и орга-
низации выпуска охладителя в проточную часть затрудняет обоб-
щение результатов исследований. Для предварительных расчетов
показателей охлаждаемой турбины можно принять, что каждый
процент расхода охладителя, включая и его утечки, на 1,0—
1,5 % понижает КПД соответствующей ступени [34]. Для оценки
КПД охлаждаемой турбины можно использовать формулу
'Пт. охл = (1 [^охл’Пст “Ь (р — Яохл) Ист]/#, (1.84)
где т]стЛ и "Пет-—средний КПД охлаждаемых и неохлаждаемых сту-
пеней; п — общее число ступеней в турбине; похп — число охла-
ждаемых ступеней; и — коэффициент возврата теплоты.
Показатели турбины при различных видах воздушного охлаж-
дения представлены на рис. 1.37.
Показатели высокотемпературных ГТУ. Закрытое воз-
душное охлаждение (см. рис. 1.31, б) позволяет ис-
пользовать с более высокой эффективностью теплоту охлажде-
ния £охл- Показатели ГТУ:
Нв — СРТТ3 (1 £топ) [1 — (virK) г j Т]т —
(1 “Ь б’топ) И<?ОХЛ Нк.г (1.85)
Як. с = (1 “Ь ^топ) СрГТз — Сре,Т2» (1.86)
61
Турбина; ------с охлаждением; ~=э -=* без охлаждения
где Нк = Н'к + Як — суммарная работа компрессора; Як н
Як — работа до и после ввода £окл-
Выражения (1.85) и (1.86) определяют ?]в установки.
Если обозначить относительную потерю давления в системе
охлаждения коэффициентом &>хл = (/ъ — рг)/р2, то можно по-
лучить
Як = СркТ] [лкК (1 — Вохл)”1* — 1] | *Пк И
Й - (1 + £охл) сркт; [(1 - - 1]/|£,
52
так как пк = (1 — |Охл) 1; = лк (1 — |охл). Здесь Тх —
температура воздуха в компрессоре после ввода £охл; н % —
КПД компрессора до и после ввода gOXn- Температуру воздуха
в соответствующих сечениях тракта ГТУ определяют по следу-
ющим формулам:
= ^2/(1 + ^ОХл) “Ь Тй охл§охл/0 “Ь gaxji)',
Т2 = Гг {1 + [л"“ (1 - |ОХЛГ» - 1] 1
Т2 = Ti {1 + [(1 - gOXJI)-m» - U/t]"}; 7’2 гал = Тг +
Закрытое воздушное охлаждение приводит к снижению по-
лезной работы установки, причем тем больше, чем выше коэффи-
циент lox л, определяющий потери давления в системе охлажде-
ния. По сравнению с ГТУ без охлаждения КПД ГТУ при закры-
том охлаждении падает в меньшей степени, чем Яв, так как за-
траты топлива в камере сгорания из-за повышения Д сокра-
щаются.
Показатели ГТУ с закрытым охлаждением при £охл = 0,15
представлены на рнс. 1,38, а. При температуре газа Тъ = 1500 К
удельная работа ГТУ снижается за счет охлаждения почти на
7 %, а КПД — лишь иа 1 % (абсолютный). В первом приближе-
нии можно принять, что на каждый процент массы воздуха, ото-
бранного на охлаждение турбины, в диапазоне температур газа
1200—1600 К полезная работа ГТУ уменьшается на 0,5—0,7 %,
а расход топлива повышается на 0,2—0,3 %. Относительно не-
большое влияние отбираемого воздуха при закрытом охлаждении
на показатели работы установки объясняется высокой эффектив-
ностью использования в цикле ГТУ охлаждающего воздуха и
теплоты системы охлаждения.
Открытое воздушное охлаждение (см.
рис. 1.31, с) характеризуется большими потерями располагаемой
работы. Показатели ГТУ:
/Д- ОХЛ = (1 “Г ^Гтоп £ГоХл) СрцТ3 1 (УЛк) j| ^]т. ОХЛ
^охл (1 £топ £охл) СркГ 1 (пки — 1 j | 'Пк 4- Hoxngoxn't (1-87)
?к, с = (1 -Т gron goxa) CppT's (1 goxn) СръТi ^1 -|- (як К 1) | TIkJ»
(1.88)
где /Дхл — работа охлаждающего воздуха, которая определяется
по формуле (1.78).
Относительная потеря полезной работы ГТУ простой тепловой
схемы нз-за отбора части циклового воздуха на охлаждение
турбины
Д/Д = (Яв Нц. охл)/*Д ~ £оХлР/Ф» (1.89)
53
1Л- йв0.л И T. — внутренняя работа ГТУ с охлаждением и без
пего; <р коэффициент полезной работы ГТУ без охлаждения;
1 - коэффициент, учитывающий потери полезной работы от
отборов охлаждающего воздуха:
С = 1 - СпГз°™ + ичюхл(1+етоп-ео«л) .
Коэффициент С изменяется мало и для температуры газа
1300—1600 К составляет 0,6—0,65 при отборе всего охлажда-
ющего воздуха за компрессором и 0,5—0,55 прн отборе воздуха
из промежуточных ступеней. Таким образом, при отборе 1 %
воздуха после компрессора на охлаждение турбины полезная
Работа ГТУ понижается от 1 до 1,5 %.
КПД всей установки при воздушном охлаждении можно
приближенно оценить по уравнению
Пв = 'Пв (1 £охдС/ф)/(1 — ^охл)- (1.90)
При этом повышение расхода топлива составит
АЙ - (ть ~ ’!.)/’!. = «ОД - И &х„/(1 - fiox.,). (1.91)
Результаты расчетов показывают, что с отбором 1 % воздуха
после компрессора при открытом охлаждении турбины расход
топлива повышается на 0,4—0,6 %. При начальной температуре
газа 1300—1600 К и отборе охлаждающего воздуха 12—14 %
повышение расхода топлива из-за охлаждения достигает почти
10 %. Таким образом, открытое воздушное охлаждение оказывает
большое влияние на основные характеристики ГТУ простой теп-
ловой схемы (рис. 1.38, б).
При открытом паровом охлаждении (см.
рис. 1.31, г) не требуется изменять освоенные в производстве
конструкции охлаждаемых элементов турбины. Показатели ГТУ
простой тепловой схемы с паровым открытым охлаждением при
условии генерации пара за счет отходящей от ГТУ теплоты:
= (1 -Г £топ) СртТз ( 1 - Л-г j “Ог-ОХЛ *- ^<?ОХЛ (1 “h grOIl) -
CpK.T'i 1 j I “F СрпТз охл С?охл (1 — ЛохлП^ 1]Охл1 (1.92)
9к. в — (1 -F gron) СрРТз — сръТI [1* + (л;кк — 1 j | T)Kj, (1.93)
где Гзохл = Гп 4- <7охл/СрП^охл — температура пара после си-
стемы охлаждения; dQX„ — относительный расход пара на охлаж-
дение турбины; Тщ — температура пара на входе в систему
охлаждения.
Пар, охлаждающий турбину, должен быть слабо перегретым,
Гб"1 ^О^К ГДе — темпеРатУРа насыщения пара,
м
Использование пара приводит к повышению полезной работы
АЯ” установки (принято, что cp„g,„, = српйгал):
А/?в = §охлС„/<р (1 — С§охл/<р)],
где Сп — коэффициент, учитывающий дополнительную работу
пара в турбине; в широком диапазоне температур газа Сц =
= 0,84-0,9.
Замена 1 % воздуха паром при температуре газа 1300—1600 К
приводит к повышению мощности установки почти иа 2—2,5 %.
Существенно возрастает' при замене воздушного охлаждения
паром КПД ГТУ. Результаты расчетов показывают, что замена
1 % отбираемого на охлаждение воздуха паром может обеспечить
экономию топлива на 1,2—1,3 %. Уже при температуре газа
1400—1500 К паровое охлаждение позволяет экономить 12—
14 % топлива. При повышении температуры газа перед турбиной
экономия топлива будет неуклонно увеличиваться.
Значения оптимальных степеней повышения давления для
максимальных удельной работы и КПД установки при открытом
паровом охлаждении (при условии, что л<'п’+,)/л('ии+1) « 1):
я” opt = [(1 + §топ) (Срт/Срк) (Ит/Ик) (»1т. охлW,
(1.94)
«и. opt - Лк. opt [(1 - ’1еГ1],/("’т+'Ч (1.95)
где Б = 1 + (Cpnlcp^lmnlm-r) (vm7v5i) (^"„„/'/’з) [doxx/(l +
+ Soxji) I — коэффициент, учитывающий влияние парового охла-
ждения; уохл — коэффициент, учитывающий гидравлические по-
тери в системе охлаждения.
Паровое охлаждение повышает лн. opt, что позволяет получить
как максимальную полезную работу, так и максимальный КПД.
Влияние открытого парового охлаждения на показатели ГТУ
простой тепловой схемы представлено на рис. 1.39, а. Для всех
рассмотренных температур газа полезная работа установки и ее
КПД при паровом охлаждении выше, чем в ГТУ без охлаждения.
Закрытое паровое охлаждение (см.
рис. 1.31, 5), так же как и закрытое воздушное охлаждение,
позволяет с высокой эффективностью использовать теплоту охла-
ждения £7ОХЛ. Показатели ГТУ при закрытом охлаждении:
= (1 Т £топ “Ь ^охл) Ср смТз ^1 — Лт CMj Т]т, охЛ —
(1 "Т gton “Ь ^охл) и?охл — СркТI — 1 j | Т]к; (1.96)
9к. с = (1 “Ь gmn 4- ^охл) СрсыТз — СрЪТ\ [1 -р (лкК — 1^1 1]к|, (1.97)
где Ср см = 1(1 + &гои)/(1 + Йтоп 4“ ^О*л)] срт 4~ 1^охл/(1 +
+ gTon + ^охл)1 срп — удельная теплоемкость смеси газа и пара;
^СМ = (£см ™ 1)/^см; &см = ( 1 —1 — показатель адиабаты
\ СР СМ/
55
sn 150 250 350 450 550 650 Н^к/кг
Рче. I.S . Покоптели ГТУ простой тепловой : мы с открытым («)
и з»кг'’1»*м (б) naj.jBbiM охлаждением турбины
У ия pac4fcia и обозначения ™ же, на рнс. 1.38
I ширения смеси Ясм = [(1 £топ)/(1 + £топ Г ^охл) #г] +
-ь- I / _ /(1 f- ^трп ' d хл)] Rpil — газовая постоянная смеси.
Септ альные степени повышения давления для получения
v [К1 “ьных полезной работы и КПД установки оказываются
вь чем в ГТУ б?з охлаждения. Действительно,
Л^к. ,>рт
„ , . X СР<Л< ЧтЧ1< |t г dOI3 Срп]']1/('"1<+том)
ргчй„ т/-см L 1 1+г™и cPJj ;
(1.98)
«2 opt n?opt[(l- >Ь ™«Г'],/(’”“+т<м). (1.99)
При паровом закрытом охлажцсниисущественно увеличивается
полезная работа установки (рис. 1.39, б), что объясняется эффек-
тивной работой пара в принятой схеме ГТУ. По сравнению с от-
крытии т чтушпым охлаждением повышение работы Г ГУ со-
CTAUltl
1\на - „7'41 -Лт"Г,1’| охл<-п.
где Сп = 14-[&хлСс.(1 -
- <“’)] [4л,„ (1-лГ”п)]-
коэффициент, который при темпе-
ратуре газа 1300—1600 К состав-
ляет 2,5—3.
При замене воздушного ох-
лаждения паровым внутренняя
работа ГТУ возрастает и а 6
6,5 % из расчета 1 % введенного
пара.
На рис. 1 40 приведены пока-
затели ГТУ при температуре газа
1473 К для различных систем ох-
лаждения. По сравнению с ГТУ
без охлаждения при воздушном
охлаждении понижается как по-
Рис 1.40. Диаграмма эф:*. .тивно-
сти охлаждения при Тя 1473 К,
Уст = 1050 К, Лт. п = 0,85, г,.. ц*=
= 0,89, v = 0,92 к Тв 2Г К
1, 2 — воздушное открытое и е. х >ытое
охлаждение; 3 — без охлг ► . ння; 4,
Б — паровое открытое и накрытие ох-
лаждение
лезная работа установки, так и ее КПД. При паровом охла' ле-
нив эти показатели ГТУ увеличиваются, причем особенно зна-
чительно при паровом закрытом охлаждении. При повышении
температуры газа выигрыш от использования парового охлажде-
ния возрастает.
1.10. ГТУ с утилизацией теплоты уходящих газов
ГТУ в составе ПТУ. Для современных ГТУ без регенерации
характерен высокий уровень температуры отходящих га юв,
обычно Тъ 7504-800 К. Их теплота может служить для отоп-
ления и горячего водоснабжения [8 ]. Однако эффективность су-
щественно больше при использовании теплоты отходящих газов
ГТУ 1ля выработки пиковой мощности по схеме, изображенной
Het рис. 1.41. Дополнительная пиковая мощность генерируется
за счет форсирования ПТУ при пропускании через ее цилиндры
части пара регенеративных отборов. Такая установка имеет два
ПТУ
Рис. 1.41. Схема маневренной ПТУ с пиковой ГТУ
1 — паровая турбина; 2 — коп (снсатор; 3 — конденсатный насос; 4 — п «лгреиатели
питательной воды низкого давлени .. 5 — деаэратор: 6 — подогреватели пита. «оды
высокого давлении; 7—питательный насос; В—парогенератор; 9 -
ватель
о7
Рис. 1.42. Характеристики маневренной ПТУ с пиковой ГТУ: а — удельная
работа ПТУ и КПД выработки пиковой мощности (----------), удельная работа
ГТУ (--------); б — расход воздуха в пиковой ГТУ на 100 МВт мощности ПТУ
и удельная мощность установки, отнесенная к расходу воздуха
режима работы. В базовом режиме ГТУ отключена и ПТУ рабо-
тает автономно по обычной схеме. В пиковом режиме включается
ГТУ, а в ПТУ вырабатывается дополнительная мощность за счет
отключения регенеративных отборов высокого давления. Подо-
грев питательной воды в этом случае обеспечивается в газовом
водоподогревателе 18, 14}.
В такой установке суммарная маневренная мощность Мман,
определяемая мощностью пиковой ГТУ и дополнительной мощ-
ностью ПТУ, вырабатывается с высокой эффективностью
(рис. 1.42). Уже при Г8 == 1273 К КПД выработки маневренной
мощности (т]ман) превышает 42 % 18].
Результаты проработки показателей ПТУ с конкретным тур-
бинным оборудованием представлены в табл. 1.1—1.3 [8]. В ка-
честве газового контура рассмотрены не только установка ГТ-100
ЛМЗ, но и перспективные одновальиые установки ГТЭ-150 и
ГТЭ-200, которые в настоящее время разрабатываются на ПОТ
ЛМЗ [11], в качестве парового контура—мощные паротурбин-
ные блоки. Для расширения регулируемости установок и возмож-
ности согласования газового и парового контуров за газовой
турбиной предусмотрена камера дожигания, долю участия кото-
рой оценивают коэффициентом р, представляющим собой отно-
шение дожигаемого топлива к расходу топлива в камере сгорания.
Экономия топлива АВ = Д^ман/Пгту при реализации такой
установки превышает 20—25 %. Высокая эффективность таких
установок позволяет использовать их для покрытия не только
пиковой, но и полу пиковой нагрузки энергосистемы.
ГТУ с впрыском воды или пара. Современные ГТУ характе-
ризуются относительно низкой удельной мощностью. Для ста-
ционарных установок она составляет лишь 0,25—0,28 МВт на 1 кг
58
Таблица £.i
Показатели ПТУ с установкой ГТ-100
Показатели ПТУ с пиковой ГТУ
Паротурбина fl блок Умай» ДЛ' ^Ман дв 7». К ОТ1 г чспяе ПГД
%
К-30П-240 к-*лмбб К-о00-240 К-1200-240 132,4 138,3 144,1 109,7 39,4 45,6 51,6 78,7 35,5 34 »i 34 ,в 34.1 * .5 1 1 3 13,5 27,2 22.5 20,4 20,9 19,4 4 F 4 2 4 2 1 1 с 5
Табли т 1.2
Показатели ПТУ с установкой ГТЭ-150
Паротурбинный блок Показатели ПТУ в пиковой ГТУ On.au- черне П Д
wnaH> AW 9ман дв 7.. К
%
К-300-240 225,7 50,5 43,5 2,5 28.7 482 2
К-500-166 237,5 58,3 41,6 12 25,4 488 2
К-800-240 197,7 31,8 39,6 0 21,8 482 0,5 1
252,1 68,1 41,9 15,3 26 482
К-1200-240 223,4 48,9 43,0 2,5 28 482 0,5 1
305,1 103,4 39,8 32,9 22,1 482
Таблица 1.3
Показатели ПТУ с установкой ГТЭ-200
Паротурбинный блои Показатели ПТУ в пиковой ГТУ Отклю- чение пвд
^ман' AW Чиав ДВ 7.. К
%
К-300-240 262,3 40,3 45,8 0 25,8 496 2
К-500-166 274,2 46,6 44,6 7,3 23,7 488 2
К-800-240 234,3 25,3 41,5 0 18 603 0,5 1
288,8 54,5 44,8 10,5 24,1 482
К-1200-240 260 39,1 45,4 0 25,1 496 0,5 1
341,7 82,8 42,2 28,1 19,3 482
засасываемого воздуха. Существенное повышение мощности обе-
спечивается вводом воды или пара в тракт высокого давления
ГТУ (рис. 1.43). При анализе показателей ГТУ принято, что
процесс массо- и энергообмена завершен до расширения, а рабо-
чее тело, представляющее собой однородную смесь продуктов
сгорания воздуха и пара, подчиняется законам идеального газа.
59
Рис. 1.43. Принципиальная схема ГТУ и ее Ts-диаграмма при
вводе воды или пара
Показатели установки с вводом воды или пара, в дальнейшем
называемой контактной газопаровой установкой (КГПУ), зависят
от массы введенного пароводяного тела d — Gn/GK, где Gn —
массовый расход воды или пара. Этот параметр определяет основ-
ные показатели установки.
Коэффициент избытка воздуха в камере сгорания
______Фр^к. с 4~ CpbTsL(}_______________
Lq (‘а */) cpiTl [1 + (лкК — 1) / 'Пк] + (СРВ + Срг) Т’з}
(1.100)
где Ц — энтальпия вводимых воды или пара; при вводе неподо-
гретой воды t[ = ia.
Так как ввод пароводяного тела уменьшает а, то существует
минимальное значение ат№, которое определяет dmax. Изменение
этих параметров при вводе иеподогретой воды показано на
рис. 1.44.
Коэффициент утилизации отходящей от турбины теплоты для
подогрева впрыскиваемой в КС воды или регенерации водяного
пара:
Лут = ?ут/(<7к. с ~Т *7ут) = i'a)/(id ia)» (1.101)
где 9к. с = d (ia - it) — теплота топлива, подведенная в камере
сгорания к пароводяному рабочему телу, ее доля относительно
всей теплоты топлива определяется коэффициентом £ =
— й. с/(?к. о + 9к.с); 9к. с —теплота топлива, подведенная
к воздуху.
Внутренний КПД КГПУ с утилизацией отходящей теплоты
^КГПУ = (1 _ р) ^ГТУ + р^пту/(1 _ (1 102)
где т£ТУ и — внутренние КПД газового и парового циклов.
60
0,5
HOC 9500 1500
Рис. 1.44. Предельный ввод иеподо-
гретой воды dnrix(— -) и коэф-
фициент избытка воздуха а (--)
при зхк = 8 в зависимости от Ts прн
использовании природного газа в
качестве топлива ГТУ
скую эффективность ГТУ, при
Рис. 1.45. Экономия топлива в
КГПУ при лв = 1Б
— ---Т, — 1600 К;----7. —1100 К
Ввод пароводяного рабочего
тела может повысить термиче-
'ом увеличение КПД составляет
дъ = ’1ГПУ - '-1'„ту = ₽ [’1Гту/(1 - kyT) - 11вгту]. (1.103)
Условие повышения КПД ГТУ за счет ввода воды или пара
определяет неравенство kyT 1 — 1]ГТУ/г1вТУ, а экономию
топлива в КГПУ Д^к. с = ("Ч^ГПУ — ,ПвТУ)/'Нв'г11У характе-
ризует график на рис. 1.45 [81. Ввод неподогретой воды при всех
температурах газа Т3 уменьшает экономичность установки, по-
этому повышение 0, т. е. увеличение d, приводит к перерасходу
топлива.
Оптимальные лв для получения максимальных полезной ра-
боты и КПД установки для одновальной КГПУ определяют по
формулам
лк opt--I (1 -f-gron)------— Б t (1.104)
L cpKmHTv T J
_ „Н ГЛ „КГПУ\-1-|1/(тт+тк) a inn
Hr opt—TCr opt L\1 1|втах1 J ’ (l.lvDJ
r- i । d сгптп ,
где Б = 1 4- -j—:---------——-----------коэффициент, учиты-
1 £топ CpT/nT и
вающий влияние ввода воды или пара.
Оптимальные значения лк. opt для КГПУ зависят от расхода
пароводяного тела и заметно превосходят этот параметр для
ГТУ (рис. 1.46) [81.
Котел-утилизатор в КГПУ. Возможная масса генерируемого
в котле — утилизаторе пара за счет отходящей теплоты соста-
вит [8]
d = [(1 ‘ £тон) Ср см (ГТ — Тб)см]/[£ут O'd ^а) Срсм (Т4 Тб)см!»
(1.106)
61
Рис. 1.46. Значения пк opt для
достижения максимальной
полезной работы Нв и КПД
Y]B КГПУ при различных рас-
ходах пара
Н , ________ т]
ЯК opt’ — лк opt
где 7\ — температура в конце рас-
ширения газопаровой смеси.
Формулу (1.106) рекомендуется
использовать в случае минимального
температурного иапора в сечеиии
входа воды в котел (точка а иа
рис. 1.43), что соответствует большим
расходам пара. При меньшем расходе
пара подогрев воды протекает при
постоянном температурном иапоре в
экономайзере, при этом
Лр = Ср см (1 4“ £топ)/[Свод (1 Ср смА-вод)]»
Результаты расчетов показывают,
что drp слабо зависит от температуры
газа и составляет drp = 0,55 — 0,56.
При d<drp, что характерно для КГПУ,
расход пара определяется уравнением
теплового баланса испарительно-пере-
гревательной части котла:
d — Крг (1 “F grou) (Л« Тя АЛ т!п)]/[^ут На ^а)
--------------- (tfc ta) Срп Т4СМ Т'8 niin)L (1.107)
где Тв — температура насыщения при заданном давлении пара;
АЛ min— минимальный температурный напор в сечеиии начала
кипения (точка b и а рис. 1.43).
Тепловой баланс водоподогревательной части котла (ли-
ния а~Ь) определяет температуру рабочего тела иа выходе из
котла:
Тъ -(Л 4- АЛ min) [rf (h - i'a)l/[(l 4- gTov)cPr 4- жрп]. (1.108)
С понижением d повышается перегрев пара в котле 1г. Суще-
ствует такой расход пара при котором возникает минимальный
температурный напор в конце пароперегревательной части котла.
Величина drP составляет
__ срг (1 4- ^ТОп)/^ 4СМ-Т8-ДТ1 тщ)
г₽ срц (Теем1— А Л min — Л “Г 07срп)1 ’
где г — скрытая теплота парообразования.
Если ifrp, то для определения расхода пара следует ис-
пользовать формулу
, _ 0 Ч?топ)срг(Лсм — Лем) /Г inch
Крп <Л — Е mm) — ia] срп (Л см — Л см)
Здесь температура уходящих газов Лем принимается. Условие
d drp соответствует максимальному коэффициенту утилизации:
Лт шах = КрЕ Тi см 2 mln) ^al/Kd ^п)’
С повышением АЛтш коэффициент £ут. гаах падает.
62
Показатели КГПУ. Ввод
пара в установке по схеме иа
рис. 1.43 заметно повышает ее
термическую эффективность
(рис. 1.47) [81. С возрастанием
расхода пара d КПД КГПУ
увеличивается, что связано
с ростом ii, т. е. &ут. При Т3 =
= 1500 К и лк = 18 повыше-
ние КПД установки оказыва-
ется значительным, а эконо-
мия топлива по сравнению
с ГТУ превышает 20 %. На
рис. 1.47 показано, что из
расчета 1 % ввода пара при
оптимальном d расход топлива
сокращается иа 1—1,2 %. При
расходе пара выше оптималь-
ного значения, определенного
условием Т’ухшщ = const (ли-
ния А—В), уменьшается КПД
установки, что объясняется
падением k??. Кривые иа рис.
1.48 [8, 14], характеризующие
для максимальных расходов пара,
Рис. 1.47. Влияние расхода пара d на
показатели КГПУ при Т3 = 1500 К,
A^min = 30 К, т]т. п = 0,85, т]н. п =
= 0,89 и v = 0,92
--------------------д/, в д/в
>Л'пип
показатели КГПУ, построены
полученных при обеспече-
нии либо минимального температурного напора в одном из
Рис. 1.48. Основные показатели КГПУ при- i]T. п = 0,85, т]в. п = 0,89,
v = 0,92 и = 30 К: а — для лк = 10, Ti ~ 500 К; б — для
Гв = 1200 К, Ti = 500 К; fl — для = 10, Т3 = 1200 К
Рис. 1.49. Показатели ГТУ про-
стой тепловой схемы при пере-
менной температуре наружного
воздуха
3—Б — мощность установки N ~,
равная 1,2; 1,1; 1.0: 0,9 и 0,8 соот-
ветственно; € — максимальный рас-
ход пара dnja3. — 0,6 без дожигания
топлива за турбиной; 7 — показа-
тели установки при d = 0; 8 ~
расход пара d = 0,7 за счет дожи-
гания топливj
сечений котла-утилизатора, либо
минимального коэффициента избытка
воздуха сст1п в камере сгорания.
Графики на рис. 1.48 иллюстрируют
высокие показатели контактной ус-
тановки.
Ввод пара или воды в камеру
сгорания обеспечивает форсирование
мощности и улучшение показателей
ГТУ. На рис. 1.49 представлена ха-
рактеристика ГТУ простой тепловой
схемы при вводе пара. В широком
диапазоне температур наружного
воздуха Тн за счет ввода пара мо-
жет быть достигнуто постоянство
мощности ГТУ. При этом КПД ус-
тановки даже повышается.
Работоспособность камеры сго-
рания. Ввод воды или пара в тракт
высокого давления ГТУ оказывает
влияние прежде всего на работу
камеры сгорания. На рис. 1.50
представлены результаты исследо-
ваний выносной камеры сгорания, работающей на жидком
топливе [81. В первичный воздух ввод пара ограничен и не
превышает 8—10 %. Масса пара, вводимого во вторичный воз-
дух, достигает 20—25 %. Изменение режима горения при вводе
как воды, так и пара было отмечено при исследовании камеры
Рис. 1.50. Потери давления и содер-
жание окислсв углерода в камере
сгорания при вводе пара
Ввод пара: / — в весь воздух; 2 —*
только в первичный воздух; 3 — толь-
ко во вторичный воздух
Ввод: 1 — воды; 2 — пэра
64
сгорания устало-”-- I Г-1 Н блю.талсх >
снижение окиспов а°ота в отходящих гитах (рис. 1.51).
Предпочтительные сказы - я ввод пара, который обес™чи
вает более равномер пе снижение ^.мпературы в зоне сгоранг"
111. Воздухоакнумулирующие ГТУ
Принцип действия. Воздулоаккумулирующие ГТУ (ВАГТУ)
являются высокомаиевренными установками, способными не
только генерировать большие пиковые мощности, ио и облегчая*
базовым установкам прохождение ночного минимума нагрузки.
ВАГТУ имеет два режима работы (рис. 1.52): режим зарядки
воздушного аккумулятора, расположенного в подземных поло
стях, и режим выработки пиковой мощности. Эти режимы разне-
сены во времени. Процесс заполнения воздухохранилища ос*
ществляется в период провала нагрузки в энергосистеме за счет
энергии, вырабатывав-юй высокоэкоиомичными базовыми уст.
иовками, использующими мал о дефицитное твердое или атомист
топливо. В период дефицита мощности в энергосистеме накоплен-
ный в аккумуляторе воздух используется в газовой турбине для
выработки пиковой мощности.
Возможна работа ВАГТУ при постоянном давлении воздуха
в воздухохраиилище (режим р = const), обеспечиваемом водяным
подпором (рис. 1.52, п), и при изменяющемся давлении воздуха
(режим V = const). Работа ВАГТУ при р — const более эффек
тивна, так как при заданном объеме воздухохранилища мощность
на 6—10 % больше по сравнению с режимом V — const [5, 25].
Достоинства ВАГТУ. По сравнению с пиковыми ГТУ эти уста-
новки обладают рядом достоинств:
генерирование пиковых мощностей, в 2,5—3 раза превыша
ющих мощности ГТУ при тех же параметрах и расходах рабочего
тела;
расход дефицитного газотурбинного топлива в 2—3 раза
меньше, чем в ГТУ, при той же мощности;
выравнивание графика электрической нагрузки энергоси-
стемы при зарядке воздухохранилища за счет загрузки базовых
установок в период минимальной нагрузки системы.
Показатели ВАГТУ. В режиме зарядки работа ВАГТУ опре-
деляется следующими показателями [441:
время зарядки хранилища
= 2V + Ь - l)/(akRT^GMy, (I 110)
время разрядки хранилища
*Р = р?[1 + (BTon/GJlgo^Vp!'"”’’ [1 - (Р2/Р1)'1"””]/(«7’Л);
(1.111
3 П/р Л. В, Арсеньсчв я Др. f'fi
Рис. 1.52. Принципиальные схемы ВАГТУ при режиме работы: а — р =
— const; б — V = const; в — бестопливной установки
1 — верхний водоем; 2 — разобщающая муфта: 3 — обратимый двигатель-генератор;
4 — концевой воздухоохладитель; 6 — запорный клапан; 6 — воэдухохранилище; 7 —
редуктор; 8 — сбросный клапан: 9 и 10 — аккумуляторы холодного и горячего тепло-
носителя; И и 12 — промежуточные теплообменники
температура воздуха в хранилище в конце зарядки (без учета
теплообмена с окружающей средой)
т™~ ta-poa-^) +(1-т)т;J( ( }
где af b — коэффициенты, определяемые по характеристике ком-
прессора; R — газовая постоянная; Твх и Т'ъ — температуры
воздуха после концевого воздухоохладителя и в конце зарядки
66
6v i учета /течек; GH0 — расход воздуха через компрессор; gOI„
н ^)Т 01Иисптельиые расход охлаждающего воздуха и утечки
7>ph‘i..^фф^ктивн^сть ВАГТУ определяется внугрен-
HI"' КПД “1:
У]
'Ь г ;------ (1-ПЗ)
) 1 ( 2 Р ) о • • J '
/I 'Е=< '
I l VT! MUiu.iiwci । lypoiirfbi, £(1_, j затраты теплоты топлива
и n - сгорания; Ny e — мощность компрессора; 7]пр = Пб'Пдв'Пл —
• П.Д ..мш-ани, энергии на привод компрессора; т]б, т]ЕВ,
' n^Qrn энергоблока, двигателя привода компрессора
и? и 1., [••,» hi-p.ii'ipa в р< • и f двигать (я, линий электропере-
,1 > .1 11 • . । • I г, гп — число газовых турбин, камер сгора-
нии и । с iiipu-ccopoji
,и|<| ктивнос1Ь и^нолпомпания дефицитного газотурбинного
............енивакя яурбинным» КПД *ПВ.Т, определяемым рас-
яп.’.ну :.ко газе.урбииного топлива:
1’)в. — 5j А । У Мк. Q I ~= АтТр /(<?топСр)-
J.7 •••>, . I. 4 ВАГТУ ар акте] hi пет также кдэффи-
, rai тощий собой отношение выработанной
К|нии при разрядке к затраченной энергии при зарядке, т. е.
I> = Е wTirp I(jj . а-114)
Кмы]. • ' "ля ВАГТУ оказывается довольно высоким:
J |.ь и белее (рчс I 53) [43].
' юн. ной экономии топлива требуется производить
। > . p i? ia 1. "in..', । < пиг IX установок Обычно в ка-
•I.. •• । >п. puai uiiHHs пив "ых ycianoBOK принимают гндроак-
• । (ГАЭС) с мощностью зарядки, равной
I . ГУ и "ополнмллцей ее пиковой ГТУ. В этом случае экономия
I полива о? ввода ВАГТУ
ДЬ = ЬГТУ (1 — Yirfk.J — bv,
i., /• lJ и _ уЬ' । рас топлива дополняющей ГТУ
п В.чПУ а рсл.нпе разрядки; т]г -КПД ГАЭС.
I р1ьта1Ы анализа конкретного оборудования свидетель-
। |-,Ю1 о г-исокой эффективности применения ВАГТУ. При опти-
- тьных шипениях лк экономия топлива (условного) по сравне-
. ню с альтернативным вариантом достигает0,07—0,08 кг/(кВт-ч),
.• при |спп.ль.1овании регенерации в ВАГТУ эта экономия оказы-
।. и ? । >. j r.i це бол ыи с [431.
67
Рис. 1.53. Показатели ВАГТУ без регенерации (а) и с
регенерацией (б) при Тв — 1073 К, Т1Н = 288 К, Тц =
= 298 К, т]г = 0,7 и &гту = 0,5 кг/(кВт-ч)
m —« число компрессоров; число камер сгорания} -—
2=1; — ------2 = 2
Значительные единичные мощности ВАГТУ обеспечиваются
при относительно невысоком уровне капиталовложений. Резуль-
таты проработки конкретного оборудования показали, что удель-
ная стоимость станции с ВАГТУ зависит от числа часов ее исполь-
зования и составляет ддя 2 ч работы в пиковом режиме 40—
45 руб./кВт, а для 4 ч — около 50—60 руб./кВт. В связи с этим
68
Рис. 1.54. Показатели бестопливной ВАГТУ в зависимости от давления
в воздухохранилище (а) и температурного напора бТ (б) при GT. о =
= 450 кг/с, т8/тр = 4, тпр = 0,3, т]теп = 0,98 и Т2Х = 323 К'
наиболее эффективно применять ВАГТУ для работы в пиковой
части графика нагрузки [25].
Бестопливные ВАГТУ и их показатели. ВАГТУ могут быть
созданы в бестопливном варианте (см. рис. 1.52, в), при котором
в режиме выработки пиковой мощности воздух подогревается
за счет теплоты процесса сжатия, накопленной в специальных
аккумуляторах [441. В условиях дефицита газотурбинного топ-
лива такие установки представляют существенный практический
интерес.
При равенстве температур теплоносителя Т2теп «а выходе из
промежуточных теплообменников и одинаковых лн в КНД и
КСД ряд показателей бестопливиых ВАГТУ определнется сле-
дующими формулами [441:
количество аккумулированной теплоты
Сак ~ wGKCpBTs [У2и —’ 6У — У[ trenl ^теп» (1.115)
температура воздуха на входе в ТВД
Уев ~ К*тецСр э?еп/(^тСрв)1 (У2 теп У1 теп) И теп У2х» (1.116)
температура воздуха на входе в ТНД
Г'зн = тепЧтеп Ч~ (1 ’Птеп) ^*4в 6У Т]теп; (1.117)
количество полученной воздухом теплоты в режиме разрядки
Св = GTcpB [Увв —У2зс) + (Узн — УлвЛ^р, (I.II8)
где п — число промежуточных теплообменников; У2к — темпе-
ратура воздуха после КНД и КСД; 6У — температурный напор;
7’1 теп и У2 теп — температуры холодного н горячего теплоноси-
телей; Т]теп — тепловой КПД бака-аккумулятора; У2ж — темпе-
ратура холодного теплоносителя при зарядке; бтеп — расход
теплоносителя.
69
Тиилица 1.4
Основные показатели ВАГТУ
Электр о.-i ЛИНИЯ
Техническая характеристика «Хуь t. рфж «С< Пл» цж (<ОРГ) (США/ 11 Л ~1 .0
Ввод в эксплуатацию, гоп Время, ч/сут: зарядки 1978 Приехл 11 Прйиеу Не» ,reae <
разрядки . 11
Мощность, МВт 2)0 220
Удельный расход теплоты, кДж/(кВт-ч) Расход, кг/с: »и65 432о -44 10
BC3jjy>_a через кемпувежхп газа через турбины-.... 1(«5 417
Давление всодуха после К.ВД. МПа Температура г* ia, Д: 6 5,7
черед ТВД
» тнд 109Ь 1173
Давление газа пере" ТНД, МПа 1,1 и
Число EilNpa .НИЯ » ОХЛаднгслсй Степень регепсрапии 4 4 0J7
Мощность зарядки, МПа би 162,3 1 । |
Прололжительпость nveKa. мин 11 12
Существует оптимальное давление воздуха е л •
которое определяет 7]ИП1ах и Лр, (рис. 1.54) 1441. КП I тйкой
установки оказывается довольно низким. Даже при г . зна-
чение i|B не превышает 21 %, правда, по энергии ь ча . провела
нагрузки. Коэффициент разрядки также невысок и i , •
на уровне этого параметра для гидроаккумулируь
Доля полезно использованной акку аудированной < ы оп
деляется коэффициентом р = т]теп (I — ?} у г tc и итни
сительные потери теплоты в период ме«.ду режимами гридни и
разрядки и в холодных секциях теплообменник^
Разрабатываются бестопливныа ВАГТй сади а ным сжатием
воздуха в компрессоре (без промежуточного оI. <тения) и акку-
мулированием теплоты сжатия в специальных аккуму ляп । , 3j.
Особенность такой схемы — высокотемпературное с> а а,
для чего требуется создавать компрессоры, способные рйии1ать
прн высоких температурах воздуха. В насгоящ< • время ведутся
работы по созданию высокотемпературного однок^рпусного
компрессора высокого давления с температурой во.духа за ним
до 1173 К [881.
Современные ВАГТУ. Первый агрегат ВАГТУ создан в ФРГ
и с 1978 г. эксплуатируется на ТЭС «Хунторф» [88, 90 и др.].
Данные этой установки приведены в табл. 1.4, а ее тепловая схема
70
представлена на рис. 1.52, б. Аккумулятор сжатого воздуха вме-
стимостью около 300 тыс. м3 образован в соляных куполах и
имеет незначительные утечки воздуха. Компрессор высокого
давления выполнен центробежным и снабжен двумя воздушными
холодильниками. Управление установкой дистанционное: команды
на пуск и останов подаются с диспетчерского пульта, располо-
женного на расстоянии 150 км от станции. Конструкция ВАГТУ
на ТЭС «Хунторф» подробно описана в работах [88, 90 и др-1.
Результаты эксплуатации этой установки оказались вполне удов-
летворительными.
В США сооружают ВАГТУ в энергосистеме«Сойланд», мощность
которой составляет около 220 МВт. Турбинное оборудование по-
ставляет фирма «Броун-Бовери», поэтому показатели этой уста-
новки близки к показателям ВАГТУ на ТЭС «Хунторф» [90].
Подземное хранилище объемом 210 тыс. м3 имеет гидравлический
затвор, который включает вертикальную шахту диаметром 609 мм,
соединяющую воздушное хранилище с верхним искусственным
прудом. Металлическая облицовка воздушной шахты выполнена
из нержавеющей стали, а водяная шахта облицована бетоном.
Глубина расположения воздушного хранилища 587,5 м [901.
Установка по расчетным данным обладает более высокой по
сравнению с ВАГТУ «Хунтоф» термической эффективностью, что
связано прежде всего с применением регенерации, которая обе-
спечивает подогрев воздуха перед КСВД почти на 300 К, а также
высокой общей экономичностью по сравнению как с пиковыми
ГТУ, так и ПТУ.
Результаты отечественных проработок ВАГТУ свидетельствуют
о целесообразности использования таких установок в энерго-
системах нашей страны [25],
1.12. ГТУ закрытого цикла
Особенности замкнутых ГТУ (ЗГТУ). Поскольку рабочее тело
ЗГТУ не имеет контакта с внешним воздухом, в состав этой уста-
новки должен быть включен теплообменник для охлаждения ра-
бочего тела, обеспечивающий отвод теплоты Q2 к холодному
источнику (см. рис. 1.4). ЗГТУ обладает следующими достоин-
ствами:
возможность использования различных низкокачественных
топлив, включая твердые топлива, поскольку контакт рабочего
]ела с продуктами сгорания отсутствует;
значительная единичная мощность установки при умеренных
габаритных размерах турбомашин из-за повышенных массовых
расходов рабочего тела, обусловленных высоким давлением его
перед сжатием;
повышенная экономичность установки при частичных нагруз-
ках, поскольку уменьшение мощности достигается сокращением
массового расхода рабочего тела.
71
i i У пр с । . ряд существенных недостатков, которые пре-
пятствуют Ил широкому применению в стационарной энергетике.
ннм относятся:
трудность создания надежного подогревателя рабочего тела,
j.t . как низкие коэффициенты теплоотдачи к воздуху затрудняют
ъадежное охлаждение радиационных поверхностей нагрева и при-
едят к увеличению массогабаритных показателей этого тепло-
обменника;
пониженный КПД на номинальном режиме по сравнению
ГТУ при одинаковых параметрах рабочего тела, что обуслов-
лено сложностью коммуникаций и неизбежностью утечек в усло-
виях эксплуатации.
Рабочее тело ЗГТУ. Закрытый цикл установки позволяет
выбирать в качестве рабочего тела наряду с воздухом и другие
среды, инертные газы (Не, N), водород, соединения фреона (на-
пример, SFe), пары жидких металлов (натрия, калия, ртути) и др.
Целесообразность применения того или иного рабочего тела опре-
деляется его физическими свойствами.
Важным показателем рабочего тела ЗГТУ является критиче-
ская температура Ткр. Для рабочих тел с Гкр ниже минимальной
температуры цикла возможна организация лишь газового цикла.
В связи с этим водород, азот и инертные газы образуют газовые
циклы (рис 1.55, а). При использовании в качестве рабочих тел
низкокипящих веществ обычно организуется газожидкостный
цикл, при котором процесс повышения давления происходит
в жидкой фазе, а процесс расшире-
ния — в газообразной (рис. 1.55, б).
Значительное различие между макси-
мальной и минимальной температурами
в газожидкостном цикле позволяет
иметь высокую степень регенерации.
Существенное влияние на характе-
ристики ЗГТУ оказывают показатель
адиабаты k и удельная теплоемкость
Гр (рис. 1.56) |451. Оптимальная
Рис. 1.56. Показатель адиа-
баты и удельная теплоем-
кость ряда газов
1‘ис, 1.55. IJ •. тьные газовый (с) и газожидкост-
ный (б) циклы ЗГТУ
степень повышения да-
вления JtKOpt в цикле
с ростом k понижается.
Значения JiKopt для раз-
личных газов приведены
в табл. 1.5 [45].
Выбор рабочего тела
ЗГТУ определяет удель-
ную работу установки,
а следовательно, и ее га-
баритные размеры. ЗГТУ,
работающие на инертных
газах, имеют наибольшие
значения удельной рабо-
ты. Уменьшение массы
рабочего тела, циркули-
рующей в цикле при за-
данной мощности, — до-
стоинство таких ЗГТУ.
Некоторые показатели
ЗГТУ, работающих на
различных газах, приве-
дены в табл. 1.6 [471.
Окончательный выбор ра-
бочего тела ЗГТУ про-
изводят на основании ре-
зультатов технико-эконо-
мического расчета.
Атомные ГТУ. В атом-
ных установках с газо-
Таблица I б
Оптимальные параметры ЗГТУ
при работе на различных газах
Пара- метр Газ
Не, Аг н4 н. СОЛ SF.
k 1,67 1,415 1,П 1,2'5 1 Ал
cpdcpr 1.0 0.’:*5 0,1'22 од 0,7 Г2
пк opt 2,8 4Д2 д я 10,3 560
"кор. 3,77 6,55 7 22 14 ЗЫК»
Таблица f.fi
Характеристики турбомашин
и теплообменных аппаратов ЗГТУ
при работе на различных газах
। Показатель Откоси тел.. 1»>е вдиым» 1 ; Я
Не N. СО.
Число с компресгора турбриы Частота вращения тур. С с ,-жпрс- 1 ООт,ем тепло'1 - ни- ка 1,33 2,7 0,2 0,1 1,0 1,39 1,7 0,65 1.85
охлаждаемым реактором
целесообразно использовать ГТУ, работающие по замкну-
тому циклу, с регенерацией теплигы по ле турбины, Резуль-
таты анализа эксплуатации атомных установок (АГТУ) [19,
86 и др. ] позволили выявить наиболее перспективные их тепловые
схемы, к которым относятся одновальные установки с расшире-
нием без промежуточного перегрева и ежа ля, с промежуточным
охлаждением или без него. Особенность АГТУ - влияние ее
термодинамических параметров на п г:«сгы.-«-л ня в oeai горе,
поэтому уже на первом этапе проектиронания оптимальные
параметры установки следует определять при совместном рассмо-
трении процессов тепловыделения в реакторе и генерации полез-
ной работы. В целях получения более точных данных необходим
системный подход при расчетах показателей AI ТУ, учитываю-
щий работу ядерно-энергетичес и |>й сиг итолливно! i цн хла.
Важный показатель АГТУ — вырабатыв "ая мищьисть, зна-
чение которой определяют с помощью чледлтешн cet................ «Г
[86]:
73
Рис. 1.57. Оптимальные пагфиетры (а) и основные показатели (б)
АГТУ при гелиевом тенли^эсителе и дт — т]к = 0,86, Тв =
= 293 К, Ц = 0,9
АГТУ| ------— без промежуточного охлаждения газа оря сжатии;
— — — с промежуточным охлаждением
для АГТУ без промежуточного охлаждения при сжатии
ЛГ,Л = А {[Т5Р - 0,5 (1 - р) Гв (1 + Йк/Чк) -
- 0,5Г„ (1 + н) (1 -K’h) х
X (тЛгЧт - тм^к)\1{та [1 - р(1 - НЛ)\ -
-(1-н)Тв(1 + лк/т1к)И».г; (1-119)
для АГТУ с промежуточным охлаждением при сжатии
лгэл = A {rsp - 0,5 (1 - Р) - 0,5Гс [1 + р (1 - Яъ)]} X
X (ТаНтт\? — ТцЯкнд/'Пкнд — Тв//квд/^квд)/{То [1 —
- р(1 - 77^)1 ~ 7V(1 - р)} т]ы. „ (1.120)
где A = {kRko, TiPp)/(0,5 -Ь я2) — постоянный коэффициент,
характеризующий процесс тепловыделения; kR — коэффициент
неравномерности тепловыделения по радиусу реактора; £0. т —
коэффициент теплоотдачи от оси ТВЭЛ к теплоносителю (рабочему
телу); Fp — площадь поверхности теплообмена ТВЭЛ; р — по-
стоянная для данного реактора величина; 7ор — предельная
температура ТВЭЛ; Тв и Та — температура газа на входе в ком-
прессор и турбину; Т'в и Т'г — температура газа на входе в КВД
и на выходе из него; г)м.г — коэффициент, учитывающий меха-
нические потери и потери в генераторе.
Параметры АГТУ определяются предельной температурой
центра ТВЭЛ. При использовании гелия в качестве рабочего тела
эту зависимость иллюстрируют кривые на рис. 1.57 [861.
74
1.13. Основные показатели
современных стационарных ГТУ
Основные 1_.-_пичес1--2 параметры и показатели некоторых
мгспл) гггирусцых, находящихся в производстве и проектируемых
ГТУ (от< чествеппых и зарубежных) приведены
। ь 1 1.7 и 1.8. Как следует нз данных этих таблиц, стационар-
1 I. ’ Г ГУ выполняют преимущественно по простой тепловой схеме,
j • тем имеются отдельные ГТУ по усложненным тепловым
т. е. с использованием промежуточного охлаждения при
пр л« суточного подогрева в процессе расширения и
шии ‘1" '1и теплоты уходящих газов.
Г • - рту по простой тепловой схеме,
и , "in • и’ ч1с шств< и, что она позволяет в наибольшей
• । pta.ii >вать такие органически присущие газотурбин-
и щигателю положительные свойства, как малые удельные
'"'затраты, хорошая маневренность, надежность и простота
. if (я, во ' жность полной автоматизации ее работы
пл зп! а также малая потребность в охлажда-
1‘1|Ц1 Й I 1,1.1:.
>,«. 'Нн свой» гва имеют большое значение для широкого
'•ici я стационарных ГТУ при использовании энергетических
•чр,,: । ч? ”ггЯ покрытия пиков электрической нагрузки и аварий-
j.... р : -| крупны^ энергосистем, всережимпых автономных
в от , - । районах. а таи . & в качестве меха-
• t пр" .........ов, электрогенераторов
। Unix in При ишпип шпловой схеме ГТУ могут
рзтлични».! взаимное расположение основных элементов
>• |» . ,ров, камер сгорания, турбии, теплообменников, по-
1 1Я полезной нагрузки), связанных между собой механи-
>1 ги иди пл нгугоку ррГитоегО ТСЛЗ, Т Р ВЫПОЛНЯТЬСЯ ПО рЗЗЛИЧ-
и ’ пин ip, . гивным । •. _-лам.
'' ' с принятым международным стандартом ИСО
I ' уется следующая классификация типовых конструктив-
ных о л ГТУ.
11 - '-а 1 ^днопальная ГТУ простого цикла с возможной
жп» р fj группы на дви-три ступени сжатия
(рпс I 58. а).
' • 2 лдновяльная ГТУ с регенерацией теплоты ухо-
пент в и \»ic <ой ра бивкой компрессорной группы
. bi шого-двух промежуточных охладителей
' И- I , б)
( ' • а 3 — двухвальная ГТУ с разрезным валом^ свободной
' турбиной (для привода полезной нагрузки) и устрой-
пггя подготовки рабочего тела (газогенератором). Газогене-
। • жно компоновать из одного или нескольких компрессоров
1гия раб< • его ia. устройства для его подогрева (камеры
•л или •' орячего* 1С11л<1пбм-чк1яка) и одной или нескольких
75
Основные показатели стационарных газотурбинных
Завод-изго- товитель, модель Год начала выпуска, состоя- ние Экономические показатели Типовая конструк- тивная схема Степень сжатия Расход воздуха, кг/а Частота враще- ния си- лового вала, об/мин
Мощ- ность, МВт кпд,
ЛМЗ: ГТ-100 1970 91 27,0 4 22,3 5 427 нергетиче
ГТ-100М 1980 105 28,5 4 28,5 460
ГТЭ-150 1989 157 31,0 1 13 630
ГТЭ-200 Проект 185 32,6 1 15,6 630 3000
ХТГЗ: ГТ-35 1972 32 23,8 1 6,5 215
ГТ-45 ПП 55 28,0 1 7,8 271
НЗЛ; гтк-ю 1968 10 29,0 36 4,32 86,2 Привод 4800
ГТН-25 1976 30 29,0 Зг 12,5 176,5 3700
УТМЗ: ГТН-16 1984 16 29,0 За 11,5 85 6500
ГТН-25 ПП 25 31,0 За 13 103 5500
У с л в н ы е обозначения} ПП =— подготовка производства; В — вы
Основные показатели стационарных газотур
Фирма-изготовитель (страна), модель Год напала про- изводства Режим Назначение ГТУ Типовые кон- структивные схемы й и л к <и к ф й is
базовый пиковый
Мощ- ность, МВт С W B'S F с "И sSs кпд, %
«Дженерал Электрик» (США): М5001 М7001В М7001Е М9001В М9001Е М2500 «Вестингауз» (США): W251G/R W501G 1978 1970 1977 1978 1980 1979 1980 1980 25,4 61,8 76,9 85,2 109,3 20,1 40,2 96,4 27,9 31,8 32,2 31,1 31,9 35,9 30,3 32 27,1 69,1 83,3 94,4 118,5 43,6 104,2 28 32 32,3 31,4 32 30,4 32,3 Э, Пр 1,3а 10,1 9,8 Н,7 9,4 11,6 18 14 14,2
э 1 Зг 1,3а 1, За
Э, Пр Э, Пр
76
Таблица 1.7
установок отечественного производства
Температура гвза, К Степень регене- рации Число и тип камер сгорания Число ступеней Габаритные размеры (дли- на х ширина X Xвысота), м
ДО тур- бины за тур- биной турбины компрес- сора масса, г
гкив Г 973 ТУ 670 12/12БС 3 + 5 13+8 650 24X6X6,6
1093 661 — 12/12БС 3+ 5 13+8 625 24X6X6,6
13/3 803 — 14БС 4 14 346 14X5,26X4
1523 823 — 14БС 4 16 — —
1043 2В 4 14 250 10,6X3,6X3,4
1173 745 — 1К 4 16 302 —
нмв Г'1 1053 ГУ 768 0,70 1Б 1+ 1 10 130 9,72X4,3X3,3
1173 660 — 1К 1+1+1 7 + 7 162 13,8X3.4X3.7
1173 723 1К 2+ 1 15 76 13,6X3,2X5.2
1293 753 — 1К 2+ 2 14 135 —
।.спая КС; BG — блочно-секционная КС; К — кольцевая КС.
Таблица 1.8
Лииных установок зарубежных фирм
I Расход воэду- 1 ха, кг/с Частота враще- ния силового вала, об/мии Температура газов, К
до тур- бина я mlg
3600
122 5105* 1281 755
248 3600 1278 780
Я9 3600 1365 795
345 3000 1278 780
401 3000 1365 785
67 3600 1458 776
159 5400 — 815
374 3600 1365 793
Число и тип камер сгора- ния Число ступеней Мас- са, т Г абаритные размеры (дли- на х ширинах Xвысота), м
турбины ком- прессо- ра
2 181 23,5X3,4X3,7
10БС 3 266 21,4X3,9X4
3 1/ 266 21,4X3,9X4
14БС 3 295 25,3X4,6X5,8
14БС 3 295 25,3X4,6X5.8
1К 2+ 2 5+12 47 9.3X3.4X3.3
8БС 3 19 98 12,4X3,7X3,7
14БС 4 19 143 11,6X5,7X4,4
77
Фи рма-и зготопитель (страна), модг-ль ••'IT hf. ,,в1. J 00»С ‘ - Pv •Uli Е ч F. s&g •tufi S
W1101 (TG50) MW701G «Броун-Боьсри» (Швей- цария): 11В 11D 13В 13Е «Сталь - Л а валь» (Ш не ция), GT200 «Крафтвер ку пион» (ФРГ): V93.2 V94.0 V94.2 «Мицубиси» (Япония), AGTJ-100 «Роллс-Ройс» (Англия), RB-2I1-24 «Купер- Бессемер» (США): Коберра-261 с LM2500 Коберра-1«2 *** (с ГТД RT-48-AV-101) * Для приводной Г * * Перед ТНД. С промышленным Условные обо 1'>4 l'j?l ILA3U ih-5 1977 1'176 1‘174 IW4 1934 1978 1979 1979 ТУ вариа н а ч 100 12? 71',5 Hi’ 76,2 91 130,6 122 23,5 19,5 13,5 нтами а НИЯ 31,1 31’ И ,J И 33,1 211Л 30.9 39 33,5 36 виациог ГТУа К s 140 7Н.9 Th,9 97 9 141,9 24.5 ных ГТ — эне] 3' .4 $2.2 22 32,3 33,7 29,9 31,4 32,3 33,9 Д в ка>, гетичес Э Пр Я- П] 1 1 Яг 1Z И 11 И 1 1 ,н 1 . ш 9.5 9.11 10,5 55,7 19,2 13 1 ттор-*». ДНам.
турбин, используемых как привод кдиприо ороп В ивисимости 1
от конструктивной гх-;:«ы газогенератора пена 3 и -*? быть
в нескольких вариантах.
В варианте схемы За (рис. I 58, в) га п;генератор выполнен
по простой конструктивной схеме В варианте 36 (рис. I 58, г)
рабочее тело подогревается в специальном («горячем") теплооб-
меннике за счет передачи теплоты от вно1пнего источника. В ва-
рианте Зв (рис. 1.58, д) read -лерагор кр< ле перечисленных ме- I
ментов включает регенератор. В варианте Зг (рис. 1.5-8, ) г ио г» - I
нератор выполнен в виде двухвалыюго тур^ркомпр« 1 гори ого
блока, В котором каждый ИЗ Компрессором ирмНо.м.Т'СЯ Во лрапц:-- 1
78
Продолжение табл. 1.8
« о. и Частота враще- ния силового вала, об/мин Температур газов. К Число И тип камер сгора- ния Число ступеней Мас- са, о? Габаритные размеры (дли- нах ширинах X высота), м
^3 я НЮ о W К ИЮ турбины ком- прессо- ра
Ч.'З 149 17 '."’0 ж 1 110 44 67 75,6 3000 3000 3600 3600 3000 4800 5200 1340 1370 1123 1293 1143 1343 1275 1253 1123 1323 1573 1444 ** 1160 778 797 793 768 727 773 863 885 763 763 730 18БС 14БС 4 20 19’ 17 17 18 18 7+ 9 17 16 16 10+ 16 7+ 6 8+ 8 17 160 190 165 165 270 270 125 228,2 302,1 280 19 35,5 66,5 14,2X4,3X4,5 12,5X5,2X5,2 11,2X7,2X5,1 11,2X7,2X5,1 14,5X4,6X9,8 14,5X4,6X9,8 11X3,2X3,2 15X11X8 16X12X9 18X12X9 6,5X4X3,9 5,8X2,8X2,8
1В 5
8БК 2В 1+1+2 4
10+ 12 1К 2+ 2+ 4 1+1+3 6+3 3+ 2
ние самостоятельной турбиной, а внешний потребитель—си-
ловой турбиной СТ.
Схема 4 — двухвальная ГТУ с блокированной силовой
турбиной и свободным турбокомпрессорным валом (рис. 1.58, ж).
Схема 5 — одиовальный нли двухвальный (с разрезным
валом и отдельной силовой турбиной) газотурбокомпрессорный
агрегат с использованием энергетического потенциала, отбирае-
мого для производственных нужд рабочего тела (сжатого воздуха
или горячего газа) (рис. 1.58, е).
Из данных табл. 1.7 и 1.8 следует, что наибольшее распро-
странение в стационарных ГТУ (как эксплуатируемых, так и
79
КС
Г гл
w—Ц F г ©
ксвд
Рис. 1.58. Типовые конструктивные еггемы ГТУ
НУ — нагревательное устройство; ПСВ — подогреватель сетггой воды; КУ — котел-
утилизатор
проектируемых) получили типовые конструктивные схемы 1 и 3.
Максимальная единичная (полезная) мощность энергетических
ГТУ достигла 130—143 МВт при работе в базовом режиме. На-
блюдается тенденция к дальнейшему увеличению единичной мощ-
ности энергетических ГТУ до 160—200 МВт за счет соответству-
ющего повышения начальной температуры газа и расхода воз-
духа. Для приводных ГТУ единичные мощности агрегатов не-
сколько меньше и составляют 16—25 МВт. Наибольшие значения
КПД эксплуатируемых стационарных ГТУ достигают 32—34 %.
В перспективе следует ожидать дальнейшего увеличения эконо-
мичности ГТУ (до 36—38 %). Удельные металлозатраты для
лучших образцов современных стационарных ГТУ составляют
1,6—2 кг/кВт. Этот показатель бугот уменьшен в будущем до
1,4—1,5 кг/кВт.
Для стационарных ГТУ с использованием в качестве газогенератора авиа-
ционных ГТД удельные мет ллоз граты еше -ьи< (до 1,2—1,3 кг/кВт).
Постоянный технический прогре ди^чарного газотурбо-
сгроппми базируемся как на юн /ше ми и емн ратуры
80
цикла и массового расхода рабочего тела, так и иа аэродинами-
ческом совершенствовании проточных частей турбомашин и эле-
ментов газовоздушного тракта ГТУ. Решающую роль в быстром
совершенствовании конструкции стационарных Г ГУ сыграл повсе-
местный переход к блочному принципу проектирования мощност-
ного ряда агрегатов на основе всесторонней отработки исходного
образца (прототипа) [14]. В перечень таких блоков (модулей)
обычно входят;
блок турбомашин (компрессоров и турбин), монтируемых на
общей фундаментной раме, одновременно используемой в ка-
честве маслобака.
Этот блок включает все трубопроводы (коммуникации) для подачи масла,
< стряпающего воздуха, проводники контрольно-измерительной аппаратуры;
блок выносных камер сгорания.
При блочно-секциоиной или кольцевой конструкции камер сгорания они
охглат в состав блока турбомашин;
блок пускового устройства с зубчатой передачей и соедини-
гельной муфтой на общей раме;
блок полезной нагрузки (электрогенератор, центробежный
нагнетатель, насос и т. д.), устанавливаемый на отдельной или
' идей с блоком турбомашин фундаментной раме;
комплексное воздухоочистительное устройство (см. в гл. VIII);
блок выпуска из газовой турбины, объединяемый с устройством
для шумоглушения и иногда с регенератором;
блок системы автоматического управления;
наружная обшивка;
блок вспомогательного оборудования (масло- и воздухоохлади-
। кли, топливные и масляные фильтры предварительной очистки
и т. д.).
ГТУ малой и средней мощности (до 25—50 МВт) компонуют
из меньшего количества блоков (до 3—4). В единый блок в них
включают, наряду с турбомашинами, также кахмеры сгорания,
потребители полезной нагрузки и пусковое устройство.
Переход на блочный принцип проектирования предусматри-
вает возможность взаимозаменяемости отдельных блоков (мо-
" лей) при ремонтах ГТУ и применение прогрессивных методов
। борки, транспортировки, монтажа, обслуживания (контроля
конического состояния и ремонтов). Отдельные блоки и вся
установка проходят испытания под нагрузкой на заводе-изгото-
игттеле с устранением выявленных дефектов и неисправностей.
На место монтажа отдельные блоки транспортируются в собран-
ном и укомплектованном состоянии (на раме или в жестком кар-
K i.ie), при этом сам монтаж сводится к минимальному количеству
операций, связанных с установкой силовой рамы на фундамент-
ную плиту, подсоединением коммуникаций для подачи масла,
топлива, всасывания и выпуска из ГТУ питания для собственных
нужд, подачи полезной нагрузки и т. д. Ремонт ГТУ при блочном
81
82
Рис. 1.59. Турбокомпрессорные группы (блоки) энергетических ГТУ: а — ГТЭ-150 ЛМЗ; б— V-94 фирмы KBU; в —
GT-200 (FT-50) фирмы «Сталь-Лаваль юнион технолоджи»
Рис. 1.60. Турбокомпрессорные группы (блоки) приводных
их исполнении ограничивается профилактическими операциями
с последующей заменой дефектных узлов (блоков). Консервацию
оборудования блочных ГТУ для их транспортировки производят
с применением специальных антикоррозионных покрытий по-
верхностей, герметизации внутренних полостей путем заполнения
их инертной средой (например, азотом).
84
ГТУ: а— ГТН-25 НЗЛ; б — JR-240 фирмы «Ингерсол-ранд>
На рис. 1.59 и 1.60 приведены турбокомпрессорные группы
некоторых современных отечественных и зарубежных стационар-
ных (энергетических и приводных) ГТУ, спроектированных с ис-
пользованием блочного принципа. На рис. 1.61 показан блок
турбомашин ГТУ типа ГТЭ-150, подготовленный для транспорти-
ровки по железной дороге. Типовая компоновка блочной ГТУ
85
Рис. 1.61. Турбокомпрессорный л . ГТЭ-3rj' ЛМЗ на • •
Рис. 1.62. Компоновка блочной энсогетнчсекгй ГТУ мощностью 60—
130 МВт фирмы КВ U иа электростанции
1 — ГТУ: 2 — камера сгоглиня: 3 — электо< ег к 4 — и vi i| <ль..
Б — шумоглуппщие ус<гп-._ ,.i; о - < г ..j -п, - <
86
мощностью 60—130 МВт на электростанции дана на рис. 1.62 [511.
Дальнейший ускоренный прогресс в стационарном газотурбо-
строении связан с расширением и углублением блочного прин-
ципа с широким использованием моделирования исходного про-
тотипа при создании мощностного ряда ГТУ, когда возрастание
единичной мощности последующего типоразмера достигается в ос-
новном за счет последовательного повышения начальной темпе-
ратуры газа по сравнению с прототипом и в меньшей мере за счет
увеличения степени сжатия н массового расхода воздуха компрес-
сора при сохранении исходных габаритных размеров ГТУ. Для
проектируемых стационарных ГТУ (см. табл. 1.7, 1.8), изготовле-
ние головных образцов которых намечено на ближайший период
(1990—1995 гг.), этот уровень, соответствующий Тг = 1600ч-
4-1700 К, будет реализовываться путем внедрения уже освоенных
марок жаропрочных материалов и систем воздушного охлаждения
таких ответственных деталей, как лопаточный аппарат, диски и
некоторые детали статоров газовых турбин, пламенные трубы
камер сгорания, горячие газоходы.
Дальнейшее повышение Тг (до 1800—1900 К) потребует
предварительного проведения исследований как в области
создания новых форсированных систем охлаждения (в том числе
водяных), так и разработки новых жаропрочных сплавов и ком-
позитных материалов.
Глава II
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
11.1. Газодинамический расчет одномерного потока
в турбинной ступени
Основные определения и исходные теоретические положения.
Турбины в ГТУ представляют собой турбомашины, в которых
избыточная тепловая энергия газообразного рабочего тела по-
стадийно преобразуется в механическую энергию вращающегося
ротора. Вначале в сопловых лопаточных венцах (аппаратах)
турбины часть избыточной внутренней тепловой энергии (потен-
циальной) переходит в кинетическую энергию потока газа, а за-
тем в рабочих венцах (колесах) за счет силового взаимодействия
потока с лопатками специальной формы, сопровождающегося
изменением количества движения, его энергия (кинетическая и
потенциальная) частично преобразуется в механическую энергию
вращающегося ротора (вала) турбины.
Последовательно расположенные сопловые и рабочие венцы
называют турбинной ступенью. Совокупность отдельных ступеней
турбины образует ее лопаточный аппарат, а вместе с входным,
выходным и промежуточным аэродинамическими устройствами —
проточную часть турбины.
В зависимости от направления движения рабочего тела в ме-
ридиональной плоскости сечения проточной части газовые тур-
бины подразделяют на осевые и радиальные. В практике сгацпо-
нарного газотурбостроеиия повсеместное распространение полу-
чили осевые турбины. Радиальные, преимущественно центростре-
мительные, турбины нашли применение лишь в газотурбинных
установках малой мощности (транспортных и специального назна-
чения). Проектирование лопаточного аппарата газовой турбины
представляет собой один из наиболее сложных и ответственных
этапов создания газотурбинной установки и базируется на ком-
плексном подходе к обеспечению высокой экономичности рабочего
процесса и конструктивной прочности лопаток в условиях экс-
плуатации .
Газодинамический расчет лопаточного аппарата турбины осно-
ван иа следующих основных законах механики газа: сохранения
массы, изменения количества движения, сохранения энергии
88
(т. е. первый и второй законы термодинамики). Указанные законы
в их общей форме могут быть описаны следующим образом:
уравнение сохранения массы (неразрывности)
dpldt + р div с = 0; (П.1)
Уравнение количества движения
р dcldt = pF + Div Р, (11.2)
где F — плотность распределения объемных сил в газе; Р —
тензор напряжений;
уравнение динамики движения вязкого газа в форме Навье—
Стокса [41]
р dc/dt — pF — grad [р ф- (2/3) р div cl + 2Div (pS), (II.3)
где S — тензор скорости деформации;
уравнение сохранения энергии в движущемся газе
р V +с'/2) = PFC + +
-| div f 2|jzS—[icdivc 4~-^-gradi) . (II.4)
Система уравнений (П.1)—(П.4) записана при следующих
допущениях:
рабочее тело — газ является совершенным, т. е. подчиняется
закону Клапейрона—Менделеева
р/р = RT; (II.5)
газ подчиняется обобщенному закону Ньютона, связывающему
напряжение трения и скорость деформации в вязком газе, причем
характеризующий вязкость коэффициент р = / (Т);
теплоемкости газа ср и cD, а следовательно, и показатель изо-
энтропы k = ср1с0 не зависят от Т\
коэффициент теплопроводности газа X связан с р и ср соотно-
шением рср/Х = const.
Система уравнений (II.1)—(П.4) является замкнутой и прин-
ципиально может быть решена при задании соответствующих
граничных и начальных условий.
Применительно к рассматриваемому случаю — газодинамиче-
скому расчету потока в проточной части турбины — решение
указанной системы в конечном виде пока нереализуемо, поэтому
необходимо вводить дополнительные допущения ври сохранении
основных закономерностей, характеризующих поток газа в тур-
бине.
I. Допущение об идеальности рабочего тела (газа), в соответ-
ствии с которым в нем не возникает касательных напряжений, для
потока в центральной области проточной части турбины, где по-
теря располагаемой работы, обусловленная вязкостью, относи-
89
тельно мала, позволяет получить в конечном виде основные за-
висимости между параметрами потока, расчет по которым дает
достаточно хорошую сходимость с экспериментом.
В соответствии с допущением об идеальности газа уравнения
(П.З) и (П.4) будут иметь следующий вид: уравнение динамики
в форме Эйлера:
^- + (cVc) = — -i-gradp + F; (П.ба)
в форме Громеки—Лэмба:
+ grad (с2/2) 4-rotcxc =--i-gradp + F. (II.66)
Для наиболее реального случая — баротропного движения,
т. е. когда Р (р) = J dp/p, а объемные силы в потоке газа имеют
потенциал F = —grad-77, уравнение динамики (П.ба) принимает
вид
dc/dt + grad Е + rot с X с = О, (II.6в)
где
р
Е = с2/2 + J dp/p + П.
₽о
Уравнение сохранения (баланса) энергии:
Ap+4)=fc+J_^+9. (П.7)
При движении реального газа через проточную часть турбины
из-за проявления сил трения, обусловленных вязкостью, часть
вырабатываемой механической энергии преобразуется в теплоту.
Указанный процесс, хотя и является необратимым, в случае,
когда силы трения относительно малы, условно, но с достаточной
для практических целей точностью может быгь описан политроп-
ным, т. е. обратимым, процессом расширения идеального газа
с подводом извне соответствующего количества теплоты qv, экви-
валентного теплоте работы трения с показателем политропы
n < k [131.
В краевых областях потока, например у периферии и корня лопаточного
аппарата проточной части, где проявление вязкости становится уже ощутимым,
принятие допущения об отсутствии касательных напряжений является неравно-
мерным, и здесь необходим принципиально иной подход к построению расчетных
зависимостей между параметрами погона (например, на основе теории про-
странственного пограничного слоя или использования полуэмпиряческих фор-
мул).
В этом случае уравнение (II.7) будет иметь вид
d (J: + -£-)/ di = Fc + -Ь dpjdt - dqjdt. (Ц.8)
II. Допущение об установившемся движении газа, когда его
основные параметры (масса, количество движения, энтропия и
90
т. п.) не изменяются во времени, позволяет исключить в исходной
системе уравнений (II.1)—(II .8) члены, содержащие производ-
ные dfdt.
Ila различных стадиях проектно-конструкторских разработок
проточной части стационарных газовых турбин возникает необхо-
ють в г__ 'динамических расчетах, связанных с решением двух
раддичнык типов задач:
< ратная задача — газодинамический расчет лопаточного аппа-
I 1 при ? н 1анных масс ом расходе и начальных параметрах
I чсп тел распола! аемом тепловом перепаде, основ-
1 • габтритныл размерах и частоте вращения ротора тур-
бины;
прямая задача — проектировочный или проверочный газоди-
j иич( дий расчет параметров потока газа через лопаточный
«пит.. .и турбины при заданных ее геометрических размерах и
। » л па ж, частоте вращения ротора и соответствующих
1рлничных условиях
Однпкр лаже с использованием сделанных выше допущений
и очно । решен» как прямой, так и обратной задачи
чя . ‘рного (пространственного) потока газа в общем виде
не представляется возможным из-за значительных математических
,, дпостей. В связи с этим для каждого конкретного случая пря-
ой и в особенности обратной задачи необходимо численное реше-
|н< см । ы ’-ра. нений (II. 1)—(II.8) с использованием ЭВМ, что
значит! |ьиых затрат времени и квалифицированного
1 По ука »анной причине на практике, особенно на иачаль-
iax пр< оптирования, широкое применение находят меиее
1 очные, по более простые методы газодинамического расчета
||рм?очной части турбины (например, методы расчета одномерного
н и двумерного потока газа в межвенцовых зазорах ступеней),
краткое изложение которых приводится ниже.
Одномерный поток сжимаемого газа. При изоэнтропийном
(а Ь/аблтипм обратимом) течении одномерного потока газа с уче-
• б э идеальности и установившемся процессе
пая система уравнений (II.1)—(П.8) записывается
в c.'ir. 1.ующ€.-д виде:
уравнение неразрывности pfe = G;
уравнение состояния р/р = RT’,
равне ше сохранения энергии t + с2/2 = const;
урдзне» 1 процесса изменения состояния р/р* = const.
< истемт этих уравнений является замкнутой, т. е. достаточной
\.|Я расчета процесса течения идеального газа в канале произволь-
ной формы, при заданных параметрах на входе (ро, р5, То, «о)
и cthi . не г денения площади поперечного сечения ка-
п. ла / по ею длине. При расчетах процессов течения используют
п чрезмерные газодинамические характеристики: число Маха
М — с.а где а — (dp/dp)1'- = ]/ kRT, и число X = c/ojtp, где
91
сКр = Vr2kRT5/(k + 1)> связь между которыми выражается
формулой
, _ Л Г (fe+I)/2 м
V 1 —[(/?—1)/2JM2 т-
Функциональные зависимости между параметрами изоэнтро-
пийного потока и числом X называются газодинамическими функ-
циями и выражаются формулами:
^- = т(Х)=1-^'х2; (II.9)
4 = П (К) = (1 - х//<М); (II. 10)
4 = е (X) = (I - /4 Д'"’'1; (пл 1)
Ро \ R -ь I /
~ /(ф)„р - (.—) Хв(Х)- <пл2)
Численные значения газодинамических функций т (1), П (X),
е (X) и q (К) даны в работе [2]. Зависимости между параметрами
изоэнтропийного потока газа и числом М имеют вид:
Д = 1+Ц^Ма; (11.13)
£=(1 (11.14)
т = (1+^г1м2)1да'1>: (И-15)
= /4м/(1 +L/m°)“‘-I),; (11.16)
-¥1=/4м/(1+^ма),/2- (ПЛ7)
Численные значения этих функций приведены в работе [2].
Адиабатное необратимое течение характеризуется, как ука-
зано выше, проявлением сил вязкости газа при отсутствии внеш-
него теплообмена, в результате чего часть располагаемой кинетиче-
ской энергии затрачивается на работу трения, эквивалентную
некоторому количеству теплоты qx [см. уравнение (11.8)1. Для
установившегося процесса течения в системе уравнений газоди-
намики уравнение неразрывности и уравнение сохранения энер-
гии будут по форме идентичны таковым для процесса изоэнтропий-
ного установившегося течения газа; уравнение процесса течения
92
может быть записано в виде plpn= const, где гг — показатель
политропы для обратимого процесса расширения газа с подводом
ог внешнего источника некоторого количества теплоты^. Однако
текущие параметры потока р, Т, с будут отличаться от подсчи-
танных для политропного процесса расширения, поскольку по-
тери кинетической энергии не равны работе сил трения, обуслов-
ленных вязкостью, из-за превращения части этой работы в тепло-
вую энергию, сообщаемую потоку газа и повышающую его потен-
циальную энергию.
С достаточной степенью точности необратимость адиабатного
процесса расширения газа можно количественно оценить с помощью
коэффициента и = &Т/&Тпз, где А 7 — действительное, а &Тпв —
изоэнтропийное уменьшение температуры от заторможенного со-
стояния газа:
ДГга = [1 - (p/pS)‘*“I,/fc] т'о; (П.18)
тогда для рассматриваемого случая зависимость (11.14) запишется
в виде
Г1 1 м2
Р 2х 1 4-(ft— I)M2/2j
а зависимость (11.16) — в виде
(11.19)
fPl
= 1/ _L М (1 №¥/2 +____ 1
(11.20)
При режимах течения потока, когда его параметры с, р, Т
достигают критических значений или превышают их, возникают,
как правило, скачки уплотнений, т. е. значения указанных пара-
метров меняются скачкообразно на коротком участке, имеющем
протяженность адиабатного пути пробега молекул.
Прямой скачок возникает перпендикулярно потоку движу-
щегося газа. Зависимости между параметрами газа после скачка
(индекс 2) и до него (индекс 1):
Рг/Pl = 2fcM? (k - 1) - (fc - l)/(fc + 1); (11.21)
><^м?/(1 +^м?)]/((II.22)
= (П.23)
Ж-О-! • <П-24)
93
Численные значения этих функций даны в виде таблиц в ра-
боте [2].
Косой скачок характеризуется тем, что фронт его of ^ется
под некоторым углом =7^90° к направлению потока за । сти
между давлением и плотностью до и после косого ег.эчка:
Pi V—1 Pl )/\k— 1 J " V Pl )
(II.25)
P2/P1 = tg T./tfi Ta = tg Tl/tg (Tl — e). HI 2 )
где Yi и y2 — углы между фронтом косого скачка и направлением
потока до и после скачка соответственно; е = ft — ft (рис. II. 1).
Из формул (11.25) и (11.26) можно определить < ш изве-
стны Mj и угол е. Практически удобно для указанной и/ 1И ис-
пользовать графическую зависимость между и р иную
приведенной на рис. П.2 [78].
Поток в турбинном сопле. При увеличении распс
теплоперепада путем снижения противодавления за од- черным
сужающимся соплом скорость газа сх на выходе из Него будет
повышаться: = j/^io — При этом ветре ip и . • ивый
расход газа через сопло в соответствии с зависинисп. .
G -= fnaPomq (X)//То, (II 27)
где /вых — площадь поперечного сечения потока на выходе из
сопла;
т -V я G+1)
Когда отношение давлений достигает значения
Р1/Ро = [(^ + О/ЙГ*!'*'1’,
в выходном сечении сопла устанавливается критическая • рость
соответств у ющая
истечения сг =
хода. Отношение давлений
при этом называют критичес-
ким и Pi = pBPj
При дальнейшем снижении
противодавления рпр = рг < "
< Ркр поток за соплом вне-
максимуму J'jcvicoru р^с
Рнс. П.2. Злкн имп.'ть yr u ft
ОТ числа Mi ППИ пяяп .UJIL. г
Ченнях к
Рис. II. I. Схема косою
скачка уплотнений
94
6)
Рнс. П.З. Одномерные прямые сопла: а — сужающееся;
б — сужающееся-расширяющееся
1 - рх!Ръ' Ркр/о’: 3 - pi/pq ~р кр/ро: 8 - pilpa < pKp/₽S
запно расширяется, а расход остается равным G = Gmax. Если
площадь узкого проходного сечения одномерного прямого сужаю-
щегося-расширяющегося сопла (сопла Лаваля) (f = fmm) (рис. П.З)
равна fKp, причем в дальнейшем f/fKp > 1, то поток в расширя
щейся его части ускоряется до значений числа Мх I, опред
ляемого из формулы
При этом расчетное отношение давлений
(11.29)
Если противодавление рпр = Pi» подсчитанному по уравне-
н -ю (11.29), причем р11р > ркр, то в сужающейся части сопла
Лаваля поток будет ускоряться до = 1 (в сечении, где f =
- /кр)» а Б расширяющейся его части замедляться с увеличением
I. влеиия от ркр до plt т. е. расширяющаяся его часть в этом
случае будет работать как диффузор. При рпр < рх на выходе
из сопла Лаваля поток внезапно расширяется (см. рис. П.З).
При одномерном течении вязкого газа возникновение погра-
ничного слоя у стенки сопла приводит к тому, что средняя ско-
рость потока уменьшается, а средняя температура газа из-за
преобразования работы сил трения в данном сечении увеличи-
вается по сравнению с рассматриваемым выше случаем изоэитро-
пийного течения. По указанной причине в сечеиии сопла fmln
при Pi = ркр скорость потока будет меньше местной скорости
шука, т. е. при истечении с потерями fItp не совпадает с fraln.
Заменив условно адиабатный процесс истечения реального газа
через сопло политропным обратимым процессом с показателем п
при условии равенства количества подводимой к газу теплоты
(от трения и от внешнего источника), скорость потока в сече-
95
Рис. П.4. Схема расширения потока в
косом срезе сопла
нии fwln можно подсчитать по
формуле
с = (И-30)
а массовый расход в указанном
сечеиии — по формуле
С = ?(Л.)|*, (11.31)
1 К
где р — коэффициент расхода, равный отношению действитель-
ного расхода реального газа к расходу газа для случая изоэн-
тропииного его расширения при том же отношении давлений.
Максимальный расход газа через сопло
(J _ Q — Уш1пР0СТ
’-'гл ах ~ '-'кр — .-[*
]/Г0
(11.32)
Прямые сужающиеся сопла находят ограниченное применение
в газовых турбинах и используются в основном во вспомогатель-
ных агрегатах малой мощности. При установке оси сопла под
некоторым углом cq к оси турбины в выходной его части за сече-
нием соответствующем ширине горла а, образуется особый
участок АВС (рис. II.4), называемый косым срезом.
В подобных соплах при противодавлении рх ркр> поскольку
в точке Л давление газа практически мгновенно снижается до р1(
в то время как вдоль участка ВС оно уменьшается постепенно,
струя газа отклоняется от первоначального направлении, опре-
деляемого углом cq. Наблюдаемый при этом эффект аналогичен
внезапному расширению при обтекании сверхзвуковым потоком
угла FAE, причем точка Л является источником возникновения
звуковых волн.
Угол отклонения потока в косом срезе 6 в первом приближении
может быть подсчитан по формуле [1]
6 й? arcsin [sin ajq (к) ] — (П.ЗЗ)
которая дает значения 6, несколько меньшие действительных
в основном из-за иеучета влияния участка ВС косого среза на
формирование потока за критическим сечением АС. Более точно
угол б можно рассчитать по формуле, предложенной Г. Ю. Сте-
пановым [1]:
6 « 11X12____[1-Л(Х)/П(1)Р 180 п
° 2k П(к) Г 77 (X) ~]Ig 1 Я 9 Щ
77(1) |_ + 77(1) J
где П (X) = р/р' — газодинамическая функция [см. формулу
(11.10), которая позволяет получить наиболее близкую сходимость
с экспериментом для б -< 10° и тонких выходных кромок про-
филя ].
96
Исчерпание расширительной
способности косого среза насту-
пает, когда граничная звуковая
волна совпадает с фронтом
сопла АВ. При этом угол вы-
хода потока достигает предель-
ного значения:
«1пр ~ «I + бПр = arcsin (1/М?),
I де М* = М* щах соответствует
выходному сечению, а значение
предельного (максимального) угла
(нклоиения 6пр определяется фор-
мулой
Рис. П.5. Зависимости максималь-
ного угла отклонения н максималь-
ной приведенной скорости потока
в косом срезе от угла
бпр = arcsin
(k— 1) (siiia1)21t,-1)'(t4'1)
(k + 1) [1 - (sin a,) <*-»/<*+»>]
(11.35)
Минимальное давление pmin, соответствующее предельной
расширительной способности косого среза сопла:
й = Р0- (ГрТ)‘/“’1> <sln (31"«1)2W№+1’-
Примерные зависимости между бпр, П (^тах)> и щ при-
ведены па рис. П.5. При р! ptmin дальнейшее расширение
потока происходит за пределами косого среза сопла и сопровож-
дается волновыми колебаниями с образованием скачков уплот-
нения. При этом составляющая выходной скорости вдоль фронта
сопла остается практически пос оянной. Перерасширение потока
при Pnp <С Pi шт сопровождается дополнительными потерями,
вызванными как уменьшением полного давления из-за возника-
ющих скачков уплотнения, так и взаимодействием этих скачков
с пограничным слоем па стенках в выходной части сопла.
Основные геометрические параметры ступени турбины.
На рис. II.6 показана схема ступени осевой газовой турбины
(меридиональное сечение) с безбандажными и бандажированными
рабочими лопатками, где обозначены ее основные геометрические
параметры: DE.C; Dcp. с; DK.C — периферийный (наружный),
средний и корневой диаметры соответственно на выходе из сопло-
вого аппарата; Dn. р; Dcp. р, DK< р — периферийный (наруж-
ный), средний и корневой диаметры соответственно на выходе
из рабочего колеса; 1С — длина (высота) сопла на выходе; /р —
длина (высота) рабочей лопатки на выходе; бр — радиальный
зазор между вершинами рабочих лопаток (выступами бандажной
полки) и статором; 6б — осевой зазор между бандажной полкой
рабочей лопатки и сопловым аппаратом; s — осевой зазор между
лопаточными венцами; — угол меридионального раскрытия
4 П/р Л- В- Арсеньева и др.
97
Рис. II. 6. Схема ступени осевой турбнпга с рабочими лопатками: а —
безбандажными; б — бандажированными
(раствора) у периферийной (наружной) части ступени; — угол
меридионального раскрытия (раствора) у корневой (внутренней)
части ступени; 0—0; 1 1; 2—2 — контрольные сечения вдоль
оси турбины соответственно перед сопловым венцом, в межвен-
цовом зазоре и за рабочим колесом.
Плоскую решетку профилей лопаточных венцов турбипиой
ступени получают при ее рассечении коаксиальной цилиндриче-
ской (конической) поверхностью и последующем разворачивании
Рис. 11.7. Плоские решетки профилей лопаточных венцов турбинной ступени:
а — взаимное расположение сопловой н рабочей решеток; б — геометрические
параметры профиля в решетке
98
кого сечения на плоскость
(рис. II.7, а). Основными
i еомстрическпми парамет-
рами плоской решетки тур-
бинных профилей являются
(рас. II.7, б); В — осевая
ширина; b — хорда; t —
шаг; ру — угол установки
профиля в решетке; р1л —
Рис. 1L8. План (треугольники) скоростей
турбинной ступени
П\-'ЦНОЙ угол профиля ЛО-
НИ ки, образованный касательной к средней линии
(дужке)
и । । о вх >дцой части и передним фронтом решетки, рав-
ный (|31CD - р1Е)/2, где р1си и Р1в — углы, образованные каса-
и пьиымн к входной кромке, очерченной радиусом ту, со стороны
<-нинки и вогнутой части профиля соответственно; — угол
• .острения входной кромки, равный Picn— Рий Ргл — выходной
мол профиля лопатки, образованный касательной к средней
пиши профиля в его выходной части и задним фронтом решетки,
I 1ПИЫЙ (р2СП h Р»и), где Р2СП и р2и — углы, образованные каса-
п- 11.ИЫ1Н к выходной кромке, очерченной радиусом г2, со стороны
.цинки п вогнутой части профиля соответственно; <р2 — угол
i.'hiciрения ВЫХОДНОЙ кромки, равный р2в - - раы» гтах— ма-
। -нмальпая толщина профиля; хс — расстояние от передней
кромки до центра окружности, очерченной радиусом Стах» изме-
ренное вдоль хорды Ь; бл — угол отгиба, образованный каса-
к |ыюй к спинке профиля в горле и задним фронтом решетки;
• минимальный проходной размер между соседними про-
филями (горло) решетки. Для сопловых лопаток указанные
' I лы обозначаются обычно через а с соответствующими ин-
|<”,<С.1МИ.
Основные уравнения для определения работы и КПД турбинной
ступени. В сопловой аппарат турбинной ступени из камеры сго-
р|шия или предшествующей ступени поступает поток газа с опре-
I. лепным запасом избыточной тепловой энергии, характерпзуе-
м г значением полной энтальпии t'6, со скоростью со, давле-
нием р' и абсолютной температурой Тб. В каналах соплового
аппарата (сопловых решеток) часть избыточной потенциальной
। силовой энергии потока преобразуется в кинетическую, что
• опровождается уменьшением его статического давления и уве-
шчеппем средней скорости до значения сг.
11з соплового аппарата поток газа поступает на рабочие ло-
пятки с относительной скоростью tcy. В криволинейных каналах,
образуемых рабочими лопатками (в рабочих решетках), осуще-
гшляется поворот потока с изменением количества движения за
•чет изменения величины и направления скорости. Окружная
• оставляющая возникающей при этом сиды (силового воздействия
। । на лопатки) создает механическую работу на вращающемся
налу (окружности) рабочего колеса. Векторное изображение
99
плана (треугольники) скоростей для
соплового и рабочего венцов турбин-
ной ступени дано на рнс. П.8.
Уравнение неразрывности (расхода)
для одиночной турбинной ступени
в одномерной постановке задачи за-
писывается в форме
Gi = ро<Л = РЛГ1 = Рг<Л. (П.36)
а через газодинамическую функцию
ч (>•)
G/77W;) =
(11.37)
Рис. II.9. Рабочий процесс
в турбиииой ступени в is-
диаграмме
Для реального (необратимого адиабатного) процесса в тур-
бинной ступени удельная механическая работа hu по окружности
рабочего колеса будет выражаться формулой
hu — io — *'2 = СрТ о — срТ2 + (со — (II .38)
или
hu = и (с1и + c2u). (П.39)
В подобной ступени из-за потерь, обусловленных проявлением
вязкости, протечек рабочего тела через зазоры и прочего, вели-
чина hu будет меньше, чем в идеальной турбинной ступени при
изоэнтропийном процессе истечения идеального газа; hCT_ ив =
= to — г'гиз (рис. П.9). В связи с этим полная энтальпия ia
потока газа на выходе нз реальной-ступени должна быть больше,
чем 12 кз Для идеальной ступени, на величину указанных потерь.
Рабочий процесс в реальной турбинной ступени условно изобра-
жен в is-диаграмме на рис. П.9. С учетом изложенного скорость
истечения газа из соплового аппарата
ci = TQ из = <г (пло)
где <р = Cj/ci из — коэффициент скорости, характеризующий по-
тери в сопловом аппарате.
Относительная скорость w2 выхода потока нз рабочего колеса
= 2ср7\[1 + (П.41)
где ф = w2/w2h3 — коэффициент скорости, характеризующий по-
тери в рабочем колесе.
Из-за радиального зазора между рабочим колесом и стато-
ром и работы трения диска рабочего колеса о газ внутренняя
работа турбинной ступени hBB < hu;
h^B = hu4p. э Дйтр. д> (П.42)
100
где* Tip. в < 1 —• коэффициент, учиты-
вающий потери работы из-за нали-
чия радиального зазора: Дйтр.п —
работа, затрачиваемая на трение
диска о газ, которую можно под-
считать по формуле
Д^тр. д ~ д (MW рСр.
(П.43>
Здесь Р — коэффициент, принимае-
мый равным 0,5—1,0 пропорцио-
нально осевой ширине полости,
н которой вращается диск: Он.д—
наружный диаметр диска, м;
«и. л — окружная скорость диска,
м/с; рСр — средняя плотность газа
в зазоре между диском и статором.
Коэффициент полезного дей-
ствия ступени и турбины. Экономическая эффективность тур-
бинной ступени и совокупности ступеней, т. е. всего лопаточ-
ною аппарата турбины, оценивается коэффициентом полезного
действия, представляющим собой отношение полезной работы на
окружности рабочего колеса (колес) и располагаемой работы в
и юлггропийном процессе расширения при допущении условия о
равенстве начальных параметров газа и равенстве конечного
oi-нтического давления
бпиах), т. е.
КПД ступени
Рис. II. 10. Рабочий процесс в
многоступенчатой турбине в ts-
диаграмме
в реальной и идеальной ступенях (тур-
КПД турбины
^СТ --- hulhiis,
(П.44)
т]т = Яи/ЯЕа. (П.45)
два основных характерных случая изоэн-
Следует различать
гропийного расширения: до состояния, соответствующего нулевой
скорости выхода (заторможенный поток), и до некоторого задан-
ного значения выходной скорости.
В соответствии со сказанным КПД одиночной турбинной сту-
пени (см. рис.
ио статическим
II.9) по параметрам заторможенного потока
Пет = (ioci —’ i*2 ст)/(1*ст — Is из. ст)» (11.46)
параметрам потока на выходе из ступени
^1ст = (^ост ^2 ст)/(^'ост '—' ^2 из. ст)- (11.47)
КПД многоступенчатой турбины по заторможен-
Аналогично
пым параметрам (рис. 11.10)
Ч? = Оо — i*2)/(io — I2 И8) QI-48)
и по статическим параметрам потока на выходе из турбины
1]т = Qo — Й)/(Й — t2 из). (11.49)
101
КПД t]T называют иногда мощностным, поскольку он характеризует в пер-
вом приближении степень использования располагаемой избыточной тепловой
энергии для получения полезной мощности на валу неохлаждаемой реальной
турбины, т. е. при наличии гидравлических потерь в лопаточном аппарате
н потерь с выходной скоростью. Дополнительные внутренние потери иа про-
течки через зазоры при этом не учитываются [1].
Для оценки аэродинамического совершенства лопаточного
аппарата турбины используют понятие изоэнтр опийного КПД
т. подсчитываемого по параметрам незаторможенного потока
на выходе как идеальной, так и реальной турбины, т. е.
?1и:з. т = О'о ^2)/(^0 ^2 из)* (11.50)
Зависимость между КПД и tiH3. ч выражается в виде
[36]
XI* = Ut/BIt 4“ (1 Лиз. т)1" (11.51)
С учетом того, что работа на венцах колес многоступенчатой
тубины равна сумме работ на венцах отдельных ступеней и на
основании приближенной зависимости для КПД [78]
tic? («ост ' ^2 ct)/[(i'oct — Й из. ст) 4“ (рвх. ст — <?2 ст)/2] (II.52)
для подсчета КПД турбины и т]т можно рекомендовать формулы
' п п
. . S Оост *2 из. ст) £ (свх. ст — с2ст)/2
' -----------+ -!—---------------
г0 —12 из из из
" п п
S О'ост — *2 из. ст) Xj (свх. стс2 ст)/2
ИЗ 1________________ I 1________________
Щ Ио I к — *3 ИЗ *0---*2 из
(П.53)
(П.54)
где п—число ступеней турбины [78].
Коэффициент возврата теплоты в многоступенчатой турбине.
При реальном процессе течения газа через лопаточный аппарат
турбины часть располагаемой работы, затрачиваемая на преодоле-
ние гидравлических сопротивлений и протечки через зазоры,
необратимо преобразуется в тепловую энергию.
В многоступенчатой турбине с несколькими последовательно
расположенными ступенями эта дополнительно подведенная к газу
теплота при прохождении через данную ступень частично преоб-
разуется в полезную работу, развиваемую последующей ступенью,
т. е. как бы возвращается этими ступенями. Отмеченное явление
приводит к тому, что из-за зависимости теплоемкости газа ср
от Т, обусловливающей «расхождение» изобар в ts-диаграмме,
сумма располагаемых тепловых перепадов в отдельных ступенях
102
л
У (10Ст — 12из ст) больше располагаемого теплоперепада на
L
турбину в целом iD — j*2Ba,
п
(^ОСТ ^2 ИВ- ст)7(^0 ^2 из) — ОС 11
т. е.
(П.55)
и поэтому, если г « const, то i]0T г. Величину а? назы-
вают коэффициентом возврата теплоты.
Для гипотетического случая, когда турбина скомпонована
из очень большого числа п элементарных ступеней, КПД такой
ступени выражается зависимостью
ЙЭЛ. СТ = Ип. СТ = Ср = ydp_|_ дс2у2 • (II.56)
В этом случае предполагается, что в пределах элементарной ступени Ср =
const и при Ар -> 0, Ас2/2 0.
Коэффициент возврата теплоты в такой турбине при и —> оо
выражается формулой
1
tin. ст I-(p2/p0)(fe-1J/fe
(11.57)
Значения ct^> в зависимости от отношения р^р2 = и раз-
личных 1]п.ст приведены на рис. II.II. Для многоступенчатой
турбины с конечным числом ступеней п t> 1 коэффициент возврата
теплоты можно подсчитать по формуле
1—
1-Я^п. ст <*-!)№)
I __Л^11- Ст
I-л; <*-!)/* >
(11.58)
которая получена в предположении, что для каждой из ступеней
отношение давлений лст = poilpzi одинаково, т. е. згт = эт.”т,
и одинаково значение t]B.CT (при расчетах можно принимать
Ли. ст — 0,86н-0,89), определяемое
ио формуле
Ип, от Ист [лт (лт 1) T)CTJ.
(П.59К
Степень реактивности 6. Разли-
чают термодинамическую и кинема-
тическую степени реактивности.
Гермодинамическая степень реак-
тивности 6Т равна отношению рас-
полагаемых изоэнтропийных nepe-
ii. |дов энтальпии в рабочем колесе
и во всей турбинной ступени:
— Йр. из/Йца. ст*
Рис. 11.11. Коэффициент возвра-
та теплоты а* для многоступен-
чатой турбины при п со
103
Кинематическая степень реактивности 6К определяется по
кинематическим параметрам действительного процесса течения
газа в турбинной ступени, т. е. с учетом потерь располагаемой
работы:
р ~ I (C1U + М
к 2и 2(и1С1м-щрш) *
(11.60)
Связь между 6К н 0т выражается формулой [77]
6К — 6тТ}р, в
(П.61)
где
eZ = 1 — 4 (1 — ет)/(4 из nn3. с? = i — ф2 (i — e»)/w ст- (п.62)
В приближенных расчетах, учитывая, что стоящая в квадрат-
ных скобках формулы (11.61) величина примерно равна 0, можно
принимать 6К ж бт^р. е.
Для изоэнтропийного течения связь между степенью реактив-
ности 6Т и кинематическими параметрами потока при условии, что
с1а = с2а — са, выражается формулой [78]
От = Са [(ctg ₽2 — ctg Pj)/2] U'1 = Са ctg ^ти~\ (II. 63)
где 3™ = (₽i + ₽2)/2.
Отношение осевой составляющей скорости са к окружной
скорости и называют коэффициентом расхода ступени: <рр =
= са/и.
С увеличением степени реактивности 6Т (6К) возрастает сте-
пень расширения газа в рабочем колесе и соответственно увели-
чивается степень конфузорности каналов рабочих лопаток. Обычно
различают два типа турбинных ступеней: активную (6 = 0),
в которой расширение происходит только в сопловом аппарате;
реактивную ,(6 — 0,5), т. е. конгруэнтную, в которой степени
расширения в сопловом аппарате и рабочем колесе примерно
равны. Поскольку степень реактивности, как правило, меняется
по длине лопатки, уменьшаясь от периферии ступени к ее корне-
вой части, могут возникнуть условия, когда в корневых сечениях,
особенно при переменных режимах, появится отрицательная сте-
пень реактивности. Это будет сопровождаться увеличением потерь
располагаемой работы, и поэтому не следует допускать 6К <$ 0,
тем более на расчетных режимах, для чего необходимо выбирать
исходные значения 6ср = 0,15-^-0,5, причем большие значения —
для ступеней с малыми отношениями Dcp//p (от 3 до 3,5), а мень-
шие — для ступеней с Ю-4-12.
Газодинамическая нагрузка ступени. Газодинамическая на-
грузка турбинной ступени характеризуется следующими без-
размерными параметрами:
104
отношением и]спз ~ х, где си8 — условная скорость потока,
кинетическая энергия которого равна располагаемой (теорети-
ческой) условной работе расширения йиз> т. е. cfi3/2 = йиз:
коэффициентом нагрузки, равным отношению полезной работы
п 1 окружности рабочего колеса к квадрату его окружной скорости
нрящсния, т. е. hu = hju2.
Зависимость между X, hu и КПД ступени Чет, Ч’т и Чиз. оэ
выражается следующими формулами [361:
t)CT=^2x2: (П.64)
ib = 2Й„Л2 [I - с!/(2Лиа)] к 2Й„ЛР. в; (П.65)
lb,, ст = 2fi„x2 + с1/(2Лиз). (11.66)
Развернутые зависимости между КПД т)ст, Чот> параметрами
гурбинной ступени и ее газодинамической нагрузкой [отноше-
нием и^иа = х] имеют вид:
Лот = 2х [ф COS «11^ 1 — 6Т — X +
I i|>cos₽sj/'eT + <pB(l-e,)-2xq’cosaI/l-eT + j?], (П.67а)
НЛП
Лет = [ф COS «1— 6Т — X ф-
+ Ф ]/'бт 4- ЧРа (Г— От) — 2х<р cos ссх — 0Т + X2 -К (с2а/сиз)2],
(П.676)
В формулу (П.676) не входит угол р2, зависящий от большого
количества параметров ступени (и, cq, 6.£ и др.), а отношение
ган/сиз оценивается по приближенной формуле (при этом пред-
полагается, что ф = 1)
« ф ' sin И1 [I + ет - I)1'1*-1’]; (П.68)
vns у и.£
л’т a; q>2 (1 — ет) [V н- 4'^ + (1 — ф2) (2л'1 cos cci — Л|)]>
(11.69)
где ф и 1) — коэффициенты скорости сопловых и рабочих лопа-
юк; х, = ы/Ci = к/ч> (1 — 6Т) h„„.
Приближенные формулы связи коэффициентов нагрузки Ии,
х и КПД т]ст, г]из. ст и Чет для характерных частных случаев (ти-
пов ступеней) имеют нижеследующий вид.
1. Активная ступень —- 6Т = 0 (Рх — ₽2)«
Чет = 2х [ф cos ctj + ф (ф cos аг — х) — xl; (11.70)
Чиэ. ст = <Р2фа + (I — Ф2) (2хф cos сс£ — х2), (11.71)
105
откуда следует, что максимумы КПД т]ст и г]1!Э. ст достигаются при
различных значениях нагрузки — отношения м/сиз = х;
*=2Й„ /[ш - (1 - + (174^(1+хл“)2] > (ц-72)
максимальное значение Т]ст достигается при
W = V d +Ф)2 - + (Ц.73)
Для изоэнтропииного процесса течения, когда <р’=ф=1,
hu = 2са ctg Р/п = 2<рр ctg ₽2, (II .74)
2. Реактивная (конгруэнтная) ступень — 6Т = 0,5. Завися?
мреть т)*т = f (hu) при различных значениях угла а1г постоянных
коэффициентах скорости <р, ф и 6Т = 0,5 приведена на рис. 11.12:
при <р = ф = 1
hu = 2са ctg р8/« — I = 2са ctg aju — 1. (11.75)
Из формул (11.74) и (11.75) следует, что максимальное значе-
ние коэффициента нагрузки hu = 2 достигается при осевом вы-
ходе потока из ступени (ctg сс2 = 0) н степени реактивности 0Т =
= 0. Дальнейшее увеличение hu может быть получено лишь при
6т <С 0, что нежелательно, так как вызывает снижение КПД сту-
пени.
Поскольку в действительности коэффициенты скорости <р и ф
зависят от hu и х и зависимость эта является достаточно сложной
и неоднозначной, на практике целесообразно использовать экспе-
риментальные данные, полученные для типовых ступеней. В ка-
честве примера на рис. 11.13 приведены экспериментальные за-
висимости 11ст = пГт/'Пстшах = f (^KKctiMC2). Здесь hUK — коэффи-
циеит нагрузки на корневом диаметре ступени, где обычно имеют
место максимальные значения числа Маха 1%, и наибольшие
углы поворота в каналах лопаток рабочего колеса.
Связь газодинамической нагрузки со скоростью и направлением
выхода потока из ступени. При изоэнтропиином процессе течения
газа, когда (р = ф = 1, КПД турбинной ступени Чет (г]и3.ст) за-
висит только от степени реак-
тивности н аэродинамической на-
грузки на ступень из-за потери с
выходной скоростью с2.
Количественное влияние вы-
ходной скорости на КПД Чет
при различных значениях угла cq
видно из графиков hu — f (<рр)
на рис. 11.14 для трех типов сту-
пеней с различной степенью реак-
тивности; GT =0; 6Т = 0,5 и
<%а = 90°, т. е. для осевого выхода
Рис. 11.12. Зависимость КПД сту-
пени Чет от коэффициента нагрузки
hu при 6 = 0,5 и различных зна-
чениях ад
106
Рис. 11.13. Зависимости Ч*т=/(^шс’ ): а — а1
= 18-j-25°; б = aicp = ЗО-е-36°
потока из рабочего колеса. При данном коэффициенте расхода
Ч’]) максимум t]CT будет достигаться при значениях парамет-
ров аэродинамической нагрузки ступени hu и х, соответственно
равных [78]:
для ступени с 0 = О
ha = 2 + q>p; х = 1 / /2 (!+<$; (11.76)
для ступени с -6 = 0,5
hu = рГ1+4Ч>“; х = I ДЛ (1 + 4<р2), (П.77)
Рис. 11.14. Зависимости
коэффициента нагрузки
Я и — hu/u2 от коэффициен-
та расхода фр = са/и при
различной степени реак-
тивности (ф = ф — 1)
107
Чет
0.995
0,985
0,975
0,95 0.50 0,55 0,60 МС}
ступени t]CT, i]*T, t]H3 ст от к =
= к/сиз при «icp = 22”
Рис. II. 16. Зависимость КПД сту-
пени от
При этом па выходе из сту-
пени поток имеет закрутку,
обратную направлению враще-
ния рабочего колеса. Оптимальным условиям работы ступени
соответствует однозначная связь между <рр и с^. Так, в ступенях
при больших расходах сопловые лопатки следует проектировать
с большими углами выхода ссъ и наоборот.
Зависимости КПД »]ст, т]*т и т]кз_ ст от параметра нагрузки
х ~ и/сиз для ступеней с различной степенью реактивности 0
приведены на рис. 11.15. С повышением 0ср максимум КПД сту-
пени смещается в сторону больших значений х, а сами зависимости
г]ст = f (*) становятся более пологими.
Для реальной турбинной ступени, когда процесс течения
сопровождается потерями располагаемой работы, т. е. <р иф =/= I,
зависимости для цёт = f (fiu, Ч>, ф, К2) описываются формулами
(36] при 6 = 0
= 2ф8фа фа. „о.
при 0 = 0,5
__________________^(1+ф8)________________ /П 79ч
2й ___1
— (l—^g) +2
пи
Эти зависимости справедливы при а2 = 90°, т. е. когда hu ~
=
На рис. 11.16 представлены кривые относительного измене-
ния от выходной скорости С2 (Мс,) и 6ср} построенные при ср =
108
= 0,98, ф = 0,97 и й0/7Т = 200 (по-
скольку в ступенях газовых турбин
обычно hJT* = 180-^200).
На рис. П.17 приведена эксперимен-
тальная зависимость между Ии и <рр
при различных значениях КПД т]ст, по-
лученная в результате обработки дан-
ных испытаний большого количества
турбин авиационных ГТД [1]. Из
этого графика следует, что с увеличе-
нием фр прн hu = const величина i]*?
вначале растет, а затем, достигнув
максимального значения, падает из-за
увеличивающейся доли потерь с вы-
ходной скоростью.
Общая рекомендация, вытекающая
из анализа приведенных данных,
Рис. 11.17. Обобщенная за-
висимость hu от фр прн раз-
личных значениях t)*T
заключается в том, что для получе-
ния высоких КПД более нагруженные турбинные ступени следу-
ет проектировать, ориентируясь на более высокие значения <рр.
11.2. Потери в турбинной ступени
Классификация и способы количественной оценки потерь. Все
потери располагаемой работы, возникающие в реальной турбин-
ной ступени, можно разделить на внешние н внутренние.
Внешние потери (на трепне в опорных и упорных подшипниках
налов турбомашнн, утечки рабочего тела через концевые лабирин-
товые уплотнения и т. п.) не влияют на тепловое состояние рабо-
чего тела в проточной части турбины. К внутренним потерям
огносят все потери располагаемой работы, сопровождающиеся
изменением состояния рабочего тела с возрастанием его удельной
энтропии: потери на трение потока вязкого сжимаемого газа
о профильную поверхность сопловых и рабочих лопаток, о тор-
цевые поверхности, ограничивающие проточную часть турбины;
потери на трение между отдельными слоями потока, движущимися
с различными скоростями; потери из-за турбулентности. Внутрен-
ние потери обусловлены также наличием зазоров между движу-
щимися и неподвижными частями турбины, нестационарностью
потока, волновыми явлениями и др.
В первую группу внутренних потерь, называемых профиль-
ными, включают потери от трения и вихреобразования в погранич-
ном слое на профильной поверхности лопаток, на вихреобразова-
ние в следе за выходной кромкой профиля, в скачках уплотне-
ний, взаимодействующих с пограничным слоем на поверхности
лопаток при сверхзвуковых течениях. Потери, обусловленные
наличием торцевых ограничивающих поверхностей в межлопаточ-
ных каналах венцов турбинной ступени, а также радиальных
109
зазоров у вершин необандаженных лопаток, относят обычно
к группе концевых потерь. В третью группу включают потери,
возникающие за пределами лопаточных венцов, от трения и вихре-
образования в межвенцовых зазорах, в том числе у торцевых
стенок, от трения дисков о газ, от смешения основного потока
газа с потоком подводимого охлаждающего воздуха и др.
Для количественной оценки потерь располагаемой работы
служат следующие коэффициенты:
а) коэффициенты потерь J-, представляющие собой отношение
потерь располагаемой работы к располагаемой изоэитропийной
работе (перепаду энтальпии) в венце:
для сопловых лопаток
£с = ДЛс/Ляэ.с» (П.80)
где
^из. с = из/2;
для рабочих лопаток
Вр — Д^р/^из. р> (П.81)
где
Лпэ.р —
суммарная относительная потеря для каждого из венцов
Вг = Вир “И Вкон»
где Впр — коэффициент профильных потерь; £кои — коэффициент
концевых потерь;
б) коэффициенты скорости сопловых ф и рабочих лопаток ф
(см. выше);
в) коэффициенты потерь полного давления (для сопловых н
рабочих лопаток соответственно):
С = (До Pl)l(pl Pl)> l^p = (Р1 ОТН Pi отн)/(р2 отн — Рй)?
г) коэффициенты профильного сопротивления решеток (для
сопловых и рабочих лопаток) [14, 78]:
Сет-9тр.с/(р<!р.сС?ру); (П.82)
С«р = 9тр.рДрСр.р^^), (11.83)
где <7Тр — сила трения на единицу длины профиля в решетке;
Ьр — хорда профиля.
Различные коэффициенты потерь связаны между собой зави-
симостями:
для сопловой решетки
Be = 1— ЧА
=Щ1 4-йМ?/2),
= 2 Др tc sin сс, Cp/(pCpCi6c sin cti)>
где а10р = (aBI + aJ/2;
ПО
для рабочей решетки
Вр = 1-^, Ур = Ер(1+АМ|/2).
Профильные потери. Экспери-
ментально профильные потери оп-
ределяют при аэродинамических
продувках плоских (прямых) реше-
ние турбинных профилей и, как
правило, соотносят с сечением, рас-
положенном на расстоянии, равном
шагу решетки вниз по потоку (или
на расстоянии, равном горлу ре-
шетки в осевом направлении) от
л.।дней (выходной) кромки профиля.
Ирк этом обычно профильные по-
icpif находят как сумму потерь на
|реиие и кромочных потерь при
Гичударном входе потока на решетку:
tup = £тр + £кр- На значение ^др влияют следующие геометри-
ческие параметры решеток; угол поворота потока, относительный
шаг, форма и размеры входных и выходных кромок, относитель-
ная толщина профиля.
Расчетные методы предусматривают раздельное определение
потерь на трение Втр и кромочных потерь |кр. Для оценочных
расчетов, а также получения обобщенных зависимостей при без-
отрывном обтекании решеток для определения величины Втр
можно рекомендовать приближенную фсИулу [22]
Рис. 11.18. Схема обтекания тур-
бинного профиля потоком вяз-
кой жидкости и структура по-
граничного слоя
Втр = 26к7(/ Sin 02) = 2 (дсп + бвог)/* Sin 02), (П.84)
где 6,** — суммарная толщина потери импульса в сечении на
выходной кромке профиля; беп и бвог — толщина потери им-
пульса в пограничном слое, образующемся соответственно при
обтекании спинки и вогнутой части профиля.
Обтекание турбинного профиля потоком вязкой жидкости
(виза) и структура образующегося при этом пограничного слоя
схематически показаны на рис. П.18. Здесь А — точка разветвле-
ния, непосредственно за которой на профиле образуется ламинар-
ный пограничный слой /, теряющий затем устойчивость и транс-
формирующийся, пройдя переходную область 2, в турбулентный
пограничный слой 3 с тонким ламинарным подслоем 4 [1, 39].
На тех участках профиля, где при его обтекании давление
возрастает (в области входной и особенно у выходной кромки),
пограничный слой утолщается и теряет устойчивость, что может
привести к его отрыву от поверхности профиля и соответственному
росту потерь. Для расчетного определения потерь на трение
па соответствующих участках профиля при безотрывном его
обтекании можно рекомендовать следующие формулы [7, 22]:
111
для ламинарного слоя (участка)
6”я =
где
Gj =-----°’44 з «~ i (Е'о (с)]4’8do;
vl^fe)]3’8 J
для турбулентного слоя (участка)
6Гт = (v/ter0) (Gi/79,5)4/s при Re <5-10е,
6”, = (y/w0) (GjJ 153,2)4/7 при Re > 5 10",
где
1,17
т [и« (Ml2-8
j. [i»„(o)]8’8da.
"(•л)
(11.85)
(П.85а)
Здесь w0 — скорость на внешней границе пограничного слоя;
sK — координата выходной кромки (вдоль обвода профиля); sn —
координата конца ламинарного участка; о — скользящая коор-
дината в области Gz.
Величину 6к* рассчитывают раздельно для выпуклой (спинки)
и вогнутой частей профиля, при этом = 6£?СП + 6к\ог.
При наличии переходного участка 2 от ламинарного к тур-
булентному 3 участку пограничного слоя (см. рис. 11.18)
6” П = (v/к-о) (G1/1259)1О/Э, (11.856)
где
С1=-------—
[«>0 (S)]'
vj (®о(<7)15-6*Ч-сл ;
сл = 1259 [ш (Sj]4-6 Re;*9/ro; ReJ* =
В этом случае для турбулентного участка пограничного слоя,
начинающегося после переходного участка,
G1I =--------—
[и. (S)J-
ЬЛ J [u,(1(O)]3’sda +
»-
где ст = 79,5 (Re**)s/4 [w„ (sT)]2,8 при Re**>5-10°;
ст = 153,2 (Re**)7'6 [ш„ (sT)]2'8 при Re** < 5 • 10е.
Здесь sT — координата начала турбулентного участка погра-
ничного слоя, которая определяется в зависимости от рмп —
= /Р1, где pi = pi 4- pteri/2
112
Рис. П.19. Зависимость коэф-
фициента потерь на трение от уг-
ла поворота потока для плоской
решетки турбинных профилей
Рис. И.20. Зависимость
коэффициента кромочных
потерь от угла р2.( (?—0,6;
da = 0,03)
На рис. П.19 приведен график изменения коэффициента по-
терь |тр для плоских решеток с оптимальной относительной тол-
щиной Профиля Стах В ЗЭВИСИМОСТИ ОТ СуММЫ уГЛОВ (3, (32, СВЯ-
запной с углом поворота потока в решетке Др соотношением
АР = 180°— (Pi + Рг)> и от типа решетки, характеризуемого отно-
шением К = sin Pi/sln р2 [66].
Величина К равна также отношению площадей сечения струи единичной
высоты иа входе и выходе из решетки.
Из кривых на этом рисунке следует, что |тр снижается о
увеличением К и уменьшением угла поворота потока Др.
Оптимальную максимальную толщину профиля по (величине
krpmin) можно подсчитать по приближенной формуле [66]
^гпах opt = (pmax/^)opt = 1 Sill Pi,
где А = 0,84-1,0 для активной и А = 1,04-1,1 для реактивной
решеток.
Зависимости £тр =- f (Др, К), приведенные на рис. 11.19,
получены обобщением экспериментальных данных по профиль-
ным потерям при большом количестве продувок плоских решеток
профилей газовых турбин путем вычитания из них кромочных
потерь, подсчитанных по приближенной формуле
£кр ж 0,2й2 (//sin р2э) O&d/a,
где d2 = d2/b — относительная толщина выходной кромки;
sin Р2Э = a/t.
Из этой формулы следует, что с увеличением углов Р2Э (сс10)
в применяемом на практике диапазоне их значений 10—30° ко-
эффициент потерь Вкр существенно уменьшается (рис. 11.20).
Как показывают результаты расчетов, подтвержденные много-
численными опытами, имеется оптимальный шаг решетки /opt
(точнее — диапазон), при котором профильные потери в ней мини-
мальны. Величина fopt зависит от угла поворота Др потока, тол-
щины профиля сгаях и типа решетки (активная и реактивная).
113
Рис. 11.21. Зависимость коэффициента профильных потерь в решетке
от I — tlb при различных углах выхода потока и безударном входе
потока в решетку: а — сопловую; б — рабочую
Для приближенной расчетной оценки ?opt можно рекомендовать
эмпирическую формулу, полученную путем обобщения резуль-
татов продувки 15 решеток турбинных профилей [36 J:
*оР1 = 0,55 {180°/</[180°— + p2)]|'z3(l - cnwx). (11.86)
Влияние относительного шага ? на величину Впр для различных
углов выхода потока (Р2) при безударном входе потока в ре-
шетку показано на рис. 11.21, а, б. Как следует из графиков,
всегда существует достаточно широкий диапазон изменения fopt,
в котором коэффициент потерь |пр практически не зависит от
относительного шага решетки. Кроме того, при t > ?opt потери
в решетке увеличиваются менее интенсивно, чем при I < ropi.
В связи с этим в целях уменьшения числа лопаток в венце целе-
сообразно выбирать более редкие решетки по сравнению с соот-
ветствующими ?opt (при обеспечении допустимого запаса прочности
лопаток) или во всяком случае принимать шаг f соответствующим
максимальным значениям ?opi для диапазона, в котором профиль-
ные потери практически равны £пр = Iw
С учетом высказанных соображений для выбора расчетных
значений t ~ ?Prt можно использовать приведенные на рис. 11.22
кривые ?opi ~ f (02, Pi), которые построены с использованием
обобщенных опытных данных продувок плоских решеток для про-
филей с бесконечно тонкой выходной кромкой (т. е. й2 л; 0) при
безударном входе потока и
относительной скорости на
выходе k2t = 0,8 11 ]. Влия-
ние кромочных потерь и
уровня Kt на величину fopt>
найденную по рис. 11.22,
можно оценить по
Рис. 11.22. Зависимость оптимального
«Time птсйьиоги шага решетки от углов
с. ’ Рх и 02 при » О
£opt ^opt-Ккр (1 4- АД),
(11.87)
114
где Ккр — поправочный коэффициент на толщину выходной
кромки, который следует принять по графику на рис. 11.23, а;
Л?х — поправка на X2t (рис. 11.23, 6), которая при X2t <3 0,8
равна 0 120].
Таким образом, для лопаточных венцов ступеней газовых тур-
бин можно рекомендовать расчетные значения относительного
шага в диапазоне foptc ~ 0,64-0,9, ?optp = 0,54-0,8.
Для приближенной оценки профильных потерь в турбинных
решетках при дозвуковых скоростях потока и оптимальных зна-
чениях ? можно рекомендовать также зависимость фпр = f (рг +
I- Рг, К), приведенную на рис. П.24 [77]. Здесь фпр = У1 — Впр.
Как показали данные анализа, расчетные формулы для опреде-
ления |тр, |нр и ?opt обеспечивают точность (сходимость) резуль-
татов с погрешностью не менее ±10 %, что вполне приемлемо для
использования их при машинном счете на ЭВМ [20].
Ниже рассмотрено влияние режима течения на профильные
потери. Параметрами, характеризующими режим течения в тур-
бинной решетке, являются скорость потока «4 (w2) на выходе н
угол атаки на входе i ~ р1л—рг.
Дополнительные потери, возникающие из-за угла атаки, об-
условлены отрывом (Вотр) потока от входных кромок и на про-
фильной части лопаток, несплошным заполнением межлопаточ-
ных каналов и т. Д.
Коэффициент профильных потерь при наличии углов атаки
можно представить в виде Впр i = Втр + + £отР- Для оценки
профильных потерь в первом приближении при наличии углов
Рис. II .24. Зависимость
приведенного коэффици-
ента скорости фПр от Pi 4*
4- Р2 при различных зна-
чениях К
115
-0,8 ~0,Ч О 0,4 ty,?
Ряс. 11.25. Изменение профильных потерь от угла атаки для
типовой активной (1) и реактивной _(2) решеток и зависимость
Д^пр = /(₽Д1)
атаки на входе в решетку можно рекомендовать формулу [66]
£ _____ Л I D Г ^®V ( Sln Р2 VI 1 С rsln S,n Т
J + С L" sinpToSmp, J ’
(11.88)
где A = (0,44-0,6) В, В 0,058 и C = 0,1-0,3 (большие зна-
чения А и С соответствуют активным решеткам с тонкой выход-
ной кромкой); р10 соответствует углу атаки i =? 0.
Для оценки профильных потерь при нерасчетных углах нате-
кания потока более надежно использовать экспериментальные
данные по сходным типам решеток профилей.
На рис. 11.25 представлены кривые изменения коэффициента
профильных потерь |пр от углов атаки для типовых активной
и реактивной решеток турбинных профилей [78] и обобщенная
экспериментальная зависимость Д|г1р = Д|11р/(1 — Впр) от от-
носительного угла атаки [20 ] I — Др± = (р1л — которая
аппроксимируется формулой
Ди=с(1-и,)(-Ц=^У. (11.89)
где а — 1, если I > 0 (рх < ₽1Л), и а = 0,15 при i < 0 (Pi >
*-> Р1к)-
Как следует из этих кривых, влияние угла атаки сказывается
более интенсивно на величине £пр при положительных значениях I,
причем в активной решетке сильнее, чем в реактивной. Влияние
скорости потока на величину оценивается по критериям подо-
бия Reu,B = wzblv, Ми/, (taj, где Mw, = ш^а.
Согласно экспериментальным данным (рис. 11.26), число Re
практически влияет на профильные потерн в решетке (при глад-
кой поверхности профиля) лишь начиная со значений Re <
<Z (1,54-2) IО5, при этом реактивные решетки менее чувствительны
к влиянию Re по сравнению с активными решетками [78].
116
10 2 J Ь 5 7 в 10
3 15 1010е
Re
Рис. П.26. Влияние числа Рейнольдса ла
относительные профильные потери в глад-
кон решетке Йлр = Еяр/^р. ™' 5лр —
значения £пр при Rc^ = 1,2-106)
1 по Доллину; 2 — по Содербергу; 3 — по
Аккерету [78]
по различным причинам составляет
Влияние турбулентности
набегающего потока (крите-
рий Ти) оценивают обычно
по степени турбулентности
потока на входе в решетку
f (Ти), где е = У й'2/св^
и' — среднеквадратичная
продольная пульсационная
составляющая скорости на
входе. Поскольку статическая
продувка решеток проводит-
ся с малотурбулизирован-
ным потоком на входе
(е<0,01), а в реальных
газовых турбинах значение в
в среднем 0,06—0,09, достигая в некоторых случаях 0,15—0,2,
необходимо вводить соответствующую поправку в ведичину £пр,
полученную при статической продувке решеток для условий ра-
боты в натурной турбине [201. Для условий безотрывного об-
текания решеток с высокой степенью реактивности (сопловые
решетки) указанную поправку можно ввести, используя эмпи-
рическую зависимость [22 ]
|Прв = (1 + 0,055е) (|прс + 5,8-10°Re“5/4), (11.90)
удовлетворительно согласующуюся с экспериментом при <
< 0,8, Re = (0,44-1,0) 105 и е < 0,09.
При работе с Мо», < 0,7 в диапазоне 25 < < 150° и 0,02 <
<е<0,15 для определения дополнительных потерь в решетке,
обусловленных повышенной начальной турбулентностью, можно
рекомендовать эмпирическую формулу [221
AE.«0,5BPslnPy sl"s^ + 4 (П-91)
gnp8 = gnPo + ABe. (11.92)
Прн нерасчетных углах натекания и малой степени реактив-
ности, что характерно для рабочих решеток, повышение е до
тогда
Рис. 11.27. Влияние числа Re, относительной шероховатости лопаток и турбу-
лентности набегающего потока на потери трения [20] пстурбулизированного (/)
и турбулизированного (2) в реальных условиях работы лопаточного aim ц ата
турбины
117
Таблица II.1
Характеристика состояния
поверхности профиля
в зависимости от вида обработки
Состояние поверхности Высота бугс-ков ш ерохов атости. мкм
макси- маль- ная мини- маль- ная
Шлифованная и полирован- ная 2 1
Фрезерован- ная 25 19
Корродиро- ванная 30 10
Занесенная отложениями 400 100
0,03—0,06 может привести к
уменьшению |пр из-за более ран-
него перехода ламинарного по-
граничного слоя в турбулентный,
в связи с чем возрастает его со-
противляемость отрыву и сокра-
щается область самого отрыва.
Обычно при числах Re £> Ееиред,
когда дополнительные потери
практически не зависят от Re,
их влияние на величину £пр
оценивают, вводя суммарную по-
правку Кяе таким образом, что
Вир ~ ЛиеВпр Непред -
Эту поправку можно найти по
графику на рис. 11.27, обобщаю-
щему известные эксперименталь-
ные данные для гладких и шеро-
ховатых поверхностей профиля
при различной турбулентности
набегающего потока [201. Как следует из этого графика, для про-
филей с шероховатой поверхностью суммарная поправка Дне
увеличивается, а значение Непред уменьшается по сравнению
с профилями, имеющими гладкую поверхность. При этом шеро-
ховатость оценивается отношением = k^b, где ks — высота
бугорков шероховатости; b — хорда профиля. Значения kB в за-
висимости от вида обработки поверхности профиля приведены
в табл. II. 1.
Потери на трение при шероховатой поверхности можно под-
считать по полуэмпирической формуле [20]
Етр. ш = (0,05 4- 0,08)
где а — ширина горла межлопаточного канала.
Поскольку универсальной зависимости числа и потерь
на трение в решетке не имеется, его влияние оценивают обычно
по скорости на выходе сг (гху2). В реактивных решетках при i ж 0
коэффициент скорости -ф (рис. 11.28) меняется слабо вплоть до
значений Ли»г ~ 0,84-0,9 [771. На нерасчетных углах входа в ре-
шетку, когда I 0, влияние сжимаемости сказывается при мень-
ших значениях K,s.
В активных решетках Впр обычно достигает минимума при
К»я ^0,7, увеличиваясь прн повышении относительной скорости
с максимумом £пр при я» 0,9 и последующим монотонным
ростом при ?> 1. Для таких решеток следует использовать
экспериментальные данные по конкретной решетке или обобщен-
ные по типовым профилям [77].
Сверхзвуковые скорости (М^, £> 1) в ступени газовой тур-
бины могут возникать на входе в рабочую решетку обычно в кор-
118
псвых сечениях, когда 6к-<0.
В таких случаях для умень-
шения потерь в решетке
следует применять специ-
альные метода профилиро-
вания, например с сужаю-
Рнс. П.28. Зависимость коэффициента
скорости ф от при различных углах
атаки для реактивных решетои
— lAWa -<0,5 с достаточной сте-
щимися-расшир яющимися
каналами.
Ниже рассмотрено влия-
ние режима течения на
угол выхода потока. Для
д<ивуковых скоростей с3 (о/2)
пенью точности можно считать, что при расчетном угле
входа потока в решетку профилей, выходная часть спинки кото-
рых очерчена отрезком прямой, угол выхода потока (Р2) изме-
няется пропорционально arcsin (a/t) (рис. 11.29, а) с некоторым
отставанием от него [66, 78]. В диапазоне 0,5 < М<е)£ < 1,0 для
таких решеток (ра) = arcsin (a/t).
Для профилей, участок спинки которых у выходной кромки
очерчивается кривой (например, дугой окружности радиусом гсп),
угол при МЮа < 0,5 оказывается меньшим, чем это следует из
1 рафика на рис. 11.29, а, и при 1,0
ссг « arcsin (я/0 — f arcsin (о//),
где f = F (t/rc) (рис. 11.29, б) [78].
Угол отставания Д02 = 02л — 02 в диапазоне МЮ1 < 0,8
можно приближенно определить по эмпирической формуле
Д02 = тХ>/Г?» (11.93) Ю
где т = f (0у) (рис. П.29, в); о,ю.-----------------------
X = 180° — (Pin + р2л) — угол _______________________
изгиба профиля.
0 0,2 0,4 t/rc„
Рис. П.29. К определению угла выхода потока (РЕ): а—зависимость
«х (Рг) от wt при Ma)2 < 0,5 и Re^ 2-10s; б— значения функции / (//гс)
при Мв = 1.0 и Rea, 2-106; в — значения функции т (Ру)
Средняя дужка профиля на выходе, очерченная; 1 — по дуге окружности; 2 -*• по па-
раболе
119
Рис, 11.30. Изменение потерь по
высоте прямого лопаточного кана-
ла, ограниченного торцевыми стен-
ками
Решетка! -=э активная; ------------
реактивная
При MWj > 1 угол выхода по-
тока 02 на достаточном удалении
от решетки [s (0,54-0,6) t ] мож-
но рассчитать по приближенной
формуле [78 ]
sin a, = sin a, HI) (f/fKp). (11.94)
При наличии углов атаки на
входе в решетку угол выхода по-
тока несколько отклоняется от
указанных выше значений, одна-
ко при AV, 1 это различие не-
велико и им можно пренебречь.
В общем случае рекомендует-
ся применять решетки с сужаю-
щимися каналами до < 1,4, при больших значениях К»в —
решетки с сужающимися-расширяющимися каналами за крити-
ческим сечением |кр, имеющим вогнутую стенку со стороны спинки
[20], а в области умеренных сверхзвуковых скоростей сопловые
и рабочие решетки с выпуклым выходным участком спинки.
Коицевые потери. Составляющая внутренних потерь, обуслов-
ленных наличием торцевых ограничивающих стенок в межло-
паточных каналах венцов турбинной ступени, называемая обычно
вторичными потерями, возникает из-за взаимодействия погранич-
ных слоев, образующихся на профильной и торцевой частях ло-
патки, как между собой, так и с основным потоком (ядром). Бла-
годаря этому на выпуклой части профилей лопаток у выходных
кромок, на некотором расстоянии от торцевых ограничивающих
стенок, образуются две области накапливания подторможенного
газа, заполненных вихрями. В основном потоке газа возникает
компенсирующее вторичное течение, образующее у венцов ло-
патки, как правило, две замкнутые вихревые области (парный
вихрь) [66].
В каналах с активными решетками концевые (вторичные) по-
тери |вт оказываются существенно большими, чем в каналах
с реактивными решетками (на рис. 11.30 по оси абсцисс отложено
относительное расстояние от стенки х = х/l). Опыты показали,
что при относительной длине лопатки I = l/b 1, отмеченные
две зоны вторичных потерь существуют раздельно, практически
не взаимодействуя между собой, вследствие чего абсолютная
составляющая концевых потерь |вт не зависит от длины лопатки.
Вторичные потери |вт можно считать пропорциональными про-
фильным потерям в решетке для различных значений Г = 1/а,
где а = /sin (02)> и в первом приближении принимать равными
нижеследующим значениям:
V 1 6 10
Евт........................ 0,035—0,07 0,01—0,02 0,005—0,01
|вт/|пр ..................... 2—5,5 0,35—0,55 0,2—0,3
120
Рис. 11.31. Концевые потерн в решетках сопловой (а) и рабочей
(б) с бандажными полками
При малых длинах лопаток указанные две зоны вторичных
потерь (Z < 1, Г <;34-4) смыкаются между собой, что приводит
к непропорционально большому росту суммарных потерь, обус-
ловленных их активным взаимодействием.
В кольцевых решетках сопловых и особенно рабочих лопаток
из-за переменности геометрических и аэродинамических пара-
метров по радиусу интенсивность вихреобразования упомянутых
юн, а следовательно, и вторичные потери у корневой и периферий-
ной частей неодинаковы, причем у корня эти потери обычно
больше, чем у периферии, что обусловлено в основном малой сте-
пенью реактивности и повышенной (по сравнению с оптимальной)
1 устотой решетки. Значительное увеличение этого вида концевых
потерь наблюдается при близкой к нулю или отрицательной сте-
пени реактивности у корня, что обычно наблюдается в последних
с гупенях турбины с малыми отношениями когда возможен
отрыв потока от втулки 114, 30].
Вторичные потери при проектировании лопаточного аппарата
। азовых турбин более точно можно оценить по эксперименталь-
ным данным для ступеней аналогичного типа. На рис. II.31, а, б
даны зависимости |вт — f (I') для турбинных сопловой и рабочих
решеток с бандажными полками [36 ]. Величину |вт можно прибли-
женно рассчитать также по одной из апробированных эмпириче-
ских формул. Например, для решеток ступеней газовых турбин
авиационных ГТД
1st = Ввт/Впр = Д/(1 + ВГ), (11.95)
где |пр = |Тр + ?кр; А и В — численные коэффициенты, которые
следует принимать в диапазоне А = 1,04-1.1, В = 0,44-0,5,
причем большие значения А и меньшие значения В соответствуют
решеткам с малыми профильными потерями (|пр = 0,024-0,03)
и наоборот.
При большом расширении меридионального профиля (утла рас-
твора у) проточной части и шагах ? > fopt вторичные потери
121
Рис, 11.32. Поправки на относительный шаг (а) и веерность (б)
при расчете концевых потерь
1 — периферия; 2 — на среднем диаметре; 3 — корень
возрастают. В указанном случае для расчета £вт в сопловых
решетках можно использовать формулу [20]
Ь» =1ДГ (fe)’
Л * .. k— K2\l/(fe-n
где J учитывает влияние относитель-
ной скорости потока и Y = YtYD; Yt, YD— поправки соответ-
ственно на шаг и веерность. Величину Yt можно принимать по
графику на рис. II.32, а, а Ул — по графику на рис. 11.32, 6t
на котором по оси абсцисс отложены значения комплекса d-
я =_____П (Dr/r)/(Z)/) tg и1э_
I — l/D) 4- 0,25 sin 2а1Э’
где As — ширина (осевая) межвенцового зазора: индекс «г» со-
ответствует сечеиию в горле решетки.
При углах конусности (раствора) у 10-4-15° их влиянием иа
|вт можно пренебречь.
Для рабочих лопаток формула для определения £вт идентична
формуле (11.96) с тем различием, что поправка на веерность аппро-
ксимируется приближенной зависимостью Y = 1 + 1,7/Л, где
Л = sin Pj/sin р2 — коифузорность рабочей решетки.
Для ступеней с DcJl С 6ч-8 целесообразно вести расчет |БТ
раздельно для корневой (индекс «к») и периферийной (индекс «п»)
частей венца по формуле
^т = °>5Т5“[е»т.п (—г- + -г) + (—Г~~ 4")]’
(11.97)
Следует отметить, что при рабочем проектировании предпочти-
тельнее пользоваться соответствующими экспериментальными дан-
ными, полученными для решеток, возможно более близких по
геометрическим и режимным параметрам к проектируемым, так
122
h.iK ни одна из вышеназванных формул для определения |БТ
нс зет достаточно удовлетворительной сходимости с опытными
дн иными. Это является, по-видимому, следствием сложной и
ш однозначной физической зависимости между £DT, параметрами Z,
b, I, 0 и условиями на входе потока в решетку.
Концевые потери, возникающие из-за наличия радиальных
г юров у концов необандаженных лопаток, обусловлены как утеч-
кой части рабочего тела помимо лопаточного венца, так и измене-
ц|и и характера обтекания верхних концов лопаток по сравнению
е расчетным. Это изменение выражается преимущественно в том,
ио под влиянием перетекания рабочего тела через торец лопаток
< вогнутой части профиля на выпуклую на спинке профиля ло-
ii.i j ки у ее верхнего венца возникает интенсивный отрыв, сопрово-
ждающийся необратимым преобразованием части кинетической
шергии потока в тепловую энергию диссипирующихся вихрей и
изменением углов выхода потока из решетки (по шагу и радиусу).
Потери располагаемой работы в ступенях с безбандажными
лопатками зависят от большого числа факторов: относительного
радиального зазора; геометрических параметров решеток профи-
.'н i; степени реактивности у концевых частей лопаток; режима
оГйекания, характеризуемого числами М и Re; углами атаки;
параметрами потока в пристенном пограничном слое на входе
в за. ор и т. п. Указанные потери наиболее точно можно оценить
< использованием соответствующих опытных данных, полученных
при испытаниях на модельных ступенях.
При умеренных значениях относительных радиальных зазо-
ров (6Р = Sp/Z -< 0,0254-0,05) потери в ступени с достаточной
< н-пенью точности можно рассчитать по какой-либо из известных
приближенных полуэмпирических формул. Например, при от-
носительно длинных лопатках с Dcvll 3,54-5 и ?ср ~ ?opt для
указанной цели можно пользоваться формулой [14]
Чр. В = Чр. в/Чо = 1 — km, (П.98)
где
т = [bn//cBsln р2э. ср]; k = f (6); Чо при 6Е. а = 0,
при этом коэффициент k — 0,454-0,55 (меньшие его значения со-
ответствуют большим значениям степени реактивности 0, и на-
оборот).
Для приближенной оценки потерь из-за наличия радиального
чазора у ступеней с Dcp/l = 54-12 и безбандажными сопловыми
и рабочими лопатками можно рекомендовать формулу [14,42]
Чр. а = з. с [1 Пс/^ер)! Йр. с "Т" Р-р^а з. р [1 Gp/^cp. р] йр. р,
(11.99)
1де рс и рр —коэффициенты расхода через радиальный зазор
у концов сопловых и рабочих лопаток (в приближенных расчетах
123
можно принимать цс = 0,654-0,7 и иг й; 0,8); cos.c и са8.р —
относительные осевые составляющие скорости в зазоре, равные
С а 3- с = ^п3.с/^1ор’ £аз. р ~ в. р/^2 ар•
Наличие радиального зазора у верхних концов необандаженных
лопаток связано с уменьшением расхода газа, участвующего в соз-
дании полезной работы ступени, вследствие перетекания его как
через зазор помимо лопаток в осевом направлении AG0C, так и
с вогнутой части профиля лопатки на выпуклую в окружном
направлении AG0B.
Приближенно составляющие перетечек AG0C и AGOK могут
быть выражены формулами [14]
AGo0 = AG0C/Gr = dp[1+ (Zp/DcpJlPn/Pcp; (П.ЮО)
AGOK = &GmJGr = 0,6брЦ + (kjD^ slnP2, (II. 101)
Hep
и суммарные относительные псретечки через радиальный зазор
= AG„c + Дб0„.
Положительная перекрыта между входными кромками рабочих
и выходными кромками сопловых лопаток может привести к умень-
шению потерь из-за радиального зазора, особенно при малых
степенях реактивности у периферийной части ступени с относи-
тельно короткими лопатками. Существует оптимальное значение
такой перекрыши AZopt, зависящее от ряда факторов: осевого и
радиального зазоров, степени реактивности, угла сс1п, числа МС1
и прочих, причем с увеличением 6 величина AZcpt уменьшается
[42]. Можно несколько снизить потери из-за радиального за-
зора, введя небольшую отрицательную перекрышу на выходе
из рабочего колеса.
В зависимости от отношения и/С0 величина Afjp.B меняется,
увеличиваясь с ростом и/С0. В диапазоне значений и/С0 т (WG)opt
в первом приближении можно принимать
А^р. з Afjp. 8 0Р1 Орр (11.102)
Минимально допустимый радиальный зазор 6pmin обусловлен
соблюдением требования надежности работы турбины вЬ всем
диапазоне рабочих режимов (с учетом возможного изменения
размеров сопряженных деталей вследствие ползучести). Для
обычного конструктивного выполнения таких ступеней, т. е.
с гладким кольцом статора над верхними концами лопаток,
dp 0,84-1 мм. В большинстве случаев в целях обеспечения без-
опасной работы верхние концы лопатки изготовляют в виде тон-
кой дужки, что связано с некоторыми дополнительными потерями,
которые достаточно малы при /Др^С 104-12.
Зазор йр можно уменьшить (до 0,3—0,5 мм), применив спе-
циальные мягкие вставки (сплошные или так называемой сотовой
124
Рис. 11.33. Конструктивное оформление радиального вазора иа периферии
лопаток с бандажными полками
конструкции). Сотовые вставки (сегменты) выполняют из фольги
юлщиной 0,1—0,15 мм с небольшой высотой ячеек (2—3 мм).
В ряде случаев ячейки заполняют специальным наполнителем.
Концевые потери, возникающие из-за зазоров между вращаю-
щимися и неподвижными частями ступени, можно снизить, уста-
новив на концах лопаток бандажные полки и тем самым устранив
гу составляющую потерь, которая обусловлена перетеканием
газа с вогнутой стороны профиля в торцевой части лопатки на
выпуклую. Определяющую роль здесь поэтому имеют протечки
1 аза через кольцевые щели в зазорах. (При этом возникает допол-
ни гсльная потеря из-за взаимодействия потока утечек с замкну-
тыми вихревыми областями в полостях над бандажными полками,
л также из-за смешения потока протечек с основным потоком газа
иа выходе из венца [30].)
Типовые конструкции бандажных полок показаны на
рис. 11.33. Потери от протечек зависят здесь от относительных
зазоров бс = бр = 6р/^р, степени реактивности 0п и пере-
крыши Д/и у периферии ступени (рис. 11.33, а, б). Они могут
быть существенно уменьшены устройством развитого лабиринто-
цого уплотнения над бандажной полкой (рнс. 11.33, в, г).
Утечки через зазоры у периферийной части лопатки в рассма-
триваемых случаях можно определить по приближенной формуле
дсут = +-/-) (п.юз)
S111 Ргэ \ '-'ср *р / ^гер
где 6В. SK — так называемый эквивалентный зазор, подсчиты-
ваемый в общем случае по формуле
6в.вк = {-|/62Д, _ (1 _ (И/М]2 + ((1р4р)21 • (11-104)
Здесь дос = 6с —• осевой зазор между бандажной полкой и
статором; рос и рр — коэффициенты расхода через осевой и ра-
диальный зазоры, соответственно; zp — число гребней радиаль-
ного уплотнения бандажной полки; 6Z — размер, характеризую-
щий протяженность зоны отрыва струи, выходящей из соплового
125
Рис. 11.34. Поправочные коэффициенты для расчета утечек у бандажных полок
лопаток: а — на степень прямоточности (з — осевое расстояние между греб-
нями); б — иа коэффициенты расхода через осевой рос и радиальный рр за-
зоры; в — иа относительную толщину гребня еИ
аппарата у периферии рабочей лопатки (рис. II.33, б); Ку —
коэффициент прямоточности (рис. 11.34, а).
Величину SZ можно подсчитать по приближенной формуле
Ы = tg н1п У(ДСр4-/)Л/п.
Значения коэффициентов расхода рос и ц,, находят из гра-
фика на рис. 11.34, б в зависимости от относительной заостренности
кромки гребня уплотнения 6/Л. _
Формула (11.104) справедлива при 6б > 6Z. При 6б < Ы
следует пользоваться формулой [20]
68 „„ = Г1 / . V-5+ •;—.% я-] '• (П.104а)
При наличии между гребнями радиальных уплотнений на
бандажной полке лопатки, уступов или гребней па статоре (см.
рис. 33, в, г) в формуле (11.104а) следует принимать Лу=1. Для
уплотнений бандажной полки типа НПО ЦКТИ (см. рис. 11.33, а)
120]
б-“ = - мw + при 6с>6/;
(11.1046)
6-=« = [рГ?гф-^ + -Г-Г при 6С<61, (11.104b)
L * (Рос°ос) °эт J
где баЕ1 = 1(а0/с)/(2 ]/ 5zp. р)]2 — эквивалентный зазор радиаль-
ного уплотнения; tc—осевое расстояние между гребнями ста-
тора; гр. р — число радиальных гребней на бандажной полке ра-
бочей лопатки; а0 — f (e/t) определяется по графику на рис. II.34,в.
126
Рис. 11.35. Лабиринтовое уплотнение: а — конструктивная схема;
б — процесс истечения в ts-диаграмме (условно)
Отношение скоростей K-W^'scp в формуле (11.103) можно при-
ближенно подсчитать по формуле
wZTt 1 + cos2 (l/z>Cp) (2 + 1Д>ср) ,тт 1nr_.
«Чср ~ 1 + //Пср ' (П.105)
Как видно из формулы (П.103), на потери из-за утечек через
иазоры в ступенях с баидажироваиными лопатками влияет относи-
тельная высота лопатки, причем в различной степени в зависи-
мости от конструкции бандажной полки (см. рис. 11.33).
Потери из-за утечек через лабиринтовые уплотнения. Лаби-
ринтовые уплотнения применяют для уменьшения утечек рабо-
чею тела через кольцевые зазоры (щели) между вращающимся
ротором и неподвижными частями турбины под действием соот-
ветствующего перепада давлений. Принцип действия лабиринто-
но! о уплотнения состоит в том, что при протекании через узкую
кольцевую щель шириной 6У (рнс. 11.35, а) под влиянием пере-
пада давлений по обе стороны гребня газ приобретает некоторую
скорость, которая гасится в камере А за счет вихреобразования
п удара струи о противоположную стенку камеры. Распределяя
общий располагаемый перепад давления на уплотнение =
рг—Ръ между несколькими отдельными камерами, уменьшают
перепад давления на каждую щель и тем самым снижают скорость
истечения газа через щель, а следовательно, и потери из-за утечек.
Процесс истечения через подобные многокамерные лабирин-
товые уплотнения представляет собой, таким образом, многократ-
ное дросселирование, при котором значение полной энтальпии
рабочего тела остается практически постоянным (рис. 11.35, б).
Расход газа, проходящего через лабиринтовые уплотнения
(утечки), можно подсчитать по формуле [18, 871
О„л;^У(рг1-^)/(грм), (11.106)
• де Ру — средний коэффициент расхода, зависящий в основном
or конструкции уплотнения и соотношений его геометрических
параметров; f — площадь сечения кольцевой щели; z — число
гребней (щелей).
127
Рис. 11.36. Конструктивные схемы типовых лабиринтовых уплотнений, приме-
няемых в газовых турбинах, и коэффициенты их расхода
Типовые лабиринтовые уплотнения, применяемые в газовых
турбинах, схематически показаны на рис. 11.36 (см. также
рис. 11.35, а), где даны соответствующие значения коэффициента
ру. Большую точность обеспечивает расчет утечек по развернутой
формуле (приведена в РТМ—75 «Лабиринтовые уплотнения паро-
вых и газовых турбин» НПО ЦКТИ)
== P-y0₽gznZ\£p0 (Pi — pi)/(zpiui), (II. 1 Оба)
где ру0 — исходное значение коэффициента расхода.
При полном гашении скорости в камере А, что соответствует
blh <1 0,34-0,4 (рис. 11.36, 6), и острых (умеренно скругленных)
кромках гребней руС равен коэффициенту сужения струи при
истечении с начальной (примерно нулевой) скоростью. В зависи-
мости от угла наклона гребня 60 (рис. 11.36, а) величину ру0
можно подсчитать по приближенной формуле
^=(1 + *^)-'.
Коэффициент 0 учитывает влияние относительной толщины
кромки гребня ё = е/Ь. Для уплотнений газовых турбин ё-^.
•< 0,б-=-1,0 и Р <1 1,1. Расчетный зазор 6р0 = 6Р + г (1 — cos 0О)
(рис. 11.36, г). При г —> 0 зазор £р0 ~ 6р. Малое число гребней
(z<18) учитывается коэффициентом fe = f (М-уо/р-уокр)» где
Р-уокр — коэффициент расхода крайней щели (дросселя); при
Руо/РуОКр =1 = 1; при (Ру0/руОкр). = 2 и z = 2 £г = 0,96.
128
Если в какой-либо из щелей, обычно в последней по ходу газа ,
возникает критическая скорость, то при р2 < ркр П8. 871
Сут = ь/Ур1/[г + 1, l)wj. (П.Ю7)
Критическое давление
р„в » 0,77p1//z+ 1,1.
Потери располагаемой работы, обусловленные утечкой газа»
для концевого лабиринтового уплотнения (т. е. внешние по-
гори)
ДЛут.к=г1Т^т«; (П.Ю8)
для промежуточного лабиринтового уплотнения (диафрагмы
пли соплового аппарата) [20]
А/гут. с = hj[ 1 + <р sin «1/ру , (11.109)
1 № * Йут = ^ут/^г> ~ ^у/^ср» ^у = ^уДс-
Утечка рабочего тела (газа или воздуха) через внутреннее
уплотнение диафрагмы, поскольку она сопровождается после-
дующим подмешиванием к потоку основного газа, обусловливает
пошикновение внутренних потерь располагаемой работы.
Подробнее о влиянии подмешивания утечек к потоку основного газа на его
mil имегры см. ниже в параграфе II.б.
Потери в межвеицовом осевом зазоре. Этот вид потерь об-
уловлен в первую очередь турбулентным перемешиванием в за-
вихренных зонах потока, где интенсивно проявляется свойство
ши кости (закромочные следы, пристеночные зоны в корневой и
периферийной частях ступени и т. д.). Указанные потери возни-
кают также из-за трения потока газа на ограничивающих торце-
вых стенках в межвенцовом зазоре и зависят от режима обтекания
решеток профилей, степени неравномерности распределения пара-
метров потока по радиусу и шагу на выходе из лопаточного венца,
учла выхода потока в зазор и т. п.
Как следует из опытных данных о влиянии межвенцового
«и итого зазора на КПДт]ст, имеется некоторый диапазон значений
s »sopt, Для которого в ступенях со степенью реактивности
0„ » 0 их КПД практически не зависит от s и равен т]ст тах,
уменьшаясь с дальнейшим увеличением зазора (т. е. при s >
sopt) по линейному закону [1, 141.
В качестве примера на рис. 11.37 приведена обобщенная за-
висимость fjCT = Т)ст/т}ст max = f(s). По оси абсцисс отложены зна-
чения межвенцового осевого зазора в турбинной ступени, отне-
сенного к длине сопловой лопатки Zc, поскольку при s > sopt
доля потерь на трение потока о торцевые ограничивающие стенки
(поверхности) становится преобладающей и размер 1С может при-
ниматься за гидравлический радиус для закрученного потока
н кольцевой трубе.
б П/р Л. В. Арсеньева И др.
129
Рис. 11.37. Потери в осевом межвенцовом
зазоре турбинной ступени
1 — Ви> 0; 2 — расчет по формуле <11.110);
" S - G < о
npHs<sopf, когда доля
потерь на турбулентное переме-
шивание в завихренных зонах за
выходными кромками лопаток,
а также в корневой и периферий-
ной частях ступени является пре-
обладающей, за характерный раз-
мер, с которым целесообразно
соотносить осевой зазор s, следует
принять хорду профиля Ь.
Потери на трение о тор-
цевые ограничивающие по-
верхности с достаточной
точностью можно оцепить по формуле [141
1тр.оо = 2(^/Re°-139)s/sIna1), (11.110)
где коэффициент А == 0,22.
Потери в осевом зазоре существенно зависят от степени его
уплотненности, когда необходимо дополнительно учитывать влия-
ние как отсоса части рабочего тела нз основного потока, так и
подмешивания к нему дополнительного расхода газа или охла-
ждающего воздуха.
Дополнительные потери связаны с установкой перед решеткой
или в ее пределах посторонних тел, например: рсбер, связывающих
корпус турбины с блоком внутренних подшипников; перегородок
между жаровыми трубами в сборном коллекторе; корпусов раз-
личных измерительных устройств; скрепляющей (бандажной) про-
волоки, устанавливаемой для снижения уровня динамических
напряжений в лопатках. Наличие в потоке таких, обычно плохо
обтекаемых тел сопровождается возникновением за ними обшир-
ных зон (следов), заполненных вихрями, что приводит к увеличе-
нию гидравлических потерь в проточной части турбины, а также
к изменению некоторых кинематических характеристик основного
потока.
Эти дополнительные потери при неблагоприятном расположе-
нии посторонних тел (ребер) и большой их относительной толщине
(d = d/tc, где d — толщина ребра) могут оказаться достаточно
большими 136]. При соответствующем выборе места установки
ребер и перегородок (непосредственно перед входными кромками
сопловых лопаток), а также при уменьшении d указанные потери
на расчетных режимах могут составить всего 0,2—0,3 % КПД
ступени (прн нерасчетных режимах, эти потери возрастают до
0,5—0,8 %).
Для приближенной оценки потерь от установки одного ряда
скрепляющей проволоки можно рекомендовать формулу [301
A/le.n = UXn/2, (11.111)
где £с. п — гидравлический коэффициент местных потерь; wc. п =
= wt sin Р^нхД^е.п^вых) — скорость потока перед проволокой;
130
/пт» Ux—длина лопатки на входе и выходе; пс.п — ширина
мюклопаточного канала на диаметре вблизи плоскости установки
Проволоки.
Гидравлический коэффициент местных потерь
t 1,15тсж (/С- nlftt, к) — 2 Ar/Z) zт т 11 пч
fec-n [l-tfc.n/fM.K)J3 ’ (U.112)
где ф= 1,0-=-2,5 — численный коэффициент, принимаемый в за-
висимости от степени диффузорностн и угла атаки, причем мень-
ни-е его значение соответствует конфузорному каналу и углу атаки
i 0 [301; сж — коэффициент лобового сопротивления; /с. п —
площадь миделевого сечения проволоки; к — площадь сече-
нии межлопаточного канала в месте установки проволоки; Аг —
р? -стояние от оси проволоки до средней окружности колеса.
11.3. Предварительное проектирование
проточной части многоступенчатой газовой турбины
Это первый этап проектирования проточной части многоступен-
чатой газовой турбины, который при переходе к автоматизирован-
ному проектированию базируется на использовании математиче-
* кой модели так называемого второго иерархического уровня,
к<н да задача оптимизации решается на основании комплексных
п-хнико-экономических критериев качества (газодинамического,
прочностного и технологического) при заданных исходной кон-
। груктивной схеме ГТУ и ее основных параметрах. Данный этап
включает нижеследующие подэтапы.
Определение теплового перепада на турбину с учетом выход-
ши о диффузора. На выходе из последней ступени газовой турбины
уготавливают диффузор — аэродинамическое устройство, пред-
н 1 каченное для преобразования части кинетической энергии
ннходпой скорости в потенциальную (см. параграф 1.4). Ско-
рость потока на выходе из диффузора уменьшается, а статическое
длилспие увеличивается. Поскольку давление на выходе из тур-
бины определяется из расчета цикла ГТУ или задается внешними
условиями, установка выходного диффузора приводит к увеличе-
нию располагаемого теплоперепада в самой турбине на величину
(рис. 11.38) ДНт. из из = (4 — 4д)/2 с соответствующим уве-
личением степени расширения в турбине зт, = рЦр2 = лтзгд,
1д лт = potp2, а лд = р2/рг — степень повышения давления (ста-
«и «н екого) в диффузоре.
11оскольку реальный процесс течения газа в проточной части
«урбпны с диффузором сопровождается дополнительными поте-
рями как в лопаточном аппарате, так и в самом диффузоре, вну-
цнчшяя работа, развиваемая турбиной, в рассматриваемом слу-
чле будет равна
в = [Я т. из — Я;. нз (1 — !Мд)] Пд» (П. 113)
г>* 131
Рис, П.38. Рабочий процесс
многоступенчатой турбины с
выходным диффузором в is-диа-
грамме
Где Hf, из — //т.из “Ь ^д. из» Т)т *~
внутренний КПД собственно газо-
вой турбины с учетом дополнитель-
ных потерь, обусловленных увели-
чением располагаемого те пл о пере-
пада и, соответственно, степени рас-
ширения л' £> [в первом при-
ближении ж 1]т, подсчитываемому
по формуле (11.45)]; т]л = (U „3 —
— О'(1зд — У — КПД( качество) диф-
фузора.
Поскольку гидравлические поте-
ри в диффузорах обычно принято
оценивать безразмерным коэффи-
циентом гидравлического сопроти-
вления [24 ]
Ел = (»Д - ₽Э/[рер (с! - 4J/2],
(11.114)
КПД диффузора можно в этом случае определить, пользуясь
простой зависимостью т)л = 1 — £д.
Скорость на выходе из диффузора в стационарных ГТУ прини-
мается обычно равной 80—100 м/с, в связи с чем потери в вы-
пускном тракте турбины при умеренных поперечных габаритных
его размерах относительно малы.
Для хорошо спрофилированных диффузоров, когда направле-
ние потока на выходе из последней ступени турбины близко
к осевому, т]д — 0,6-?-0,7 [241. Если на выходе из турбины угол <ха
существенно отличается от 90° (более чем на ±10—15°), между
рабочим колесом последней ступени и диффузором устанавливают
спрямляющую кольцевую решетку лопаток, обеспечивающую
малую закрутку потока на входе в диффузор в широком диапа-
зоне режимов работы ГТУ.
Как правило, во всем диапазоне изменения отношения
КПД турбины с диффузором выше КПД турбины без
диффузора, особенно в области (КЁ“а/сизх) > х)о₽ь
причем зависимость r]T = f (J/JJ иЧсяъ £) для рассматриваемого
случая становится более пологой.
Определение числа ступеней. Число ступеней оп-
ределяют с учетом следующих органически связанных кри-
териев:
газодинамического, обусловливающего реализацию возможно
более высокой экономичности (КПД) проточной части при вы-
сокой аэродинамической нагрузке каждой ступени, т. е. мини-
мально допустимого с учетом достаточно высокой экономичности
числа ступеней;
132
прочностного, при котором обеспечивается надежность лопа-
Iочного аппарата турбины в течение заданного периода работы
(моторесурса);
Чехиико-экономического, позволяющего выбрать вариант Про-
ниной части с оптимальным сочетанием экономичности, удель-
ной металлоемкости, годовых удельных расчетных затрат при
производстве и эксплуатации ГТУ.
11ри проектировании проточной части газовой турбины для
принятой конструктивной схемы ГТУ исходными являются сле-
дующие параметры: Gr, Яти, рб, Тб, п (о типовых конструктивных
схемах ГТУ см. в параграфе 1.13). Частота вращения ротора
и (<«>) в зависимости от конструктивной схемы ГТУ задается усло-
виями работы привода (полезной нагрузки) у потребителя или
р н считывается исходя из необходимости обеспечения совместной
I /|бс>ты турбины и приводимого ею компрессора.
Механическая работа (мощность) на валу турбины в зависи-
мости от конструктивной схемы ГТУ определяется полезной Ha-
il »уп<ой из соответствующего уравнения баланса мощностей,
когда Ne = 0. Так, для схем ГТУ со свободной силовой турбиной
мощность компрессорной турбины
^T.K = 2V« + 2VM.n, (П.П5)
1 к Л^м. п — мощность, соответствующая механическим потерям.
Отсюда
Нт. к. из = (Nк АД. ц)/(Сг^).
Выше указано (см. стр. 106), что коэффициент нагрузки сту-
пени йин не должен превышать 2—2,2, соответственно Ииср =
1,34- 1,6, поскольку при более высоких его значениях заметно
11покается КПД ступени, а окружная скорость становится выше
допустимой по условиям прочности лопаток и дисков. Исходя
и । практики проектирования и уровня механических свойств
применяемых в стационарном газетурбостроении материалов (см.
। л. IX), наиболее приемлемыми с учетом высказанных соображе-
ний значениями окружной скорости являются мср 330-4-350 м/с,
•п<> соответствует перепаду для единичной ступени Аст>иа = 1504-
, 220 кДж/кг. Для охлаждаемых ступеней высокотемпературных
и юных турбин принимают более высокие значения иср — 380 4-
400 м/с, соответственно Яст пз — 3504-450 кДж/кг, а Нисх) =
24-2,2.
В первом приближении минимальное число ступеней турбины
= A/tu/(2/iu ср"Пр. з) ~ ?]т/(2xcp/?.u срЛр. з)’ (11.116)
» де хср = UqJcjm и предполагается, что ыср « const для всех
< гупсней (т. е. Dcpf — const).
Обычно в современных газовых турбинах число ступеней
44-5. Как следует из графика на рис. П.39, на коэффициенте
II«грузки hu величина хср сказывается существенно в отличие от
КНДп; [56].
133
Рис. 11.39. Зависимость
коэффициента нагрузки
от отношения лср
В первом приближении, например, на
стадии эскизного проектирования работу
турбины Ятн можно распределить равно-
мерно по отдельным ступеням. Однако при
детальных расчетах (на стадии техничес-
кого и рабочего проектирования) разви-
ваемую полезную работу следует распре-
делять по ступеням дифференцированно.
Так, для первой ступени многоступен-
чатой турбины илн ТВД многовальной
турбины, работающей при наиболее вы-
соких начальных температурах, обычно
задают относительно высокий теплопе-
репад /гст при реактивности 6ср<: 104-
4-20 %, что позволяет обеспечить благо-
приятные температурные условия для
рабочих лопаток как первой, так и по-
следующих ступеней. В некоторых случаях относительно больший
теплоперепад hCTU задают также для последней ступени 1(1,14-
4-1,2) hu cpi] в целях повышения ее КПД, поскольку, особенно
при больших значениях Gr, осевые составляющие скорости выхода
потока приходится вынужденно принимать весьма высокими (с2о
2804-300 м/с). При этом стремятся удовлетворять условию
аа 804-85°.
Оставшуюся часть суммарной работы (теплоперепада) Нта
обычно распределяют либо поровну между промежуточными сту-
пенями, либо пропорционально коэффициентам нагрузки отдель-
ных ступеней.
Определение основных габаритных размеров последней сту-
пени. Площадь кольцевого сечения F2 проточной части на выходе
из последней ступени турбины (сметаемую площадь) находят
из уравнения расхода (11.37), которое в рассматриваемом случае
выражается формулой
F2 = Grv2/c2a T2/[mp*q(2iCl) sina2],
(11.117)
где m = (k/R) [2/(k + = T(J _ _ ц Ят. a,kR.
pi=pi [i - (k ~ i) ht.
В предварительных расчетах принимают i]’ = 0,884-0,92.
В последующем в случае необходимости вводят поправку на рас-
четное значение КПД. В то же время из соотношения F2 = 3iDcpZp
следует, что требуемое значение Fa может быть получено при
различных сочетаниях £>ср и /р. Реальный диапазон значений Dcp
н /р следует выбирать с учетом обеспечения прочности рабочих
лопаток и дисков последней ступени. В рабочей лопатке возни-
кают напряжения от растяжения центробежными силами и изгиба
вследствие воздействия потока газа.
134
Напряжения растяжения от
центробежных сил в произволь-
ном поперечном сечении лопатки
нп расстоянии х от ее корня [56]
а₽ (*) =
гп
j Ixl Ск + х) dx ,
(11.118)
i iio рл — плотность материала
в- натки; •— площадь сечения
ир< ! 1ля лопатки на расстоянии
i иг ее корня; fxl — текущая
и иицадь сечения профиля ло-
щи кн на участке от гк Н х до
г„ периферийного (наружного)
|щднуса.
Поскольку рабочие лопаткн
последней ступени выполняют
переменной площадью попере-
чного (профильного) сечения по
I" ди усу, напряжения растяжения
пыразить формулой
Рис. 11.40. Коэффициент разгрузки
лопатки Ср. л
в корневом ее сечении можпо
аР (к) — £рар (к)*
(П.119)
«не Ор (К) = рл®£х/р£)Ср/2 — напряжение растяжения в корневом
«сченин лопатки постоянного профиля; Ср <4 1 — коэффициент
р 1 1рузки лопатки, который является функцией fx — fK — (fK —
f„) (x/lp)P; значения этого коэффициента в зависимости от
। улочпого отношения d = rK/ra и показателя степени р мож-
но приближенно оценить по графику на рис. 11.40 или по табл. 1,
приведенной в работе [56].
Из других применяемых в практике расчетов зависимостей
I (р) fn'fn можно рекомендовать f (х) = для ко-
горой
(l-f-fn/AJ — (^срДр) (1—Гп//к) + [2 (1 —/н//к)Лп (/п/7к)] гтт 1опч
(DCp//p) Ш (7п/М * Ц '
Численные значения £р в зависимости от E>cp/Zp и fD/fK, под-
считанные по формуле (11.120), представлены в табл. II.2.
Что касается напряжений изгиба, то при расчете рабочей ло-
патки на прочность следует учитывать лишь «некомпенсирован-
ной» их остаток Оиэг» который возникает из-за того, что напряже-
ния изгиба от воздействия потока газа не полностью коыпенси-
Р/1- ис.г изгибными напряжениями от действия центробежных сил
135
Таблица II.2
Значение коэффициента разгрузки gp лопатки
переменного сечения в зависимости от Dc^/lp
при различных отношениях площадей профиля
Dcp/fp
0,1 0,2 0.3 0,4 0,6 0,6 0,7 0,8 0.9
2,5 3 4 5 0,3356 0,3447 0,3563 0,3632 0,4459 0,4545 0,4651 0,4715 0,5358 0,5433 0,5529 0,5586 0,6153 0,6218 0,6301 0,6351 0,6882 0,6936 0,7006 0,7047 0,7566 0,7610 0,7665 0,7699 0,8210 0,8242 0,8288 0,8310 0,8819 0,8842 0,8872 0,8890 0,9 ЙЗ 0,946 5 0.9428 0,9440
вследствие некоторого смещения центра ее тяжести относительно
радиальной оси («навала») [56].
Суммарные напряжения в рабочей лопатке последней ступени
(J2 = Qp -J- иизг =- (1 ф- Пизг/Ор) Op, (11.121)
где й'изг — Оизг/сгр — 0,2-ь0,5, причем мепыние значения сфзр
соответствуют лопаткам с бандажными полками.
Для обеспечения надежной работы лопатки газовой турбины
следует иметь запас ее прочности, как правило, по отношению
к пределу длительной прочности материала, который зависит
от температуры и заданного срока службы. Его значения для ло-
паточных материалов, применяемых в газотурбостроении, при-
ведены в гл. IX.
Температуру рабочей лопатки принимают равной температуре
заторможенного потока газа перед лопаткой в относительном
движении:
т* — т* (М“~ 1)
Iwl — lQl 2[k/(k~ 1)]/? ’
где Toi = Tt— (И-ги -£hui) (k- 1) R/k; £ hul — суммарная
удельная работа на окружности предшествующих ступеней.
Коэффициент запаса прочности для лопаток газовых турбин
по значению должен составлять naz^ 1,75ч-1,8 (по величине
ор — пОр 2) [561. Минимальный запас прочности для ло-
патки с малым Dcp/lp 3ч-3,2 получается обычно не у ее корпя,
а в сечениях, расположенных от него на расстоянии (0,25ч-0,3) /Р,
как из-за принимаемых по необходимости малых значений коэф-
фициента £р. л, так и из-за сниженной температуры лопатки в при-
корневой зоне вследствие отвода части теплоты через хвостовик
в диск. (Изменение ТЛ при этом может составить 50—100 °C
[22]). В связи с этим более точно расположение опасного сече-
ния лопатки следует рассчитать для нескольких сечений по ее
высоте.
136
Если при заданном значении
Fa указанные минимальные за-
пасы прочности не обеспечиваются
варьированием коэффициента раз-
I ру $ки, т. е. зависимостью
(/n'fit)v2p, нужно идти на умень-
шение площади F2» увеличив ско-
рость с2а (^а), но не превысив
М, ,я < 0,54-0,55, так как в про-
пишем случае значительно сни-
шюя КПД турбины.
Таким образом, диапазон воз-
можного изменения длины ЛО- Рис. п.41. Характеристики рабо-
11.11 КИ Zp При выбранном тепло- чей лопатки последней ступени
перепаде определяется, с одной
г тропы, величиной па, а с другой — минимально допустимым
по условиям технологии ее изготовления коэффициентом раз-
ipyiKii ?р, который соответствует значению 0,164-0,2.
Па рис. 11.41 приведено изменение основных характеристик
рабочей лопатки последней ступени газовой турбины в зависимости
or отношения х — и/с^д. Пересечение горизонтальных линий,
соответствующих Одоп И (fj/AJmin. с кривыми 1р = (v) и =
(t) определяет допустимые по условиям прочности и тех-
нологичности диапазоны изменения 1Р и х (141.
Периферийный (наружный) диаметр Dn — + 1Р, причем /р
выбирают в указанном выше диапазоне ес значений (по графику,
подобному представленному на рис. II.41), а величину £)ср под-
счипйвают по формуле Dcp = Г2/(п/р), Величина Dn характери-
зует максимальный поперечный габаритный размер газотурбин-
ного двигателя. Ограничения максимального значения Dn на-
। чадываются требованиями обеспечения транспортабельности
(* юка турбокомпрессорной группы ГТУ и минимальной массы
турбины. Его следует согласовать с максимально допустимым
ио условиям прочности и технологии изготовления корневым диа-
метром ступени Dn = Dcp — lv, определяющим, в свою очередь,
наружный диаметр диска (ротора). (Обычно шах = 1600 4-
: 1700 мм).
В первом приближении значение DKmax можно оценить по
формуле
&к max -- (60/ЛП) "j/”
1 •'«* й„к = 2,04-2,2.
Найденное таким образом значение £)„ должно быть проверено
расчетом диска иа прочность (42, 56]. В тех случаях, когда зна-
чения DK (Dn) не удовлетворяют какому-либо из перечисленных
«ребований, следует принять другое значение 1р в допустимом
диапазоне изменения х (см. рис. 11.41), а если и это не дает жслае-
137
Рис. И.42. Конструктивные схемы проточных частей многоступенчатых газо-
вых турбин: а — Dn~ const; б — DK = const; в — Da и Рк = vav
мого результата, уменьшить тепловой перепад па последнюю
ступень турбины.
Выбор конструктивной схемы проточной части. При выбран-
ных периферийном (среднем) диаметре и выходной длине рабочей
лопатки последней ступени возможно различное конструктивное
выполнение проточной части многоступенчатой турбины в ее
меридиональном сечении. Схема на рис. 11.42, а с Da = const
позволяет получить турбину с наименьшим числом ступеней,
поскольку при этом достигаются максимальные окружные ско-
рости, а следовательно, и срабатываемые тепловые перепады на
каждую ступень. В то же время длины лопаток всех ступеней
(за исключением последней) получаются наименьшими по сравне-
нию с другими схемами. При ее реализации, однако, могут воз-
никнуть трудности из-за более высоких напряжений в дисках
и лопатках первых ступеней,, а также из-за больших диаметров
поковок дисков.
Наружный диаметр диска в этой схеме можно уменьшить, применив рабочие
лопатки с удлиненной ножкой.
Схема па рис. 11.42, б с DK ~ const обладает технологическим
преимуществом по сравнению с предыдущей, особенно при цель-
нокованом или сварном роторе, поскольку наружные диаметры
дисков в ней одинаковы. Однако из-за меньших окружных скоро-
стей в первых ступенях может возникнуть необходимость в уве-
личении числа ступеней или повышении их нагрузки, что в ре-
зультате приведет к снижению КПД турбины. Длина лопаток
всех ступеней (за исключением последней) получается большей,
что благоприятно сказывается на КПД турбины при малых объ-
емных расходах газа.
Проточная часть по схеме на рис. 11.42, в, при которой какРп,
так и £)Ср п DK меняются от ступени к ступени, представляет общий
случай. Ее частным случаем является схема, при которой Рср =
= const. Положительным качеством этой схемы является возмож-
ность получения наименьших углов раствора проточной части,
что благоприятно отражается на КПД турбины.
Для каждой из приведенных схем можно выполнить проточную
часть турбины в различных вариантах очертания ступеней в мери-
138
'тональной плоскости. Наиболее распространен вариант, когда
и дружную поверхность рабочего колеса выполняют цилиндриче-
ской, а внешний обвод сопловых лопаток — либо конической
фирмы, либо двоякой кривизны. В указанном случае допускаются
большие осевые смещения ротора относительно статора.
Определение угла раствора проточной части. Для достижения
высокого КПД при проектировании проточной части газовой тур-
бины следует задавать угол ее расширения в меридиональном се-
чении (угол раствора) достаточно малым. Так, при переходе от
одного лопаточного венца к другому для смежных венцов этот
у юл не следует допускать ►> 104-15°, а суммарный угол рас-
inopa + Тк £> 154-25° (см. рис. 11.42) [30, 361. Скосы
обводов лопаточных венцов целесообразно заканчивать до начала
косого среза в лопаточных каналах.
При указанных («крайних») значениях угла дополнитель-
ные потери, обусловленные диффузорным характером потока
и лопаточных венцах и межвенцовых зазорах, 0,01, оставаясь
практически неизменными в диапазоне чисел Мс> -< 0,44- 0,8.
Уюл раствора определяется конструктивной схемой проточной
члеги, а также осевой шириной лопаточных венцов и межвеицо-
П1.1МИ осевыми зазорами. Осевая ширина лопаточных венцов,
в свою очередь, определяется допустимым запасом прочности по
«пучению изгибающих напряжений, которые возникают от воздей-
I пшя газового потока, а для рабочих лопаток — и от центробеж-
ных сил.
Па предварительных стадиях проектирования, когда выбирают
конструктивную схему проточной части и определяют ее основные
габаритные размеры, еще не имеется результатов газодинамиче-
ского и прочностного расчетов лопаточных венцов. В связи с этим
осевую ширину лопаток оценивают приближенно с использова-
нием соответствующих данных по лопаткам ступеней аналогич-
ного типа. Прн небольшом различии геометрических размеров
проектируемых ступеней от прототипа можно принимать одинако-
вой их относительную ширину Вк = BJI в корневом сечении,
риги сложенном обычно над переходной галтелью хвостовика.
Для рабочих лопаток стационарных газовых турбин средней
и большой мощности можно рекомендовать в первом приближении
/Jp. 1( =0,24-0,4, причем меньшие значения Вр.к соответствуют
последним ступеням с малым отношением Dcp/Z, а большие — пер-
вым ступеням турбины. Осевой зазор между лопаточными вен-
цами выбирают по рекомендациям, приведенным в параграфе II.2,
п 1ависимости от 1С (Zp). В целях снижения вибрационных напря-
жений следует задаваться передним осевым зазором, т. е. между
ненцами ступени, 5j =0,24-0,4 (большее значение относится
к первым ступеням газовой турбины, сопловые лопаткн которых
охлаждаются воздухом), а задний осевой зазор, т. е. между от-
дельными ступенями, = (1,24-1,8)51-
139
Рис. 11.43. Построение меридиональных сечений про-
точных частей многоступенчатой турбины
Осевую ширину сопловых лопаток в их корневых сечениях на
рассматриваемом этапе проектирования следует принимать рав-
ной Вс.к = (1,24-1,5) Вр.к. Осевое расстояние Lt между от-
дельными ступенями можно назначать, определив предварительно
Ц-i — Ц-ъИ?- При у ж 10° Lt = 0,754-0,8, при у= 154-20°
Li = 0,554-0,6. Откладывая последовательно от оси рабочего
колеса последней ступени полученные отрезки Lit можно опреде-
лить в первом приближении осевой габаритный размер проточной
части Ln. ч (рис. 11.43). Для определения угла раствора всей
проточной части следует подсчитать длину сопловой лопатки пер-
вой ступени /с1.
Имея тепловой перепад на первую ступень, а из расчета
цикла ГТУ — начальную температуру, начальное давление и
массовый расход газа и задаваясь степенью реактивности 6ср
в диапазоне 0,15—0,25, 1С1 можно подсчитать по формуле 1С1 —
= Gr/(^Dcp iPiCj sin cclcp i). Здесь угол ctlcp г следует задавать
в пределах 15—25°, а в турбинах малой мощности cclcp j « 124- 13°.
При этом нужно проверить значения коэффициентов хср и hUK1
для первой ступени, с тем чтобы они ие выходили из диапазона
хср = 0,464-0,5; hUK т << 24-2,2. Это позволяет рассчитывать на
получение достаточно высокого значения КПД ступени, близкого
к его оптимуму.
Соединяя точки и А2, соответствующие концам выходной
кромки сопловой лопатки ступени I, с аналогичными точками Q
и С2 для рабочей лопатки последней ступени, получают габарит-
ные очертания проточной части многоступенчатой турбины в ее
меридиональном сечении, а следовательно, и углы раствора ук
и уп. Если в результате такого построения окажется, что у2 £>
> 204-25°, то для получения более высокого КПД проточной
140
Г'ис. П.44. Проточная
чисть и схема охлаждения
ТВД ГТ-100
I — обойма ТВД; 2 — ро-
чир ТВД; 3 — подвод воэ-
/|\-ч на охлаждение ротора
1 НД; 4 — вход газа; 5 —
д воздуха на охлажде-
ние обоймы и сегментов
сопловых лопаток
части целесообразно несколько увеличить осевые размеры или
использовать другую конструктивную схему проточной части
।урбнны.
Вычерчивание эскиза проточной части газовой турбины по
любому из вариантов можно запрограммировать и осуществить
и 1 графопостроителе. Для этого используют, например, полу-
чивший сравнительно широкое распространение пакет графиче-
ских программ ГРАФОР. В отдельных случаях может оказаться
целесообразным увеличить число ступеней проточной части. При-
мпры конструктивного исполнения проточных частей многоступен-
члшх стационарных газовых турбин приведены на рис. 11.44—
II 16 [14, 51].
11роточная часть ТВД двухвалыюй энергетической ГТУ
1 1 100 ЛМЗ (рис. 11.44) включает три ступени, выполненные по
конструктивной схеме II, т. е. с DK = const. Рабочие лопатки без-
бандажные, в верхних их концах Da = const. Угол конусности
у периферии 2-й и 3-й сопловых лопаток уп » 15°.
Проточная часть одновальной энергетической ГТУ фирмы
«Вроун-Бовери» типов 11 и 13 (рис. 11.45) имеет пять ступеней,
иыполненных с DK ~ const. Сопловые и рабочие лопатки без-
бандажные, обработанные с углом конусности у первых двух
- 1 уисией угг » 15° и у последних трех уп » 28°.
В газовой турбине одновалыюй ГТУ М7001В фирмы «Джеперал
• юкгрик» (рис. 11.46) проточная часть имеет три ступени с DK,
/I,, и Dcv = var. Первая ступень —-с безбандажными лопатками,
шор in и третья — с бандажированными, в верхних концах кото-
рых Da = const. Углы конусности уп и ук у второй и третьей сту-
пеней 20—25°. Однако конусность в них захватывает лишь 0,6—
141
Рис. 11.46. Проточная часть и схема охлаждения ГТУ М7001В фирмы «Дже-
нерал электрик»
Воздух! 1 — после компрессора; 2 •=• после 16-й ступени компрессора
0,7 осевой ширины сопла, остальная часть торцевой поверхности
цилиндрическая. Первая ступень имеет цилиндрические очерта-
ния в меридиональном сечении.
Проточная часть газовой турбины одновальной энергетической
ГГУ№501 фирмы «Вестингауз» (см. табл. 1.1) состоит из четырех
«•упеней с Dv и Dd = var. Рабочие лопатки всех ступеней без-
। ыпдажные, обработаны в верхней части по конусу. Углы конус-
ности проточной части в меридиональном межвенцовом сечении
Т.. а; 15° и « 10°.
Газодинамический расчет турбины по среднему диаметру (одно-
мерный расчет). В результате построения габаритных очертаний
проточной части турбины в меридиональном ее сечении в первом
приближении определяют средние диаметры и длины лопаток
каждого из венцов (см. рис. 11.43). Последующий газодинамиче-
ский расчет каждой ступени имеет целью определение основных
параметров потока в межвенцовых зазорах на среднем диаметре:
л ления, температуры, скорости, углов выхода и входа, отноше-
ния х, КПД ступени (т)ст. нз и т]*т) и, наконец, КПД всей турбины
(Чт. иа и т£). Для схем ГТУ с блокированной компрессорной тур-
143
биной уточняют (оптимизируют) частоту вращения ит.к компрес-
сорного вала.
В качестве расчетного принимают режим, соответствующий
номинальной мощности агрегата, для которого из расчета цикла
ГТУ известны параметры Gr, ро, То, р2т (Нти), п, а также пара-
метры охлаждающего воздуха Go. в, р10. в, 71о, в.
Параметры Go. в, р1о в и 7\о. в подлежат в дальнейшем уточнению пу-
тем расчета системы охлаждения газовой турбины (см. параграф II.6).
Исходными для проведения одномерного газодинамического
расчета являются значения k, R рабочего тела. В число варьируе-
мых при одномерном расчете параметров входят степень реак-
тивности 0ср, Dcp, lc, Dcp } тр/Dpp j с, lp!lc, fl-r.n, ^ст. из, ^ик (fiu. ср)
с соответствующими ограничениями по 6К > 0кпцп 0 -j- 0,05,
(Р-2mln) < «! (₽2) <! а1тах (Р2тах), СС-2 — 90Э < 10 (15°), Мс <
<0,6.
В основу этих расчетов закладывается система уравнений:
неразрывности, момента количества движения (динамики), ба-
ланса энергии, процесса и состояния, описываемая для устано-
вившегося потока газа формулами (II. 1)—(II.7). В качестве
дополнительных условий используют соответствующие зависи-
мости для кинематики одномерного потока, определяемые тре-
угольниками скоростей для заданной степени реактивности 6ср,
и КПД ступени т)ст. из и т)’т, а также статистические зависимости
в виде приближенных формул или обобщенных эксперименталь-
144
ПИХ кривых для оценки потерь по значениям безразмерных ко-
эффициентов Sy или коэффициентов скорости <р и ф в функции
<>| шага решетки ? -= f (ръ р2, ё|пах), относительной длины ло-
п 1гки I — f и других геометрических и режимных пара-
метров.
Структурная схема модуля одномерного газодинамического
расчета проточной части турбины (по среднему диаметру), реко-
мендуемая для использования при автоматизированном проекти-
ровании с применением ЭВМ, приведена на рис. П.47 [1]. От-
дельные ступени турбины можно рассчитывать по среднему диа-
метру различными способами в зависимости от набора дополни-
(сльно задаваемых исходных данных как с «конца», так и с «начала»
проточной части. В приложении 3 приведены два наиболее рас-
пространенных способа одномерного газодинамического расчета
первой ступени многоступенчатой газовой турбины [20, 36].
В практике проектирования обычно проводят расчеты для
нескольких исходных вариантов проточной части в меридиональ-
ном ее сечении с последующей проверкой прочности лопаток и
дисков. Окончательный вариант для дальнейшего этапа проекти-
рования выбирают иа основе анализа результатов вариантных
расчетов. В принципе можно решить задачу о построении опти-
мальной проточной части (оптимизированной проточной части),
•ни, однако, затруднено недостаточной четкостью обоснования за-
шипи комплекса исходных требований [74, 831. Уточненный
одномерный газодинамический расчет проводится обычно на по-
следующих этапах проектирования, когда выбран закон закрутки
и осуществлено профилирование лопаток как в расчетном сечении
(пл среднем диаметре), так и вдоль радиуса, поскольку представ-
ляется возможным ввести соответствующие поправки на пр остр ан-
<1 пенный характер потока и оценить более точно профильные,
концевые н другие внутренние потери [61].
11.4. Газодинамический расчет
пространственного (трехмерного) потока
в турбинной ступени
Расчет осесимметричного потока в межвенцовых осевых зазо-
рах. Реальный поток газа, проходящий через лопаточные венцы
ступени осевой турбины, имеет пространственный характер, т. е.
сю параметры изменяются не только в осевом направлении, но
и по радиусу и в окружном направлении. Интенсивность этого
л 1менения зависит от ряда факторов, к основным из которых от-
носятся окружная скорость в рабочем колесе, поворот потока
в решетках (каналах) профилей с конечной толщиной выходной
кромки, меридиональное раскрытие проточной части, вязкость
газа, проявляющаяся в пограничном слое, во вторичных тече-
ниях, протечках через зазоры, и т. д. В ступенях стационарных
ызовых турбин, имеющих относительно длинные лопатки, наи-
145
Рис. 11.48. Основные обозначения для составляющих
вектора скс; ости w (с) в цилиндрической (г, <р, г) и есте-
ственной (и, tp, s) системах координат
большее влияние иа структуру пространственного потока оказы-
вают окружная скорость и закрутка потока по радиусу.
Известные и апробированные методы расчета пространствен-
ного потока в межвепцовых зазорах турбинной ступени основаны
иа гипотезе установившегося, осесимметричного течения газа,
т. е. когда d!dt и д!д^> равны нулю. Расчет в первом приближении
ведется для межвепцовых зазоров (см. рис. П.6).
Расчетное сечение в пределах каждого зазора s (а) = const располагается
либо в его середине, либо прн больших s в непосредственной близости к выход-
ным кромкам лопаток.
В общем случае учитывают радиальную составляющую ско-
рости ст (юг) (рис. 11.48), наклон tg у и кривизну линий тока
oyfds. Жидкость (газ) считается невязкой и нетеплопроводной,
однако потери располагаемой работы, обусловленные вязкостью
(на трение, перемешивание и т. д.) и возникающие в предшеству-
ющем расчетному венце, косвенно учитываются коэффициентом
изоэнтропийности Of -= exp I—(s, —•si_1)/7?]. Течение перед вен-
цом в общем случае вихревое, т. е. полная ротальпия Н* = J* +
(J2J2 — ц®)/2, энтропия s и циркуляция скорости сиг изменяются
вдоль радиуса; однако предполагается, что течение безотрывное,
т. е. вдоль радиуса в межвенцовом зазоре выполняется условие
ИЛП
В пределах каждого венца k и R считаются постоянными.
В пределах осевого зазора энергетические характеристики вдоль
линии (трубки) тока — энтропия s и полная ротальпия Н* —
остаются постоянными.
Закрученное вихревое течение газа в осевом зазоре описы-
вается системой уравнений (II.1)—(II .7), которая применительно
к рассматриваемому случаю с учетом принятых допущений может
быть сведена к системе, включающей уравнения:
радиального, равновесия (в полуфиксированной системе коор-
динат — см. рис. 11.48 161 ])
dw4 , СцТ — Cl»/"2 d (Cur) D г , ч
+ "Hs-----* W‘B w>w^ =
rfff* . I [пи* I ,2 2 Z 42 d I. P*>m_\1.
dr"Wa (Cu dr \ln 2/P’
(11.122)
неразрывности (характеристик)
_ ^rWsPw^^M zrr 19ox
dr ~ 2H*+& 1
где
c« sirfty cosa у d (r tg y)a 1 1 cos£ T dy 1 I /. MSV
a2r 2ra dr cosy ds J/ * s'’
Ma = ws/cr, a? = (k— 1) (2//* + u2 — к/)/2; m = (k — l)/fc
Ф = <?/2л — функция тока; Gj — массовый расход газа, проте-
кающего через кольцевой канал, ограниченный втулкой и мери-
дианной линией тока j.
Для расчета пространственного потока в межвенцовых зазорах
система (11.122), (11.123) должна быть дополнена соответствую-
щими начальными и граничными (краевыми) условиями —- при
фиксировании величин г<Ср» ^stcp» Cui ор> Н?сР (или J?cp) и
PwJpi — в виде
(Рi ср) ~ ^efcpJ си (Г1 ср) ~ Си1 ср» Ф (Ti ср) ~ ЩФт»
и замыкающим соотношением, в качестве которого принимается
»акон изменения скоростей си, са и углов (р2) потока вдоль
радиуса, именуемый законом закрутки потока (принимаются
по данным одномерного газодинамического расчета проточной
части газовой турбины — см. параграф II.3). Здесь pi (г/ср —
dk)l(ri„ — г?к) 1 определяет часть расхода газа, проходя-
щего между корневой поверхностью (втулкой) венца и средним
радиусом.
Наиболее распространенными и физически обоснованными
являются законы закрутки, которые описываются замыкающими
соотношениями в виде функциональных зависимостей от радиуса:
I) циркуляции скорости сц, cur = f (г); 2) осевой (расходной)
составляющей скорости cat са = f (г); 3) плотности тока рса,
prQ = f (г); 4) угла выхода потока из лопаточного венца сх2 (р2) =
• f (г)-
Исходная система уравнений (П.122), (11.123) и соответству-
ющие начальные условия для каждого из перечисленных законов
преобразуются к виду (табл. П.З) 161], удобному для численных
расчетов. Другие возможные виды задания замыкающего соот-
*47
Таблица 11.8
Исходная система уравнений для различных законов закрутки пространственного потока в турбинной ступени
№ п/п Замыкающее соотношение Уравнение радиального равновесия Уравнения неразрывности Начальные условия
1 v=/« d<n„ _ _ / (г) — шга d! (г) _ dr wsr2 dr - Иев (г, w„ t) + J- + 4- X х[2Л‘+и2-^ШГ>~И,а)а] X dip 2mrrasmsyp^(la) dr 2Я* 4- u2 fo+l) I (ft — 1) (2ZT4-«») » 1/2 ». ('I op) = ». I cp: 1|> (0 op) = M>n>
2 Со = / (г) “М_ ( 1 d X dr СцГ —шл2 1 2 dr <-^У-«Ув<— + ^ + -У[2Я. + .-ОУ- — — юг2)2 1 d In (s j-igi/т) У rz j dr J di|i 2mrf (r) p’s (X„) dr 2H* 4- ua — pM-1) Hi+/2(r)/cos2v]' [ (£-1) (2ДЧ-И2) !/2 cu (ri op) ~ cui cp! <ri op) = Hitm
. ;-сла,тженЕе табл. И S
№ п/п Замыкающее соотношение Уравнение радиального равновесия Уравнения неразрывности Начальные условия
Л ЬЛ1 ( f(r) У11/2+
* 1 L Up»» (Ч)' J + и[1 ( \21 + dll) _ . . = r cos iF(r)\ , 2mp*
з РСО = = /(/) = = F (г) cos V r L \°Св(М^ J ' У/? (Г, ГО 4- W <fl ср) = Шор!
w [p>(MJ ( Л 1 Pw 2Н*+и2' , _ Г (k + 1) го2 11/2 Ф (<< ср) = Mm
+ W [ dr + 2 (2^Ч-“2-^)Х " [ (A~l) (2Я* + «а) J
din (si-i<Tf/,n) 1 * 1
4 ₽-/(г) -^ = — [— + В (r, to, i|i) sin3 ₽] x XK-2o1cos₽ + -1-["V+_L x d4> И2~Д/Р^7(Ч) & (2Н + и2)1/3 X sin p cos v; w (г 1 op) = tot op! Ф (ci op) = Mm! r (t+l)-|t/2 L/ 2 V4-1’ 1
X (2Zf• + u3 — m3) j 4 Г (A + l)ro5 Ц/2 m‘ L I k +1) J x
" 1. (4- 1) (2//* + u3)J X [(4/(4-1)]1'2
"“(-I / ”?_r V'"1 k^w /—1® (f—1)
2«J_ 4 + 1
a-const
ношения (закона закрутки)', связан-
ные с распределением по радиусу сте-
пени реактивности 0, удельной работы
Ни, числа М (X) и других параметров,
могут быть сведены к названным
выше четырем основным случаям [61,
661. Правые части замыкающих соот-
ношений должны быть непрерывными
функциями радиуса н удовлетворять
условию безотрывного и дозвукового
обтекания. В общем случае задаются
наклон и кривизна меридианных линий
тока в пределах каждого межвенцо-
вого зазора st в виде функций tg у =
= fi (г) и dy/ds = f2 (г), которые могут
быть приняты постоянными, линейными
Рис. П.49. К определению или квадратичными, монотонно воз-
иаклона и кривизны мери- растающими вдоль радиуса.
диональных линий тока Когда (г) задают линейной
функцией, указывают значения углов
наклона образующих, ограничивающих меридиональное сече-
ние у корня ук и периферии уп (наружного обвода) проточной
части в сечении а = const, в виде
tg Т = tg Ти + (Г - rK) (tg Тп - tg Тк)/(го - г*), (11.124)
7 = к (И = ?в + (г - Гц) (тп - ?я)/(г„ - r„) (II. 125)
или в виде
tg 7 = К ('п - г2) tgТв + гп (г2 - %) tgтJ/[г - г')],
(11.126)
соответствующем условию распределения расхода газа вдоль ра-
диуса пропорционально кольцевым площадям, т. е. постоянной
плотности тока рса = const, когда ф = ф„ (г2 — гя)/(^ — Гх)-
При задании (г) и f2 (г) в виде линейных функций должны
быть известны их значения на двух радиусах — гср и гг (г,.),
а сами г„ (а) и г„ (а) должны быть дважды непрерывно диффе-
ренцируемыми, например:
cv.r‘ fl О (с,.Г)гр - - (f Гер) [(Cpl)n (срГ)ср]/(гп С,.,,)
(11.127)
и
бу/* = ± (!/[/?]) =/2 (г) =
= (1/Лц) + (г - г«) [(1/«п) - (1/«я)1/(гп - Гн). (П.128)
150
При задании (г)' и f2 (г) квадратичными функциями их можно
представить в виде интерполяционного полинома Лагранжа:
р fr\ = р (г Гс^ I р (r — rv) (fy — r)
К (Гср Ге) (Гд Гк) СР (rCp — Ги) (Гц Г ср)
di-129)
Ип гк) vu — 'cpj
1де F (г)’ = fi (г)' или F (г) = f2 (г) = dy/ds.
В частном случае конических обводов ступени (проточной
части) можно считать, что dy/ds = [2 (г) — 0. Если линии тока
шданы на меридиональном сеченни проточной части в виде кри-
вых, то угол наклона и кривизну каждой г ? них в точке пересе-
чения в расчетном сечении а = const определяют по касательной
в рассматриваемой точке 1и (рис. 11.49). Тогда и вы-
числяют по формулам
х„ Дг .
а?______. I _ 2 (у-2 + s'?) — te-i + Bi)
as IRtel ~ 7 (Ax)2
Определив углы у и кривизну dy/ds во всех точках riK, строят
графики tg у = fj (г) и dy/ds = (г), по которым составляют
таблицу значений в фиксированных узлах Гц, используемую
для графического или численного интерполирования при расче-
тах на ЭВМ. Приведенный выше метод расчета пространственного
осесимметричного потока в межвенцовых зазорах может оказаться
целесообразным в случае, когда у( 20° и D^/l^ < 3,5 ч- 4.
При меньших и больших £>срмр на расчетном режиме до-
пустимо ввести дополнительное условие цилиндр и чности потока,
получив более простые зависимости изменения его параметров
для замыкающих соотношений (законов закрутки) с достаточно
точным конечным результатом. Согласно указанному условию
предполагается, что в межвенцовых зазорах газ движется по
соосным цилиндрическим линиям (поверхностям) тока, т. е. сг &
0. При цилиндрическом течении газа относительно контроль-
ных сечений в межвенцовых зазорах ступеней основополагающей
является та же система уравнений радиального равновесия и
сплошности, которые получаются из системы (ПЛ22), (11.123)
в ее общем виде при tg у = dy/ds = 0.
В рассматриваемом частном случае уравнение радиального
равновесия частицы газа, находящейся под действием центробеж-
ной силы и гидродинамического давления в межвенцовом зазоре,
имеет вид
1 dp
р dp ~ г
(11.130)
Зависимость, выраженная этим уравнением, справедлива н
для необратимого процесса течения реального газа при сохране-
нии условия сг — 0 и допущении о постоянстве полной энтальпии
1Б1
и энтропии вдоль линии (трубки) тока при равенстве их началь-
ных значений на входе в венец *. Тогда уравнение радиального
равновесия (11.130) в более наглядной форме зависимости между
осевой и окружной составляющими скорости вдоль радиуса может
быть записано в виде
Для контрольного сечения 1—1 в межвенцовом зазоре за соп-
ловым аппаратом ступени (см. рис. II.6) при допущении о постоян-
стве коэффициента скорости <р вдоль радиуса, т. е. <р (г) = const,
уравнение (11.131) преобразуется к виду
^-(сю^ + сю^-) + ^ = 0. (11.131а)
Пользуясь этой зависимостью, прн заданном законе изменения
вдоль радиуса одной из составляющих скорости (сги или c1G)
можно определить изменение другой ее составляющей, а следова-
тельно, и остальных параметров потока в рассматриваемом сече-
нии 1—1 по радиусу [61 ].
Замыкающие соотношения (законы закрутки) для случая ци-
линдрической ступени обычно задаются в нижеследующем виде.
1) cur = f (г) = const — закон постоянства циркуляции ско-
рости су по радиусу.
Использование замыкающего соотношения 1 дает зависимость
для с1а (г) в виде
«ю = С1а/с1а ор = У 1 --lfc_Lctg3a101, [1 - (Гер/Г)’-], (11.132)
т. е. при наличии потерь cla (г) const. При DcJl > 8-4-10 раз-
ница в значениях сга на гя и гп составляет всего 3—5 % и в пер-
вом приближении можно считать с1а (г) = const [1, 301.
2) cla = f (Г) = const, т. е. постоянство расходной составля-
ющей скорости су по радиусу.
Для этого замыкающего соотношения зависимость с1и (г) имеет
вид СщгуК*»*—О = const.
3) ai (г) = const — постоянство угла выхода потока по ра-
диусу.
При использовании указанного соотношения зависимости с1и (г)
И С1а (г) имеют ВИД с1и = rtpzcos*at __ const, СуоГф’ cos*«i =
= const. В общем случае замыкающее соотношение для с1и (г)
можно записать в форме [1, 30) clur’1 = const. Тогда
Сю = У 1 + [(1 - Фг/Л) (1 — l/r’^l/tg2 а, ер, 1
tg «1 = г" Ktg2 CCj ер + (1 — «Р» (1 ~ 1/С2»), )
1 Это следует из уравнения второго закона термодинамики
Tds = di — (l/p)/dp.
152
Рис. 11.50. Изменение SiU по г при п = vat
где показатель п может быть больше и меньше 1, а г = г/гср.
Для контрольного сечення 2—2 в зазоре за рабочим колесом
(<*м. рис. II.6), используя общую формулу замыкающего соотно-
шения и предполагая, что отдаваемая ступенью работа hu и по-
icpii располагаемой работы будут постоянными вдоль радиуса,
ядвисимость с2и (г) можно записать как * 1
c2u = clucp рг- 4” С2и СР "У* (П.134)
н уравнение радиального равновесия (11.130) [1]
'____iW^° । ।
+ ^2 -ф- + (1 - ф2) d<2c^+KT t (II. 135)
интегрирование которого дает искомую зависимость с2а (г).
Для частного случая осевого выхода потока из рабочего
колеса на среднем (расчетном) радиусе
йа = 14 (1 - - Ч>=) Ctg2 ₽2 ср [(1 - г2) - 2Й„ Ср (1 - 4
+ Пи ср ctg2 ₽2 ср R1 - « (1 - 1/П - 2 И - W + 1)] х
х (1 - 1/г<»+‘> + [1 - (ф^/П) (1 - l/r2")]},
tg Рг ~ lg Р2 cpc2«Z/{Ди ср (1 — 1/г^п—-}- Г2],
tg а2 = rcia/[(clu ^/Cia ср) (1 — 1/гг>)],
е = (1 - еср) (1/г<«+1>).
1 Принятие ср (г) и чр (л) = const соответствует такому способу осреднения
п-сх видов потерь в ступени вдоль радиуса, когда потоки энтропии от дейст-
1ИПС.1Ы1ЫХ и равномерно распределенных по радиусу потерь оказываются рав-
ными.
153
Рис. 11.51. Изменение Bfa по г при п = var
Рис. П.52. Изменение по г при п = vac
------- <р = 0,27; —< — — (р = 1,0
Рис. П.53. Изменение с2а по г при п = var
154
Если при заданных
п р и п окажется, что
()„ 0, следует задаться
другими значениями 0ср
и к. Количественное влия-
ние п на основные пара-
ми ры потока в межвен-
цовых зазорах ступени
длпо на рис. 11.50—11.54.
11ри этом принято а1ср=
27° 30', Р2ср = 37° 10',
i| 0,97, ф = 0,95 [14,
301. Из приведенных
। рафиков следует, что
увеличение показателя п
соответствует возрастанию
угла закрутки потока в
рабочем колесе и ведет к
повышению неравномер-
ности осевых составляю-
щих скоростей с1а и с2а
по радиусу. Особенно
сметным становится это
влияние при Pcp/Zp -< 4—4,5, что
свидетельствует о значительных радиальных смещениях ли-
ний тока при переходе от одного контрольного сечения
в межвенцовых зазорах ступени к другому и связанном с этим
увеличением внутренних потерь располагаемой работы (особенно
в концевых частях ступени) из-за диффузорного течения и воз-
можных отрывов потока. Наименьшие (теоретически нулевые)
радиальные смещения потока удовлетворяют закону закрутки,
описываемому замыкающим соотношением сор = const, что соот-
ветствует постоянству удельного массового расхода вдоль ра-
диуса. Для указанного закона закрутки зависимости с1и (г) и
clu (г) могут быть записаны в виде:
для сечения 1—1 (см. рис. II.6) [14, 114]
(1-М§)
= 7 2\ f 7 № 1 » (II. 136)
с'“ = {[* -ттт(1
(И. 137)
где Мо — число Маха на входе в ступень (сечение 0—0 на
рис. II.6); Якр = ЛКр — тепловой перепад, соответству-
ющий скорости акр (в рассматриваемом случае за контрольное
(расчетное) принято корневое сечение ступени);
155
для сечения 2—2
Сга —
. Vxv №p) + ['/ (г) — — гИи/Сц,,
Уху (1) -f- (I (;.7Чи;'Г — 1^/CluK
Ъ_. 1
*—nn-C-^W-ex)
. k-\
(11.138)
(П.139)
Здесь
6н
-6н
1 +k MG I
2 1 — Яхр
cos2 сс1к
Д'-мЭ
‘"ТйЫЖ^!
v (йр) = (1 - M? [1 + Т (Г) (1 - м?) + (1 - М?)йрй„р]) fip;
т (г) = р (‘-"Э - Мо (г2 - 1) йкр/2]-1.
Система уравнений (11.136)—(II.139) решается численным ме-
тодом. Как показывают результаты расчетов, для рассматривае-
мого закона закрутки изменение отдаваемой работы ступени по
радиусу при реальных значениях параметров х, ик/с1ик> и Л40
невелико и даже при Dcp/lp = 3,5-М не превышает 2—3 %.
По сравнению с законами закрутки cur — const и са = const
для закона сар = const углы поворота потока в каналах сопловых
и рабочих лопаток вдоль радиуса изменяются в меньшей степени.
С повышением чисел Маха разница в изменении указанных углов
увеличивается [141. Приведенные расчетные зависимости между
кинематическими и геометрическими параметрами ступени вдоль
радиуса позволяют выбрать какой-либо из рассмотренных зако-
нов закрутки исходя в основном из конструктивно-технологиче-
ских соображений, а также из некоторых качественных пред-
ставлений о структуре пространственного потока.
Что касается КПД ступени т^ттах, то приведенные зависи-
мости не позволяют судить о предпочтительности какого-либо
из рассматриваемых законов закрутки. Опытные данные свиде-
тельствуют о том, что вплоть до значений Dcp/lp 3,5-М все
законы закрутки дают примерно одинаковый результат примени-
тельно к максимальному КПД ti*t [14,61]. Для достижения
высоких КПД ступеней основным требованием является доста-
точно удовлетворительное согласование углов tz15 и р2 во всех
сечениях по длине лопатки с соответствующими углами и дру-
гими геометрическими параметрами решеток профилей по ра-
диусу.
156
Рис. 11.55. Расчетная схема про-
странственного потока в лопаточ-
ном венце турбинной ступени иа
поверхностях тока S* и 5Я
Рис. П.56. Осесимметричная
модель течения в лопаточном
венце турбинной ступени со
средними межлопаточиыми по-
верхностями тока Si и 5з
Существенное достоинство подобной схемы расчета заклю-
чается в возможности для каждого из выбранных контрольных
сечений ступени по радиусу рассматривать обтекание, аналогич-
ное обтеканию плоских решеток профилей, с использованием
известных апробированных методов их расчета и многочисленных
экспериментальных данных по продувкам.
Расчет осесимметричного потока с учетом толщины и танген-
циального наклона лопаток. При газодинамических расчетах
। урбинных ступеней с <i 3,54-4, а также при работе ступе-
ней на режимах, отличающихся от расчетного по значениям
параметра х — и/саэ, необходимо учитывать такие дополнитель-
ные факторы, как толщина профиля лопатки, ее тангенциальный
наклон, стреловидность и т. п.
В этих случаях осесимметричная задача должна решаться для
нсек проточной части, т. е. как для межвенцовых зазоров, так и
для области, занятой лопаточным аппаратом. Основой для раз-
работки большинства известных методов расчета пространствен-
ного осесимметричного потока явилась предложенная Ч. X. В.
189] схема, согласно которой вводится система пересекающихся
криволинейных поверхностей тока и S2, располагающихся
в межлопаточном канале (рис. 11.55), причем для каждой из них
справедливы дифференциальные уравнения вида
(д2ф/6х2) + J (дф/дх) + к (д2ф/д£2) + L (дф/ао = N,
где х — линейная координата для поверхности S2, К, L, N —
функции от и %, куда входит задаваемое изменение полной
энтальпии, энтропии и количества движения; £ — угловая коор-
дината для поверхности Si-
157
В дальнейшем указанный метод получил развитие, что нашло
отражение в ряде отечественных и зарубежных публикаций [7, 61,
63, 781. В частности, в одной из последних таких работ 163] за-
дача решается в рамках осесимметричной установившейся модели
проточной части турбины с бесконечно большим количеством ло-
паток н средней межлопаточпой поверхностью тока S2 (рис. 11.56)
с кромками лопаток произвольной формы при ударном (нерас-
четном) входе потока на лопатку. Толщина профиля лопатки учи-
тывается коэффициентом стеснения % = 1 — s,//, где sf {гуа} —
толщина профиля в окружном направлении. Вязкость учитывается
силой трения /, касательной к поверхности sL и коэффициентом
загромождения р кольцевого капала пограничным слоем, а тан-
генциальный наклон лопаток 6' — введением массовой силы воз-
действия на поток газа.
Система уравнений (П.1)—(П.5) для рассматриваемого слу-
чая — вращающегося венца в цилиндрической системе коорди-
нат — записывается в виде [63 ]
J-Г—!— (А - в М - 4- Г-L- (В 4- - с *П1 =
dr L ФХР \ дг да да L ФХР к дг да } J
= <то.р (г 4г) - ——-2ш cts ₽ - —- Ме6';
‘ \ йф dty J ыа дг ид ’
. / 2Н* + — wl X !/(*—!) ._т ,
р — оРиД + ’ (П.140)
где а = ехр ;
A = l + ctg2₽; B = tg6'ctg₽; C = l + tg26'; Х = 1-Ы_.
В пределах неподвижного лопаточного венца со = 0, р = а,
w = с; в свободных от лопаток межвенцовых зазорах со ~ 6' =
= 0, X = 1.
Систему уравнений (11.140) составляют для каждого из сече-
ний а = const (см- рис. 11.56)1 с шагом Аа = ai+1 — ait в кото-
рых частные производные по а заменяют их конечными разно-
стями из предыдущей полосы (сечения) с последующим численным
решением па ЭВМ полученной системы обыкновенных дифферен-
циальных уравнений первого порядка с полными производными
по г [631. Неизвестное значение осевой составляющей скорости
в корневом сечении лопаток определяют по заданному расходу
газа через венец.
В ступенях большой веерности (Dcp/l <« 34-3,5) весьма ве-
роятны отрывы потока (особенно при нерасчетных режимах)
с вытекающими отрицательными последствиями (снижение КПД,
увеличение динамической нагрузки и т. д.). Математические мо-
дели расчета отрывных течений достаточно сложны н находятся
1 При наличии стреловидности лопатки учитывается угол косого обтека-
ния ее входной кромки е (см. рис. 11.49).
158
it стадии поиска В настоящее время достаточно разработанным
г ijKiio считать метод расчета предотрывных режимов (ситуаций)
it р ках модели осесимметричного установившегося потока иде-
1ыюй жидкости [79].
II.5. Профилирование лопаток
Цель этого этапа проектирования — построить профильную
• иль турбинной лопатки, т. е. «материализовать» найденные при
। ,i ^динамическом расчете углы входа и выхода потока из лопа-
стных венцов каждой ступени по радиусу таким образом, чтобы
по а учить возможно более высокие ее КПД и удельную полезную
р,. Роту, обеспечив пропуск расчетного расхода газа, а также ста-
। ицсскую и динамическую прочность лопаток1. Практически про-
филирование лопатки сводится к построению графическим или
hi (литическим способом решеток профилей для нескольких вы-
пр.шпых контрольных сечений по радиусу, включая расчетное
(• бычно среднее) сечение, после чего профили сопрягаются между
|..Г»ОЙ прямыми линиями или плавными кривыми.
Последнее время получают все большее распространение авто-
I । i шрованные методы проектирования турбинных лопаток,
ним из этапов которых (математической моделью второго уровня)
шляется решение задачи профилирования поперечных сечений
< I,иловых и рабочих лопаток, удовлетворяющих вышеназванным
любованиям [6, 7, 831.
На основании приведенных выше (см. параграф П.2) сообра-
жений по поводу получения минимальных профильных потерь
I in заданной суммы + fl2) при построении профилей турбин-
ной лопатки в каждом конкретном сечении необходимо руковод-
11поваться следующими рекомендациями.
I. Относительный шаг в решетке должен быть принят близким
к оптимальному. Рекомендации по выбору topt в зависимости
«»г Pi + Ра» диапазона изменения углов атаки, режима обтекания
приведены в параграфе 11.2.
При построении профильной части закрученных лопаток (осо-
бенно с малым отношением £)ср//) возникает необходимость от-
• |упить от значений t ~ topt, причем в корневых сечениях —
и сторону уменьшения,_т. е. t •< tOpt, & в наружных — в сторону
увеличения, т. е. t > topt; при отклонениях t от ?opt следует
учитывать как увеличение профильных потерь, так и изменение
' 'ы выхода потока ctj (р2).
2 Углы атаки i = 01л — рх на расчетном режиме выбирают
яфферепцированно: для сечения на среднем (расчетном) радиусе
можно принимать i = ±2°, для корневых i 4-12°, для наруж-
ных сечений лопаток I —(2-f6)°. В сопловых лопатках можно
1 В олнение к перечисленным требованиям в ряде случаев (см., напри-
г.ир, параграф 11.3) должен учитываться и технологический фактор.
159
допускать на расчетном режиме угол
атаки до ±10°, поскольку изменение i
в указанном диапазоне практически не
сказывается и а профильных потерях.
Для приближенного определения оп-
тимального геометрического угла входа
потока на решетку ₽14t)pt в зависимости
от углов и Рй можно использовать
рис. 11.57.
3. Межлопаточный канал в каждом
сечении должен быть по возможности
конфузорным на всем его протяжении.
При необходимости можно допустить
небольшую его местную диффузорность
(примерно 5 %), желательно — в золе
максимальной кривизны на выпуклой
части профиля лопатки.
4. Выпуклую часть профиля следует
Рис. 11.57. Зависимость очерчивать линией, имеющей плавные
₽1л opt от Н и р2 изменения кривизны. При этом за узким
сечением кривизна выпуклой части про-
филя должна обеспечивать угол отгиба (см. рис. 11.7)
в пределах 5—15° в зависимости от числа Маха Мг, (меньшие
значения 6Л должны соответствовать большим числам Маха).
Ширину узкого сечения (горла) межлопаточиого канала опре-
деляют по формуле а = t sin \У2, где & - Р2 — ДРа, а угол р2 —
по графику на рис. 11.29, а как f arcsin (alt) и угол Др»— по
эмпирическим формулам, например (11.93) или в работе [71:
Др2 = 4,13 + 26,66сП1ах — 0,27596я — 4,287?.
Максимальную относительную толщину профиля сгаах =
= CnaJb (см. рис. П.7, б) выбирают с учетом требований эконо-
мичности, прочности н технологии.
5. Геометрический угол а1л (р2л) выбирают равным поточному
углу ссг (р2) илн несколько меньшим (на 1—-1,5°). Некоторое уве-
личение а1л (р2л) по сравнению с (р2) возможно для корневых
сечений лопаток из-за относительно большей толщины выходных
кромок.
В ряде случаев допускается большая толщина выходной кромки для охлаж-
даемых лопаток.
6. Толщина выходных кромок профиля должна быть возможно
меньшей, причем радиус ее скругления г2 (см. рис. II.7, б) реко-
мендуется выбирать от гй = (0,0034-0,08) стах в корневом сече-
нии до г2 = (0,084-0,16) сП1ах в наружных сечениях с плавным
его уменьшением по высоте лопатки.
Для наружных сечений лопатки сГГ!ах 0,044-0,45. Для кор-
невых сечений рабочих лопаток значение Стах определяется в ос-
новном требованиями прочности, т. е. допустимыми напряже.
160
пнями от растяжения или эквивалентными суммарными напряже-
ниями растяжения, изгиба и кручения [7]. По указанной при-
чине в ряде случаев, особенно для ступеней с малыми Dcp//,
приходится вынужденно идти на уменьшение относительного
iri.ira по сравнению с оптимальным с соответствующим увели-
чением потерь.
При профилировании сопловых лопаток возникают трудности
при малых углах ссх н больших числах МС1 (Хс1) из-за необходи-
мости принимать малые углы 8Л, фх и <ра (см. рнс. II.7, б).
Обычно радиус входной кромки гх больше, чем г2, разница
между ними тем существеннее, чем шире диапазон углов атаки
и । входе в решетку при переменных режимах работы- Величина
r11ipt является функцией параметров ₽1Л, ₽2 (а1л), сП1ах и г2- В пер-
вом приближении для оценки гг ж rlopt, где можно
рекомендовать эмпирическую формулу
= 0,0527 sin ₽1Л + 0,0071 sin ₽2л + 0,236ётах + 0,18га — 0,053.
Наибольшее допустимое значение гг определяется условием,
чюбы диаметр окружности, вписываемой во входную часть меж-
лопаточного канала, был больше (1,054-1,1) а.
Углы заострения на входной <рх н выходной <р8 частях про-
филя, которые зависят от г1г г2, 5пр. л, ёпшх и хСгаах (см. рис. 11.7, б),
можно оценить по приближенным формулам
«3,51 arctg , 1 % « 2,16 arctg ,
*cniaxe>up. л — *cmJX) Опр. л 'а
где 5лр. л — длина развертки средней (скелетной) линии профиля.
Угол установки профиля в решетке Ру = f (01л, р2л» сП1ах)
можно подсчитать по эмпирической формуле
РУ « 38,82 - 0,2925₽1л + 0,9144₽2л + 0,3718бл + 25,48ё111ах.
При заданных Ру н осевой ширине профиля его хорда может
быть оценена в первом приближении по формуле [831
Ь = Г .‘я- + 0,054 (1 -----Д—)1 В.
L SUI Ру \ S1II Ру / J
В первом приближении величину В принимают по чертежу проточной
части в ее меридиональном сечении (см. рис. П.43).
Статическую прочность лопатки оценивают, сравнивая сум-
марные напряжения в расчетном сечении с допустимыми напря-
жениями (по пределу текучести материала или пределу длитель-
ной прочности при /л >- 4504-530 °C). При этом запасы проч-
ности должны быть ие менее 1,8.
Геометрическими параметрами, используемыми для оценки
прочности сечения (профиля) лопатки, являются: площадь попе-
речного сечеиия f, момент сопротивления W и максимальная
6 П/р Л. В. Арсеньева н др. 161
г' т
Рис» 11.58, Схема построения лемнискатного профиля турбин-
ной лопатки
толщина Сщах. Для предварительной оценки указанных параме-
тров могут служить статистические зависимости [71
f = Wp или f = (1 + 0,143йл)/р,
где kf — численный коэффициент, равный 1—1,038; — пло-
щадь эквивалентного (распрямленного) профиля, составленного
из двух равнобочных трапеций,
fp ~ “g- (Cniax 4“ 2Г]) ^-Сщах^ир. л 4“ (Сшах 4" 2г2) (1 Хс1пах) ^пр. л»
(П.141)
причем
5пр.л ==£Пр.л7Ь ~ 1,32 - 0,125₽1л-0,17б₽2л + 0,3674,ах.
Приближенную оценку размера xCtTiw = x,.^jcnwi в диапа-
зоне его значений 0,15—0,4 можно выполнить, пользуясь эмпи-
рической (статистической) формулой
хСшах = 0,1092 + 0,05778₽1л + 0,1911₽2л - 0,1525? +
+ 0,2188сгаах +0,2691бл. (П.142)
Формулы для расчета напряжений растяжения и изгиба в ло-
патках приведены в работах [42, 56, 72].
Графические методы построения турбинных профилей. По-
строение лемнискатного профиля [7 ] производят следующим
образом.
162
I. Проводят параллельные линии АВ н CD на расстоянии В
(рис. 11.58). На расстоянии шага t проводят две окружности ра-
диусом г2, касательные к АВ. Через центры этих окружностей
проводят две прямые под углом ₽2л> а под углом <р2/2 к этим пря-
мым — касательные к указанным окружностям.
2. Из точки О2 проводят дугу окружности радиусом a -J- г2,
где а = t sin р2л, очерчивающую горло межлопаточного канала.
3 Выбирают угол отгиба 6Л (см. параграф П.2) и к линии АВ
под углом р2л qV2 + 6Л проводят касательную к дуге окруж-
ности радиусом а г2; через точку касания Р должна пройти
линия контура спннкн профиля.
4. Через точку пересечения qz линий тп и АВ под углом РУ
проводят линию до пересечения с CD в точке qt. Из точки Ох ра-
диусом гг проводят окружность, касательную к CD н очер-
•ппыющую переднюю кромку профиля. Через центр этой окруж-
ности проводят линию ОХК под углом р1л к CD, а затем к этой
окружности — две касательные под углом <рх/2. Точки касания
п ч g и I к этой окружности являются начальными точками линий,
очерчивающих выпуклую и вогнутую части контура профиля.
5. Прн помощи лемнискатного лекала или вычерченным на
кильке семейством лемнискат с различным полюсным расстоянием
подбирают дугу лемнискат таким образом, чтобы ее прямой
участок совпал с линией mfN, а сама кривая касалась дуги окруж-
ное ти радиусом a -J- г2 в точке Р н была касательной к линии FgN,
образуя прн этом угол отгиба 6Л. Спинку профиля можно очер-
чивать одной или несколькими лемнискатами, сопрягаемыми
и iочках равной кривизны.
6. Строят вогнутую часть профиля, которая может очерчи-
ПЛГ1.СЯ дугой окружности, лемнискатой, параболой.
Наиболее часто вогнутая часть профиля очерчивается дугами
диух окружностей. При этом из точки Е, которая расположена
на расстоянии хс, измеряемом от точки Ох вдоль прямой q^,
приводят окружность диаметром, равным выбранному значе-
нию с1пах, касательную к контуру спинкн профиля. [Значение хс
в первом приближении можно подсчитать по формуле (11.142)1.
И< точки h восстанавливают перпендикуляр к линии mh. Путем
подбора находят радиус которым из точки 03 (центра) опнсы-
1НПОТ дугу окружности, касательную к лиинн mh (в точке Я) и
к окружности диаметром сгаах с центром в точке Е. Из точки I
восстанавливают перпендикуляр к лннин F'L, точка пересечения
к<пороге с линией OSE является центром дуги окружности
соприкасающейся с дугой окружности радиусом RB и окруж-
ностью (в точке Z).
При построении профиля по дугам параболы [6, 141 первые
четыре пункта остаются такими же, как и в предыдущем способе.
7. Продолжают до взаимного пересечения в точке N лнннн mf
п Kg, отрезки gN и Nf делят на одинаковое число равных частей
и точки деления соединяют последовательно друг с другом, как
6* 163
Рис, П.59. Схема построения профиля турбинной лопатки
по дугам параболы
показано на рис. 11.59. Огибающая этих отрезков будет пред-
ставлять собой дугу параболы, очерчивающую контур спинкн
профиля. Если дуга этой параболы не проходит через точку Р,
следует либо изменить наклон линии mN за счет изменения углов
6Л и Фа, лнбо очерчивать спинку профиля дугами двух пара-
бол fP н Pg, каждая из которых вписывается в углы, образован-
ные отрезками fd, dP и Pz н zg соответственно.
8. Через точку касания окружности, описанной из центра Е
радиусом стах/2, и спинки профиля проводят диаметр н нормаль,
касательную к контуру внутренней части профиля в точке х,
удаленной от центра окружности на расстоянии хс. Продол-
жают отрезки К1 и mh до взаимного пересечения в точке у, после
чего очерчивают вогнутую часть профиля дугами двух парабол
1х и xh по описанному выше способу.
Построенные профили корректируют с учетом перечисленных
выше требований к форме межлопаточного канала, а также зна-
чений геометрических его параметров, используемых при после-
дующих расчетах лопатки на прочность (f, W и др-), путем варьиро-
вания в соответствующих пределах (31л, р2л> Ч, г2, <р2, 6Л.
Аналитические методы расчета профилей. С помощью аналити-
ческих методов решают две основные задачи:
прямую, когда определяют обтекание потоком вязкого сжи-
маемого газа профиля заданной формы, расположенного опре-
деленным образом в решетке;
обратную, когда определяют форму (контур) профиля и пара-
метры, характеризующие его расположение в решетке при за-
данных эпюре скоростей, длине средней линии профиля и кинема-
тике потока в контрольных сечениях (на входе н выходе).
164
Обычно аналитическое решение прямой задачи проводят по
< ледующим этапам:
расчет потенциального обтекания решетки профилей несжи-
маемой (идеальной) жидкостью;
расчет обтекания с учетом сжимаемости и вязкости на распре-
деление скоростей по контуру профиля;
расчет профильных потерь в решетке (см. параграф II.2).
Методы расчета потенциального обтекания плоской решетки
потоком идеальной несжимаемой жидкости можно условно разде-
лить на следующие [7, 66]: метод сеток; методы, основанные на
конформном отображении области течения; методы решения за-
4.1'Jif приведением к системе интегральных уравнений (функций
юка н потенциала).
Метод сеток основан на численном решении краевой задачи
и । уравнения Лапласа, описывающего плоское потенциальное те-
'liiiiiie несжимаемой жидкости. Решение находится во всей вы-
г»р шпой области течения путем последовательных приближений
। применением различных вариантов метода сеток [66]. В каче-
не действительной и мнимой частей комплексного потенциала
U7 (z) используются соответственно потенциал скорости <р (х, у)
и функция тока ф (х, у), представляющие собой сопряженные
। 1рмоннческие функции.
Краевые условия для функций <р (х, у) и ф> (х, у) формули-
руюгся в полосе одного периода течения (шага) через решетку
и сечениями, параллельными фронту решетки на расстоянии
0,5 1 шага профилей.
Шаг сетки прямоугольных координат выбирают с учетом
н< обходимой точности расчетов, как правило, с измельчением
1'4 ни вблизи входной кромки и спинки профиля.
После вычисления функции тока ф скорость в любой точке
иогока определяют дифференцированием
Эффективность применения метода сеток обусловлена, в пер-
вую очередь, расширяющимся использованием быстродейству-
ющих ЭВМ.
Метод конформных отображений сводит решение задачи об-
к-клния плоской решетки профилей к одной нз канонических форм
„спекания решетки пластин, решетки кругов или течения внутри
। ниточного круга. Так, если предположить, что обтекание ре-
плики профилей происходит в плоскости комплексного перемен-
ii'iH) z = х -ф- iy с областью течения Gz и дана область течения G^
•к Рет решетку круговых цилиндров единичного радиуса с шагом,
I» пип iM шагу профилей в решетке, то, обозначив через z = £ +
I /•'(£) аналитическую функцию, с помощью которой произво-
165
дится взаимное конформное отображение областей Gz и Gc, можно
привести исходную функцию к виду [661
г = С + Ё(С.„Б“") + Ё («"),
п=1 л=0
где
С_„ = ф <tnF (т) di; С„ = у
п
Мп, к = Bhrf*/[2k (2k - n - 1) 121].
Здесь Bh — число Бернулли, а суммирование ведется от k —
= (п + 1)/2 для нечетных значений п и k = (п + 2)/2 для чет-
ных значений п [71.
В методе особенностей внутри профиля, вдоль его средней
линии, помещаются особые точки (вихри, источники, стоки и т. д.),
которыми инициируются течения, имеющие замкнутую линию
тока, совпадающую с контуром профиля. Задача при этом может
быть сведена к решению уравнений в интегральной форме для
функции тока н потенциала [7 ]. Для функций тока после выделе-
ния логарифмической особенности в точке х — В, у ~ ц
Ф (х, у = С)~ —tw«, (х sin — у COS ₽«>) + /д8 +
+ w (ст) In Qch 2гс ~ ----cos 2л(Е~~х) J Jct,
Ь'
где tc?ro = [ tw№ |; = (Wj + й)а)/2 — средневекторная скорость;
ст —• скользящая координата в области G2; УДя = tw (sz) As х
X (2 In As — 0,40369); As = As/f; st — текущая дуговая коорди-
ната; L' = L — As — участок контура с выделенной особен-
ностью, которая, поскольку постоянная С неизвестна, допол-
няется условием, выражаемым равенством Г = (р w (ст) dcr, Г —
циркуляция скорости по обводу профиля.
Это уравнение решается аппроксимацией его системой линей-
ных алгебраических уравнений вида
W (s) = W (s)/(tWro Sin poo) = W* (s) + W** (s) ctg pro,
где tw* (s).h w** (s) — относительные скорости обтекания профиля
прн р№ — л/2 н рго = 0 соответственно.
После интегрирования по контуру находят угол бесциркуля-
ционного обтекания ctg р0 = —(Af/jV) и относительную цирку-
ляцию
T = 2(7W4-iVctgp1)/(2 + 7V),
где М = J tw* (s) ds; Аг — J tw** (s) ds.
ь L
166
Для потенциала уравнение записывается в виде
<j> (х> у) = (х cos + У Sin Рео) + ГДв — У ср (о) da,
1 це /Св — значение К, соответствующее выходной кромке про
' К = arctgth [(л/i) (?) — у) 1/tg [(л/г) (g — х)[.
Решение указанного уравнения в рассматриваемом случае
сводится к решению системы п линейных алгебраических урав-
нений [71
<Pt 4“ S Ф/ (Ki, J+1 — Ki, J-l) = %Xi Poo + tyi 4- ГKiB
i
и имеет вид
4> (s) = <pw (s) etg ₽„ + <plc) (s) + Г<р‘г> (s);
Ф (s) = <pM (S) etg + q/"1 (s) | <р‘Г| (s) — 4“ <P<C> (s) l Г>
где и — потенциалы скоростей бесциркуляционного об-
екания решетки при = 0 и = л/2 соответственно; <р^г> (s) —
шиенциал скорости циркуляционного обтекания при Г = t и
- 0.
Для определения Г = etg — etg ₽2. а следовательно, н
угла ра используют дополнительное условие о сходе потока с вы-
ходной кромки. При скругленной кромке радиусом r2 (dq/ds)Sc —
(d<[>/ds)s , где sc и sK — точки на выходной кромке профиля
го стороны спинки и вогнутой части профиля., соответствующие
резкому падению скорости вблизи критической точки [7].
Влияние сжимаемости приближенно оценивается параметром X:
£ )<"- >/(т+ ))<"+>
V (m — U)m/l(tn — U) ” ; 1 (^ + 1 )Т
где К = (и^оЖ/и»<») К wrcw — скорость условного обтекания ре-
нитки несжимаемой жидкостью; т = (k + !)/(& — 1); U ~
in /(1 — l2)/(m2 —“Vj.
11ри канальном методе расчета потенциального потока пред-
полагается, что распределение скоростей имеет гиперболический
характер, а линии потенциала близки к дугам окружностей [66].
Исходное уравнение, описывающее потенциальное течение газа
и канале, имеет вид
Э8/д£ — (1Д) (SW-q) = 0,
где 0 — угол между касательной к линии тока н осью абсцисс;
С н т] — дуговые координаты, отсчитываемые вдоль линий тока
н -1квипотенциальных линий.
167
Закон изменения скорости вдоль линии л описывается фор-
мулой
1 = /1/(1 + Вт] + Ст]2), (11.143)
где А, В, С — числовые коэффициенты.
Величина X на первой стенке определяется из уравнения
о
расхода G = aKJ> j рХ drp где б — длина эквипотенциала;
о’
Р^ — PA(! “)
а величина X на второй стенке — по формуле (11.143). Полученное
этим методом расчетное распределение давления вдоль стенок
канала (по обводу профиля) дает удовлетворительное согласова-
ние с опытом при достаточно густых решетках (I 0,7ч~0,8).
Для построения профилей лопаток различной конфигурации
последнее время широко используют метод степенных полиномов
[6, 831 вида
у = а0 + агх + а2х2 + • - +
где х — координата профиля вдоль осн турбины, а у — вдоль
фронта решетки OD (рис. 11.60).
Исходными для построения профиля являются следующие гео-
метрические параметры: b, t, Р1л, Р2Л, f (или cmax), r1? г2, а =
= t sin р2э, 6. На основе статистических зависимостей задаются:
вынос входной кромки у1с — уОс, стах, углы с1о1 и <р2; затем вычис-
ляются размеры кромки вдоль фронта решетки dx и d2 и углы
Рю» Рас, уточняются граничные условия и определяются коэффи-
Рис. П.60. Схема построения про-
филя турбинной лопатки методом
степенных полиномов
циенты полинома, описывающие
спинку профиля, после чего
полученные значения размера гор-
ла а и угла отгиба бл сопостав-
ляются с заданными н в случае
необходимости проводится кор-
ректировка расчета за счет изме-
нения выноса у! — уои угла Р2.
При построении внутреннего
контура профиля для вычисле-
Рис. 11.61. Исходный (эталонный)
аэродинамический профиль турбинной
лопатки
168
пня коэффициентов полинома граничные условия записываются
н виде (см. рнс. 11.60)
f/ов = 0; yi& = O/ig — £?q0) 4- — di); у'ьв = tg (90° — Рав);
г/1'в = tg (PiB “ 90°),
после чего полученное расчетом значение площади f сопостав-
ляется с заданным н в случае необходимости производится коррек-
1 правка расчета за счет изменения угла фг. Для построения про-
филей реактивных решеток, как показывает практика, достаточно
иметь п = 3; для построения профилей активных решеток п сле-
nyi г увеличить до 4—5 [6]. Для решеток активных профилей
необходимо дополнительно проверить ширину межлопаточного
капала на входе alf которая должна удовлетворять неравенству
<Г| > (1,05-4-1,1) с^.
Расчет профиля заканчивается построением радиусов скругле-
ния кромок rlf г2 и уточнением Ь, 6Л, f (в сопоставлении с исход-
ными их значениями).
Графоаналитические методы расчета и построения путем из-
। иба исходного профиля. Строят среднюю (скелетную) линию
профиля в решетке с заданными значениями углов входа [X (а0)
н выхода a.j (02), углов атаки i, поворота в = 180° —- (Pi 4- Р2).
установки ру при заданных осевой ширине и шаге решетки [6, 771.
В некоторых случаях в качестве средней линии профиля прини-
мают дугу окружности или параболы (или их сочетание). В других
случаях ее задают по координатам на основании данных аналити-
ческого расчета. Сам исходный профиль строят по данным ана-
ли гпческого расчета с последующими испытаниями в аэродина-
мической трубе.
На рис. 11.61 изображен один нз таких исходных (эталонных)
п цюдинамических профилей, имеющий нижеследующие коорди-
II ill Ы.
jc — 100х/& % . О 1,25 2,5 7,5 10 15 20 30
y=100j//&% . 0 1,17 1,54 1,99 2,74 3,4 3,95 4,72
х = 100л7& % . . 40 50 60 70 80 90 95 100
£ = 100i//& % . . 5 4,76 3,7 2,51 1,42 0,85 0,72 0
Радиусы скругления входной и выходной кромок принимаются
ранными: rt = (0,2-4-0,4) сП1ах и г2 = (0,054-0,08) сгаах у корня
лопяткн; гх и г2 = (0,084-0,15) стах у периферии лопаткн. Макси-
мальная толщина сП1ах исходного профиля обычно располагается
па расстоянии примерно 0,4b от входной кромки.
Метод проектирования с использованием дуг окружностей
и 1иперболических спиралей. Этот метод принимается в качестве
первого приближения образования контура профиля турбинной
лопатки. Он предоставляет возможность варьировать кривизну,
очерчивая контуры спинки и внутренней части без скачков кри-
па ши.
169
Рис. И.62. Схемы построения профиля турбинной лопатки с ис-
пользованием дуг окружностей и гиперболических спиралей: а —
реактивной; б — активной
Исходными (заданными) геометрическими параметрами яв-
ляются углы 011Р р2к, р2л, j}y, 5Л, <рь <р2, а также t, b, г1г г2, а2,
Стах- Алгоритм проектирования профиля реактивной решетки
(рис. 11.62) ведется в следующем порядке [6].
1. Определяют спираль спинки. Ее параметр а и расположе-
ние выбирают из условия, чтобы спинка сопрягалась с выходной
кромкой (дугой окружности радиусом г2) с соблюдением заданных
углов р2л и 6Л.
170
2. Очерчивают входной участок спинки дугой окружности
рмдиусом R; величину его и положение центра окружности Р под-
ои р л тот нз условия, чтобы касательная к спинке в месте сопряже-
ния с входной кромкой (дугой окружности радиусом Г1) была
ппправлена под углом Р1сп = р1л — <рх/2 и сопряжение дуги
•••» спиралью не имело скачка кривизны.
3. Очерчивают входной участок внутренней части профиля
дугой окружности радиусом R' с центром в точке Р' из условия
нилучения угла р1в = Р1Л + <pi/2 и толщины сгоах.
4. Очерчивают выходной участок внутренней части профиля.
Параметр а' и положение гиперболической спирали выбирают
и 1 условия сопряжения спирали с дугой окружности радиусом R'
н получения заданного угла р2в = Рал + W2.
За основную систему координат в математической модели про-
филя принимают прямоугольную систему XCRY. В этой системе
ншисывают уравнения:
X2 + F2 = ri — выходной кромки;
(X — Xoi)2 + (К — Koi)2 = г? — входной кромки;
(X — Хр)а + (F — У₽)а = R* —• входного участка спинки;
(X — Хр')2 + (У — Ург)й — R’2 — входного участка вну-
iрепней части профиля.
Выходные участки контура профиля очерчены гиперболиче-
скими спиралями спинки р = а/tp и внутренней части р' = а'/<р
« полюсами N и N' соответственно. Полюс N имеет координаты:
XN — XSi — xSt cos (р2 СП — as,) — ySt Sin (р2 СП ~ as.);
= ySl + xSl Sin (p2 cn — as.) + yst COS (p2 cn — as.),
i де ось x системы хоу составляет с осью абсцисс X угол я 4-
I (р2а ао,).
Координаты точки сопряжения (см. рис. 11.62) определяют
ио формулам
Xsi = Хн + гi sin pi сп; У= Уn 4 ri cos Pi Сп»
। ле XN = [b — (/i + r2)l cos py; YN = [b — (rx 4 r2) sin pyI.
Полярный угол точки сопряжения спирали п (<рп) и окруж-
ности радиусом R определяется решением системы уравнений:
V (хр — xs,)2 + top — usF = R;
a ° ' 0
— cos <pn------------(<₽n cos q)D — sin q)n) = XP;
sin q)n-----—— (q>n sin q)n 4 cos <pn) = gP;
171
координаты точки Sa:
XSa = r2 sin p2o; = —r2 cos p2o.
Аналогичным способом определяют координаты точек сопря-
жения спирали п и окружностей (г1г г2» R'), а также координаты
точки Р [61.
При составлении алгоритма профиля активной решетки из-за
недостаточности статистического материала для установления
связей между параметрами стах, хС(1кх, ру и геометрическими
параметрами p1BH, р2, b, rlt r2, f имеется большая свобода в вы-
боре значений таких геометрических параметров профиля, как
радиус R — Rib, протяженность профиля в направлении фронта
решетки, характеризуемая величиной П = П/t (см. рис. 11.62, б),
и относительное положение середины дуги R — Хй = XRlb.
По этой причине проектирование профиля активной решетки це-
лесообразно вести в два этапа с использованием в качестве пер-
вого приближения (ППП) профиля, построенного по приведенной
выше схеме, с последующим уточнением (корректировкой) значе-
ний угла установки и параметров гиперболических спиралей,
очерчивающих входную часть профиля.
При построении активной решетки входная часть контура профиля очер-
чивает i также дугами гиперболических спиралей, сопрягаемых с дугами ок-
ружшкгсй радиусами к к.
Г злученные в процессе указанной корректировки значения
угла РУ и параметра а' гиперболической спирали, очерчивающей
входную часть спинки профиля, можно считать приемлемыми,
если соблюдаются неравенства
о < (₽ГгГ,п - Р1 со) < (ч>™Ш/2) и Ь, > (1,05 : 1,1) ь2.
Для проведения расчетов на статическую прочность лопатки
иеоб.Х' «мо найти площадь f и моменты инерции и профиля
в решетке относительно главных осей инерции £ и т], проходящих
через центр тяжести сечения. Аналитический способ определения
названных параметров приведен в работах [6, 83]. В первом
приближении для оценки f, и можно использовать стати-
стические зависимости вида 1831
f = f/& = 0,04080? - 0,10350? + О,140г - 0,0157;
/ = Д/Ь4 ИГ 2 (0,620? - 2,760? + 4,116г - 2,02);
?„ = = 10-г (0,3750? - 1,360? - 2,150г - 0,9),
(П.144)
где 0Г - 180° — (р2„ + р1п).
172
1'нс= 11.63. Блок-схема автоматизированного проектирования решеток турбин-
ных профилей
По подсчитанным значениям Jg и и расстояниям до край-
них точек контура профиля (входной и выходной кромок и спинки)
рассчитывают моменты сопротивления Т7кр и 17СП1 которые вхо-
VI1 в формулу для определения напряжений изгиба:
Mg Ма sin ру — Ми cos ру ~ Pu(l~ Xt)
££из шах ~ °ив. кр — pyg — ц/g 2W^ ’
1 до Mg — изгибающий момент силы газового потока, действу-
ющего на часгь лопатки, расположенную выше рассматриваемого
сечения на расстоянии xt от ее корня.
/(ля приближенной оценки 17кр и Т7СП (17g) можно использо-
вать статистические зависимости [831
^вх-кр « ^вых.кр = WKp/b3 = 10-2 (1,1103г-4,270? +
+ 5,280г- 1,827),
Wca № WCIJbs = 102 (1,070г — 3,86г + 4,40г- 1,4).
(11.145)
После построения профиля рассчитывают профильные по-
терн £пр по методу, описанному в параграфе II.2-
С учетом сказанного процесс проектирования профилей, в том
числе автоматизированного, турбинной лопатки может быть изо-
бражен в виде блок-схемы, приведенной на рис. 11.63 16].
173
Рнс. 11.64. К построению профильной части лопатки:
а — изменение геометрических параметров решеток по
оси; б — схема расположения осей в лопатке
Проектирование профильной части лопатки. При проектиро-
вании профилей по какому-либо из рассмотренных методов коли-
чество контрольных сечений по радиусу определяется как абсо-
лютными, так и относительными размерами профильной части
лопатки и обычно равно 3—7. В их число обязательно входят
корневое, среднее и наружное сечения. Кроме того, с учетом тех-
нологических процессов обработки строят дополнительно профили
лопатки в двух крайних сечениях, расположенных вне пределов
ее профильной части. Корневое и наружное сечение выбирают
обычно на расстояниях 2—3 мм от переходных галтелей к хво-
стовику или бандажной полке. В целях более надежного контроля
точности обработки профильной части лопатки расстояние между
отдельными сечениями следует принимать не более 25—30 мм,
особенно для сильно закрученных рабочих лопаток.
Проектирование профильной части лопатки начинают с по-
строения решеток профилей для ее среднего, корневого и перифе-
рийного (наружного) сечений, после чего строят графики измене-
ния по длине лопатки основных геометрических параметров реше-
ток: b, t, В, гг, г2, р1п, р2д, ₽у и др. (рис. 11.64, а), используя
которые вычерчивают или корректируют профили в остальных
промежуточных сечениях (рис. 11.64, б). Полученная в результате
подобного построения геометрическая форма профильной части
лопатки должна удовлетворять требованиям прочности и быть
технологичной, т. е. допускать ее изготовление высокопроизво-
дительными и не очень дорогостоящими способами.
В связи с этим следующим этапом построения профильной
части является согласование расположения центров тяжести пло-
174
щади профилей в контрольных сечениях относительно оси г ло-
патки. Начало координат располагают обычно в центре тяжести
площади корневого сечения, а оси х, у, г ориентируют так, как
показано на рис. 11.64, б. После окончательного проектирования
профилей в каждом из контрольных сечений относительно осей х,
у. z и корректировки их геометрических параметров с точки зре-
ния удовлетворения требованию плавности сопряжения по длине
лопатки подсчитывают их координаты по оси у. При этом контур
профиля по оси х делят на равные участки, кроме входной и вы-
ходной кромок, для которых выбирают меньшие интервалы кх-
Корректировку координат профилей в промежуточных контрольных сече-
ниях можно проводить в связи с назначаемыми технологическими процессами
। брлботкн профильной части лопатки (строчечное фрезерование, обкатка фа-
кшпым инструментом по одному или двум плоским копирам и т. п.).
В ряду случаев плавность изменения кривизны профиля спинки
лопатки проверяют по значениям кривизны, равной второй произ-
водной, которая не должна иметь разрывов в местах сопряжения
отдельных участков. Для контрольной проверки плавности про-
фильной части иногда строят графики или составляют таблицы
и ыиенения координаты У для одинаковых сечений (соответству-
ющей координаты гг = const). После увязки параметров профи-
ли’) во всех контрольных сечениях по длине лопатки проверяют
соответствие узкого сечения венца расчетному расходу газа и
п случае необходимости корректируют поворотом лопатки на
некоторый угол относительно оси z.
В связи с внедрением в практику автоматизированных методов
проектирования лопаток используют описание их поверхности
соответствующими непрерывными математическими зависимостями
и.*) основе аппроксимации системой степенных полиномов конту-
ров спинки и вогнутой части профиля [6,71.
11.6. Охлаждение газовых турбин
Системы охлаждения деталей газовых турбин. Охлаждение
в значительной степени позволяет реализовать преимущества от
повышения начальной температуры цикла ГТУ, заключающиеся
в увеличении удельной мощности и КПД газотурбинного агре-
ы га. С помощью охлаждения представляется возможным полу-
чип, такие температурный уровень и перепады градиентов тем-
пературы в материале охлаждаемой детали, которые обеспечи-
ияюг ее надежность во всем диапазоне рабочих режимов.
В неохлаждаемой турбине уровень начальной температуры газов лимити-
руется в основном характеристиками прочности жаропрочных материалов.
В качестве теплоносителей (хладагентов), применяемых для
1»। вода теплоты от охлаждаемой детали, могут служить различные
1 а ил и жидкости. Наибольшую глубину охлаждения, т. е. раз-
ность температур между горячим газом и охлаждаемой деталью,
17Б
Рис. П.65. Воздушное охлаждение дисков (ротора) газовой
турбины: а — радиальным обдувом боковой поверхности;
б — струйное
получают при использовании в качестве хладагента дистиллиро-
ванной водьт или жидких металлов (Na, Na -j- К и т. д.), облада-
ющих весьма благоприятными теплофизическими характеристи-
ками.
Однако разработка проблемы реализации эффективных систем
жидкостного замкнутого охлаждения ГТУ, будучи связанной
с необходимостью решения ряда сложных конструктивных и тех-
нологических задач, пока не вышла из предварительной стадии
проектирования и отработки опытных образцов (некоторые при-
меры их приведены ниже). По указанным причинам в современ-
ных стационарных ГТУ повсеместно используют в качестве охла-
ждающего агента воздух, отбираемый из циклового компрессора,
который после пропуска его через деталь либо выбрасывается
в проточную часть турбины (открытое охлаждение), либо возвра-
щается в цикловой компрессор (полузамкнутое охлаждение).
(Подробнее о различных системах охлаждения и его влиянии на
основные параметры цикла ГТУ см. в гл. I.)
По принципу действия различают следующие способы воздуш-
ного охлаждения: внешнее конвективное, внутреннее конвектив-
ное, заградительное (пленочное и пористое). Внешнее конвектив-
ное охлаждение осуществляется обычно обдувом детали или про-
дувкой воздуха через щелевые зазоры между горячей и холодной
деталями. При внутреннем конвективном охлаждении воздух,
проходя по системе каналов, выполненных в охлаждаемом эле-
менте, отводит от него теплоту за счет конвективного теплообмена
со стенками. При заградительном (пленочном или пористом)
охлаждении воздух выводится на поверхность детали через си-
стему небольших отверстий, образуя защитный тонкий слой
(пленку).
В настоящее время находят применение различные системы
открытого воздушного охлаждения деталей газовых турбин. Их
176
подробное описание и анализ можно
пинги в работах [34, 69, 81]. Ниже
приведены основные типовые конструк-
IIIиные схемы воздушного охлаждения
дисков, статорных деталей и лопаток
высокотемпературных газовых турбин.
При охлаждении дисков, роторов и
корпусных деталей газовых турбии те-
плота отводится в большинстве случаев
».| счет конвекции у поверхностей,
омываемых хладагентом, с температу-
рой, меньшей температуры поверхно- Рнс> IL66. воздушное ох-
с in детали. Такими поверхностями лажденне защитных колец
могут быть открытые поверхности под- над рабочими лопатками ra-
tlin ппиков, открытые участки вала зовой тУРбнны
I нора, дисков и корпусных деталей,
концевых лабиринтовых уплотнений и т. д. Наиболее рас-
пространенными способами воздушного охлаждения дисков
и роторов являются: радиальный обдув их боковых поверх-
ностей; струйный обдув в зоне хвостовых соединений рабо-
чих лопаток; продувка охлаждающего воздуха (ОХ) через щеле-
14 io зазоры в хвостовых соединениях; организация защитной
пленки холодного воздуха на поверхности охлаждаемой детали.
Некоторые из перечисленных способов охлаждения схематически
показаны на рис. 11.44— 11.46 и 11.65. Как правило, каждый
и । этих способов применяют в комбинации с каким-либо другим.
I Luiример, радиальный или струйный обдув дисков сочетается
<i6i 1чно с продувкой охлаждающего воздуха через щелевые зазоры
л хвостовых соединениях рабочих лопаток или с пленочным охла-
ждением торцевых поверхностей. В ряде случаев (см. рис. 11.46)
охлаждающий воздух подается во внутренние кольцевые полости
ротора, из которых затем распределяется к внешней его части
н зону хвостовых соединений рабочих лопаток.
Для корпусных (статорных) деталей высокотемпературных га-
яшых турбин наиболее широко применяют следующие способы
открытого воздушного охлаждения:
отвод теплоты путем продувки холодного воздуха через зам-
ковые соединения диафрагм с корпусом илй обдува цилиндриче-
ских поверхностей диафрагм, обойм или защитных колец
(рис. 11.66);
заградительное охлаждение поверхностей деталей, омываемых
горячим газом (сегментов диафрагм, патрубков, коллекторов,
жлровых труб и т. д.).
Для уменьшения теплового потока от горячего газа к корпус-
ным деталям на их поверхности наносят специальные жаростойкие
термоизоляционные покрытия и предусматривают внутреннюю
1г11лоизоляцию, в качестве которой служат различные неметал-
лические и металлические материалы пористой структуры. Тепло-
177
изоляция обычно сочетается с продувкой охлаждающего воздуха
через щелевые (кольцевые) зазоры и радиационной защитой в виде
экранов.
Внутренняя тепловая изоляция позволяет также получить более равномер-
ное распределение температуры в корпусных деталях как по радиусу, так и по
окружности, что благоприятно сказывается на повышении надежности их ра-
боты.
В качестве примера на рис. 11.67 изображена система защиты
корпусных деталей турбины низкого давления ГТУ типа ГТ-100
ЛМЗ.
Сопловой аппарат первых ступеней турбины располагается
в зоне максимальных температур рабочего тела, поэтому уже
при начальной температуре газа 900—950 °C требуется его охла-
ждать. Достаточно большая глубина охлаждения сопловых, лопа-
ток, т. е. разность температур потока омывающего газа и мате-
риала лопаткн при достаточно равномерном ее распределении
по контуру профиля и длине (радиусу), может быть получена
в полых сопловых лопатках с вставным дефлектором, а также
в различных конструктивных вариантах литых лопаток с развитой
системой внутренних каналов и полостей, получивших наиболее
широкое применение на практике. В лопатках подобного типа
отвод теплоты осуществляется конвекцией охлаждающего воз-
духа во внутренних полостях и каналах с последующим выдувом
его через щели, расположенные в непосредственной близости от
выходной кромки (со стороны спинки или внутренней части про-
филя) или в самой выходной кромке. На рис. II.68 и 11.69 пока-
заны типовые конструкции охлаждаемых сопловых лопаток деф-
лекторного типа с односторонним подводом и поперечным движе-
нием воздуха н продольно-петлевым движением воздуха и вну-
тренним оребрением (34, 69].
178
Рис. 11.63. Охлаждаемая сопло-
вая лопатка дефлекторного ти-
па с поперечным движением
воздуха
S ~ турбулизаторы; 2 — перемыч.
ки; 3 — дефлектор
Рнс. П.69. Охлаждаемая
сопловая лопатка с про-
дольно-петлевым движе-
нием воздуха и внутрен-
ним оребрением
Применение сопловых лопаток с внутренним конвективным
воздушным охлаждением позволяет снизить температуру внеш-
ней оболочки по сравнению с начальной температурой потока
газа на 130—150 °C при относительном расходе воздуха £охл =
0,015—0,02.
Рис. П.70. Дефлекторные сопловые лопатки с конвективно-пленочным
воздушным охлаждением: а—ГТУ М7001; б —ГТУ GT200
“ Дефлектор; 2 ~~ отверстия в дефлекторе для душирования; 3 — отверстая
в стенке для выпуска воздуха; 4 — турбулизаторы (штыри)
179
Р>с. П.71. Сопловая лопат-
л с пористым воздушным
охлаждением
1 несущий стержень: S —
пористая оболочка
С увеличением начальной темпера-
туры газа требуется значительно боль-
шая глубина охлаждения сопловых
лопаток, что может быть достигнуто
конвективно-пленочным охлаждением,
т. е. выпуском части охлаждающего
воздуха из внутренней полости на
профильную поверхность в виде плен-
ки, через многочисленные мелкие от-
верстия (щелн) во внешней оболочке.
Образующаяся на поверхности пленка
обычно быстро размывается потоком
горячего газа, поэтому при пленочном
охлаждении необходимо большое коли-
чество таких отверстий, что снижает
конструктивную прочность детали.
• инструкции подобных охлаждаемых лопаток приведены на
owe. 11.70, а, б. Глубина их охлаждения может быть увеличена
j крайней мере до 200—250 °C при £О1Л = 0,0254-0,03. Умень-
шение расхода воздуха при рассмотренном комбинированном кон-
ктивно-пленочном способе охлаждения, весьма желательное
точки зрения как надежности, так и достижения высокой эко-
мнчности работы ГТУ, обеспечивается применением специаль-
ней «вафельной» конструкции охлаждаемых лопаток, внутренняя
часть которых выполнена в виде набора поперечных по отноше-
нию к оси слоев ребристых пластин [34, 69]. Для интенсифика-
1И теплообмена выходной кромки лопаток предусмотрены спе-
циальные проставки (штыри) в тракте охлаждения—турбулизато-
ры 4. Дальнейшее увеличение глубины охлаждения может быть по-
лучено прн использовании конструкции лопаток с пористой про-
фильной оболочкой и внутренним несущим стержнем (рис. 11.71),
в которых охлаждающий воздух выдувается через пористую стенку
в пограничный слой, образующийся на наружной поверхности.
Пористую оболочку изготовляют либо из проволочной многослой-
ной сетки, либо из специальных профильных пластин типа «Лэме-
лой» [69]. Продольные ребра на внутреннем стержне образуют
каналы для дозированного подвода охлаждающего воздуха к по-
ристой оболочке. Хотя в принципе эффективность лопаток с по-
ристым охлаждением значительно выше, чем лопаток с конвек-
тивным и пленочным охлаждением, их применение на практике
ограничено вследствие как неотработанной еще технологии полу-
’ гния пористого материала со стабильными характеристиками,
так и высоких требований к чистоте охлаждающего воздуха.
Повышенная шероховатость поверхности лопатки с пористым охлаждением
г.язывает заметное увеличение профильных потерь [76].
Более сложна проблема создания эффективных и надежных
конструкций охлаждаемых рабочих лопаток газовых турбин, ра-
ботающих при высоких температурах в условиях воздействия
150
шачительных статических и динамических нагрузок. Из-за вра-
щения ротора усложняется решение задачи обеспечения надежного
и достаточно герметизированного подвода охлаждающего агента
к лопатке, а в замкнутых системах — и его отвода. Указанные
особенности обусловливают большое разнообразие схем и кои-
мрукциЙ охлаждаемых рабочих лопаток.
Внешнее охлаждение осуществляется следующим образом:
отводом теплоты от рабочих лопаток в диск, имеющий более
низкую температуру.
Описанные выше специальные мероприятия по охлаждению полотна диска
«•труйным и радиальным обдувом или продувкой воздуха через щелевые зазоры
и хвостовых соединениях рабочих лопаток способствуют увеличению количества
।«плоты, отводимой от рабочей лопаткк;
парциальным охлаждением, организуемым при наличии газа
высокой температуры, обеспечивающего выработку основной доли
полезной работы и относительно холодного воздуха или пара,
используемого для охлаждения лопаток.
Для этого в проточной части выделяются соответственно два сектора (от-
еска), пройдя через один кз которых лопатки нагреваются, а через другой —
охлаждаются.
Хотя глубина охлаждения прн этом способе может быть значительной (300—
•100 °C) [81 ], однако эффективность его невелика, так как требуются относительно
большие расходы охлаждающего агента. В связи с этим подобные системы
пл ходят весьма ограниченное применение (в основном в турбинах малой мощ-
ности);
струйным охлаждением лопаток, прн котором охлаждающий
агент, чаще всего вода, подается на поверхность рабочих лопаток
«герез группу сопл, расположенных в выходных кромках сопло-
вых лопаток.
На поверхности рабочих лопаток вода испаряется, за счет чего достигается
большая глубина охлаждения. Описанный способ так же, как к предыдущий,
применяют сравнительно редко, в основном в малых турбинах специального
назначения.
Широкое применение получили системы внутреннего воздуш-
ного охлаждения открытого типа. Конструктивно наиболее про-
< гыми являются рабочие лопатки, снабженные системой радиаль-
ных каналов (круглой или овальной формы) для пропуска охла-
ждающего воздуха (рис. 11.72), который из верхнего конца ло-
патки выпускается в радиальный зазор. При температуре газа
1000—1050 °C подобные системы охлаждения позволяют снизить
температуру лопатки на 150—250 °C (при gOTn 0,02). Техноло-
гия изготовления систем прямоточного охлаждения относительно
проста, но такое охлаждение ие позволяет обеспечить достаточную
ряпномериость распределения температур как по профилю ло-
патки, так и по длине ее.
Более широкие возможности воздействия на распределение
температуры по профилю имеются в так называемых гильзовых
конструкциях охлаждаемых рабочих лопаток (рис. 11.73), в ко-
торых внутренний несущий стержень 1 воспринимает основные
181
Рис. 11.72. Охлаждаемая
воздухом рабочая лопат-
ка канального типа
Рис. 11.73. Охлаждаемая возду-
ком рабочая лопатка гильзового
типа
статические и динамические нагрузки, а тонкостенная наружная
профильная оболочка 2 — лишь температурное (тепловое) воз-
действие. В несущем стержне выполнены продольные каналы 3
(пазы) для дозированного пропуска охлаждающего воздуха.
Профильную оболочку можно выполнять перфорированной для организации
пленочного охлаждения [69].
Весьма эффективны с позиции равномерного распределения
температур и обеспечения большой глубины охлаждения системы
Рис. 11.74. Охлаждаемые
рабочие лопатки с петле-
вым движением воздуха:
а — продольно-попереч-
ным; б — двукратным пет-
левым
182
« многократным продольно-поперечным
(петлевым) движением воздуха по вну-
тренним каналам и полостям лопатки
в сочетании с установкой различных
ин генси фи катеров теплообмена (турбу-
лизаторов). Конструкции указанного
типа изображены на рис. 11.74, а, б.
Высокую эффективность охлаждения име-
ют также дефлекторные конструкции ра-
бочих лопаток (рис. 11.75) с поперечным
ючением охлаждающего воздуха, пода-
ваемого в хвостовик лопатки, с выпуском
его через щели в выходной кромке в про-
точную часть турбины. Для интенсифи-
кации теплообмена в передней (лобовой)
части внутренней полости лопатки пред-
усмотрено оребрение, а на выходе из
нее — турбулизирующне перегородки спе-
циальной формы.
Можно использовать также пленочное
п пористое охлаждение рабочих лопаток,
однако из-за значительных технологи-
ческих трудностей и относительно малого
I
ох
Рис. 11.75. Охлаждаемая
рабочая лопатка дефлек-
торного типа
моторесурса оно нашло пока применение i — турбулизаторы; 2 —
в ОСНОВНОМ В специальных И ОПЫТНЫХ об- ДеФлектор; 3 — лопатка
разцах высокотемпературных ГТУ [34, 69].
Еще большая глубина охлаждения достигается при внутрен-
нем закрытом охлаждении с применением в качестве хладагента
дистиллированной воды или жидких металлов.
По принципу действия различают одно- и двухконтурные си-
стемы закрытого охлаждения. В одноконтурных системах охлади-
тель отбирает теплоту непосредственно от охлаждаемого элемента,
Рис. 11.76. Рабочая лопатка с одноконтурной замкнутой системой жид-
костного охлаждения н циркуляцией: а — принудительной; б — естест-
венной
183
Рис. П.77. Рабо-
чая лопатка с
двухконтурным ох-
лаждением
а в двухконтурных — у промежуточного тепло-
носителя, который циркулирует по внутрен-
ним каналам и полостям в лопатке.
Системы жидкостного охлаждения лопаток
можно выполнять как с ‘принудительной,
так и с естественной циркуляцией (рис.
11.76, а, б). В первом случае охладитель дви-
жется в системе в основном за счет перепада
давлений (напора), создаваемого внешним
источником, во втором случае — благодаря
так называемому термоснфонному эффекту'.
Этот эффект возникает в результате того, что
тепловой поток, подводимый к охладителю
от горячих поверхностей лопаткн, вызывает
изменение его плотности и тем самым интен-
сивную циркуляцию в поле центробежных снл
в каналах системы охлаждения.
Термосифонный эффект используют также
в лопатках с замкнутым двухконтурным охлаж-
дением. В этом случае в теле лопатки 2
(рис. 11.77) образуются глухие каналы 7, за-
полненные теплоносителем первого контура. В нижней части
размещается радиатор 3, омываемый охладителем второго кон-
тура (водой или воздухом). Во время работы турбины к перу
лопатки от горячего газа подводится теплота, а от радиатора
теплота отводится хладагентом. При этом за счет вращения во
внутренних глухих каналах возникает интенсивная циркуляция
хладагента (за счет термоснфопного эффекта), обеспечивающая
передачу теплоты от пера лопатки к охладителю первого контура.
Как уже отмечалось, широкое применение охлаждаемых лопа-
ток в высокотемпературных газовых турбинах связано с решением
ряда новых, достаточно сложных и зачастую противоречивых
конструктивно-технологических проблем, основными из которых
являются:
наличие многочисленных каналов и полостей тракта для про-
хода хладагента, имеющих сложную конфигурацию и достаточно
малую площадь проходных сечений;
малая толщина стенок профильной части лопатки;
обеспечение достаточной герметичности охлаждающего тракта
для замкнутых систем охлаждения;
обеспечение требуемой пористости оболочки (стенки) путем
создания специальной технологии (для транспирационного охла-
ждения).
К сказанному следует добавить, что внешнюю (силовую) часть
охлаждаемой лопатки или же всю лопатку необходимо изготов-
лять из высокожаропрочных сплавов, обладающих приемлемыми
характеристиками пластичности и коррозионной стойкости при
высоком температурном уровне.
184
С учетом изложенных соображений в современных высокотем-
пературных газовых турбинах охлаждаемые лопатки первых сту-
пеней (венцов) выполняют преимущественно методом точного
литья по выплавляемым моделям из соответствующих марок
иысокожаропрочных сплавов (подробнее см. в гл IX).
Учитывая трудности механической обработки лопаток из таких
«•плавов, профильную их часть после точного литья подвергают
лишь полированию (реже шлифованию), а хвостовик и бандаж-
ную полку — шлифованию специальным абразивным инструмен-
том. В некоторых случаях для доводки профильной части до тре-
буемых размеров применяют электрохимический способ обра-
ботки. Для изготовления или окончательной обработки внутрен-
них полостей и каналов трактов охлаждения описанных выше
конструкций лопаток широко используют электрохимическую или
ч л < • ктр ои м п у л ьсную обр аботку.
Наиболее сложной является технология изготовления пори-
< 1<>й (проникающей) оболочки профильной части лопаток. Для
«того используют, в частности, такие способы, как прессование
нескольких рядов сетки из тонкой жаропрочной проволоки, обра-
зование многослойных оболочек из специальных заготовок типа
«Лэмелой» с заданным расположением отверстий и каналов, обес-
печивающих требуемую проницаемость оболочки, и др. Соеди-
няют тонкую оболочку с силовым стержнем лопатки диффузион-
ной пайкой или электронно-лучевой сваркой.
Более ограниченное применение находят способы изготовления
охлаждаемых лопаток путем деформации заготовок из жаропроч-
ных сплавов (точная штамповка, экструдирование и др.). В целях
повышения коррозионной стойкости материала охлаждаемых ло-
паток газовых турбин, подвергаемых воздействию потока горя-
чего газа, повсеместно применяют специальные поверхностные
жаростойкие защитные покрытия, наносимые плазменным, элек-
гронно-лучевым или диффузионным способом (см. гл. IX).
Газодинамический расчет охлаждаемых турбин. Рабочий про-
цесс в охлаждаемых турбинах характеризуется нижеследующими
особенностями.
I. Уменьшается располагаемая работа из-за отвода части теп-
лоты от потока газа, определяемая с использованием уравнения
баланса теплоты между потоком газа и охлаждаемым элементом
<2охл == GrCpr ДТГ = агГохл (Г? - Тст), (II. 146)
из которого следует, что при заданных Gr, Т* и Т„ перепад ДТГ
характеризующий снижение работоспособности потока газа вслед
сгвие отвода теплоты к охлаждаемому элементу, пропорционален
коэффициенту теплоотдачи о,, и площади поверхности Гохл,
через которую происходит теплообмен со стороны газа. Расход
газа определяют из расчета параметров цикла ГТУ (см. гл. I),
п среднюю температуру охлаждаемого элемента Тст — из усло-
185
вий обеспечения его надежной работы (по допустимому запасу
прочности).
Основным фактором, за счет которого можно активно воздей-
ствовать на величину ДТГ, является Рохл, поскольку возможности
существенного уменьшения коэффициента аг весьма ограничены.
Применительно к охлаждаемым лопаточным венцам требуемое
уменьшение Fox„ может быть реализовано:
увеличением располагаемого перепада на охлаждаемую сту-
пень турбины, при этом уменьшается число охлаждаемых венцов,
а также длина лопаток;
применением в охлаждаемых ступенях малой или близкой
к нулю степени реактивности, что позволяет отводить большую
часть теплоты в сопловых лопатках, температура которых по
условиям прочности материала может быть принята более высо-
кой, чем рабочих лопаток;
увеличением относительного шага ?охл лопаток в охлаждаемом
венце по сравнению с неохлаждаемым;
нанесением жаростойких с низкой теплопроводностью покры-
тий на рабочую поверхность охлаждаемых лопаток.
Для охлаждаемого венца располагаемую работу расширения
газа с учетом отвода части теплоты от потока газа к охладите-
лю и скорость газа можно подсчитать по формулам [421:
для сопловых лопаток
^С-ОХЛ — Лр J _ я-то (фохл+ч) ; (11.147)
1 ~тс Т1 1 —ло с
охл — V Лс. охл П — ®ср) > (П.148)
где лс = pjpu i?i = qc.oxJhc — коэффициент, характеризующий
интенсивность охлаждения сопловых лопаток;
для рабочих лопаток
^р. ОХЛ ^р 1 (^°хл+'11) , (11149)
т —1 тт> I —Пр р
где тср = pjpi, т2 = 9Р. ОХЛ/ЛР — коэффициент, характеризующий
интенсивность охлаждения рабочих лопаток.
Если лопатки имеют открытую систему охлаждения, из-за
смешения потоков газа и охладителя параметры потока газа
(смеси) на входе в последующий венец будут отличаться от тако-
вых при иеохлаждаемых лопатках, а именно:
температура смеси на входе в рабочее колесо
Лем = Л [1 Ч-А'оел (I +gox„)-', (П.150)
где Т'охл. вых Дзхл. вх Н- *7охл^(£р охл £охл)-
186
Абсолютная скорость смеси за сопловым аппаратом
см ~ О Ч- ^охл) 1 [(sln 4“ 8с. охл^1 охл охл)2 Ч-
Ч- (COS CCj -{- gc. oxnCj охл COS (Xj охл)2]^2» (II. 151)
1ДС С1охл ”
угол выхода потока смеси в сечении за сопловым аппаратом
41OM = arctg + go.oinCloxn sta™)/(' + Sc.охл «„о”1”)]'
(11.152)
Если охлаждающий агент выходит hs рабочих лопаток в про-
бочную часть, смешиваясь с потоком газа, параметры смеси на
входе в последующий лопаточный венец можно подсчитать по
формулам, аналогичным (II.150)—(II.152).
Удельная работа на окружности рабочего колеса и КПД охла-
ждаемой ступени выражаются приближенными формулами (6es
учета протечек через радиальный зазор ^р. в) (42]:
^аохп ~ (I Ч- бохл) см COS СС^ см
(1 Ч" 8с. охл Ч- 8р. охл) ^2са см COS ССд сы, (II. 153)
Ца». охл ~ охл [срг?10 (1 ) 4“ 8с- охл^ охл. вх^р охл (] °)Ч'
Ч- 8р- ОХлУохл. ВХ^р охл ( 1 Ир Ир)] (11.154)
Для приближенной оценки КПД ступени Ии8. „. охл можно
также рекомендовать формулу (781
Лиа. га. охл — (*£) *2;охл) [1 4“ (^с. охл/с1охл 4“ Охл^г/ТЧ) С] охл/2 -ф-
Ч- (2<7р. охл/^2 охл Ч- 5р. охл) Ч»2 охл/2]~*. (II.155)
Снижение энтальпии газа (смеси) на выходе из охлаждаемого
ненца по сравнению с неохлаждаемым вызывает уменьшение рас-
полагаемой работы также в последующих венцах.
С учетом сказанного удельную работу и КПД многоступенча-
той охлаждаемой турбины можно приближенно подсчитать по
формулам [42]
^чи охл
21—I
ulicla см I —
21
(11.156)
Нт. ОХЛ -^ТИОХЛ (1 01» j 4“ (goxn t^HB. ОХЛ t) j > (11.157)
i де Айв. О1Л t — располагаемый изоэнтропийный перепад охлади-
1сйя, определяемый по его параметрам на входе в i-й охлаждаемый
ненец и давлению на выходе из проточной части охлаждаемой тур-
бины.
187
Относительная потеря располагаемой работы из-за отвода ча-
сти теплоты от газа к охладителю для рационально спроектиро-
ванных систем воздушного охлаждения при повсеместно освоен-
ной начальной температуре газа в серийных стационарных ГТУ
to w 950 ~ И 00 °C составляет 0,005—0,01. С увеличением to (Го),
а также при использовании в качестве охладителя жидкости рас-
сматриваемая потеря может существенно (вдвое-втрое) возрасти
[421.
Непропорциональный рост потерь с отводимой теплотой охла-
ждения обусловливается здесь необходимостью не только увели-
чения глубины охлаждения (Тг — Тст), но и применения загра-
дительных систем охлаждения (см. стр. 177).
Повышение температуры газа перед турбиной сопровождается
обычно увеличением неравномерности поля температур на входе
в сопловой аппарат первой ступени турбины. Степень указанной
неравномерности характеризуется безразмерным коэффициентом
Яшах = (Тг. max — Тг. ср)/(Т*. ср — Т*. вх).
При уровне Тг. ср = 15004-1600 К величина тгоах может дости-
гать 0,3—0,35. Отмеченное обстоятельство приводит к необходи-
мости ограничивать по условиям прочности среднемассовую тем-
пературу газа и вводить усовершенствования в конструкцию охла-
ждаемых рабочих и особенно сопловых лопаток. Увеличение
окружной неравномерности температуры газа сопровождается по-
вышением уровня вибрационных напряжений в рабочих лопат-
ках, что требуется учитывать для обеспечения их надежной
работы-
Возрастание температуры газа сопровождается также повышением интенсив-
ности турбулентности потока, что обусловливает увеличение профильных по-
терь и теплового потока от газа к лопаткам [22].
2. Затрата части располагаемой работы на сжатие и прокачку
охлаждающего агента зависит от типа системы охлаждения и
свойств хладагента. По своей природе эти потери, как и предыду-
щие, следует относить к термодинамическим потерям цикла ГТУ.
При открытой воздушной системе охлаждения данные потери
представляют собой разность между работой на сжатие воз-
духа goxn в компрессоре и работой, производимой этим воздухом
при его вдуве в проточную часть турбины после прохождения
через охлаждаемый элемент. В виду того что последняя относи-
тельно мала, при расчетах ею обычно пренебрегают.
В соответствии с указанным потеря располагаемой работы
турбины, обусловленная отбором части циклового воздуха, сжа-
того в компрессоре, может быть оценена по формуле [141
иохл
Д^ОХЛ. CJK ~ L (gохл Др
охл К. (11.158)
t=i
188
где zoxn — число охлаждаемых элементов; ApOI-nf — относитель-
ный перепад давления воздуха при его прохождении через охла
ждясмый элемент.
Как следует из этой формулы, отбор охлаждающего воз iyxs
и । i гупеней компрессора, обеспечивающий оптимальный перепад
ишлсния Арохл» приводит к снижению потери работы АЛОХЛ. 4
К указанным потерям следует добавить потери располагаемой ра
Ги>и.1, затрачиваемой на прокачку охлаждающего воздуха черщ
ьпиалы рабочих лопаток с «разгоном» его до окружной скорости,
«иогнетствующей месту выпуска из лопатки.
Эти потери пропорциональны квадрату окружной скорости и
рнсходу gv, охл. При выпуске охлаждающего воздуха из каналов
гн збандажных рабочих лопаток в радиальный зазор (см. рис. 11.72)
шнсри на прокачку уменьшаются в два-три раза (из-за увеличе-
ния гидравлического сопротивления протечкам через зазор) [42].
При выпуске охлаждающего воздуха через щели у выходной
кромки рабочих лопаток потери на прокачку могут быть частично
I-компенсированы за счет реактивного усилия, создаваемого выпу
склгмой струей.
Однако для интенсивно охлаждаемых лопаток, имеющих боль
шпе гидравлические сопротивления внутренних каналов и поло-
с1гй, может возникнуть тормозящий эффект, дополнительно сни
ж.поищи полезную работу газовой турбины.
3. Дополнительные аэродинамические потери из-за введения
охлаждения возникают по ряду причин. Наибольший отрицатель-
nj.tii эффект вызывает внедрение потока охлаждающего воздуха
и основной поток газа, что наблюдается, например, в открытых
< исчемах воздушного охлаждения дисков и роторов турбин путем
обдува их торцевой поверхности, при внутреннем охлаждении
< |>нловых и рабочих лопаток с выпуском охлаждающего воздуха
и 1 отверстий и щелей в профильной части и у выходных кромок,
при протечках охлаждающего воздуха в основной поток чере
р.пличного рода монтажные зазоры в стыках сегментов лопаток
и промежуточных тел.
На рис. 11.78 приведены экспериментальные зависимости КПД
гурбпнной ступени от расхода воздуха goxn при охлаждении
дисков радиальным н струйным обдувом (с варьированием числа
(нверстий zOTB для выпуска охладителя и угла их наклона и),
и । которых следует, что аэродинамические потери, обусловленные
и 1увом охлаждающего воздуха в основной поток, даже при ма-
лых расходах воздуха могут быть весьма ощутимыми [14]. Ука-
чишые потери можно снизить за счет таких конструктивных мер,
к и к изменение угла выхода струй установкой специальных на-
правляющих лопаток. Выпуск охлаждающего воздуха через щели
у 1ядних кромок лопаток в основной поток при соблюдении соот-
m-к-твующих конструктивных мер и относительно малых goxn
(примерно 0,01—0,02) слабо влияет на аэродинамические потери,
прогрессивно увеличивая их при gOX31 £> 0,024-0,03 [1 ].
В9
ком; 4 — козырек с направляющими лопатками); е — сравнение
радиального 1 и струйного 2—4 (zOTB = 75, 12, 4) обдува дисков
при v = 90е
Выдув охлаждающего воздуха через щели у задней кромки при юохп & w2
я Ргохл « Рг приводит даже к некоторому снижению потерь, за счет дополни-
тельного полезного («реактивного») эффекта.
В более развитых системах охлаждения лопаток, например
пленочных или пористых, вдув воздуха в основной поток сопро-
вождается ощутимыми аэродинамическими потерями, которые
можно оценить с помощью соответствующих опытных данных
[69, 76].
В лопатках газовых турбин, охлаждаемых хладагентом, про-
пускаемым по специальным каналам (полостям), могут возникать
дополнительные аэродинамические потери за счет утолщения про-
филей (т. е. увеличения cwsx и особенно z?BbIX). Так, возрастание
стах на 35—40 % при углах поворота в рабочих решетках в =
= 180 — (Pi 4- р2) = 1004-120° сопровождается увеличением £пр
на 10—15 % [771. Дополнительные потери, обусловленные уве-
аичением толщины выходных кромок профилей охлаждаемых
лопаток, можно оценить на основании рекомендаций, изложенных
в параграфе II.2.
Профильные потери в охлаждаемых лопатках зависят также
от температурного фактора ф = TjTr, что связано с его влия-
нием на структуру пограничного слоя, образующегося на про-
фильной поверхности [22]. При умеренном охлаждении, когда
ф 0,8, значения |тр для профилей охлаждаемых и неохлаждае-
мых лопаток практически одинаковы- При более интенсивном
охлаждении наблюдается относительное увеличение профильных
потерь в охлаждаемых лопатках. Так, при ф 0,6-г-0,65 оно
190
может достигать 30—50 %, причем большие значения Д|пр соот-
ru-итвуют рабочим лопаткам, что обусловлено влиянием центро-
ьгжных сил инерции [42].
Охлаждение лопаток также сказывается на аэродинамических
ннерях в проточной части газовой турбины вследствие изменения
радиальных зазоров над рабочими лопатками. Указанное измене-
пт* «азоров при различных режимах работы турбины может быть
ностаточно точно оценено в результате расчета температурного
«чн юяния деталей проточной части, а возникающие при этом
юполнительные потери — на основании рекомендаций, приве-
цииных в параграфе II.2.
Увеличение относительного шага по сравнению с в сту-
пенях с охлаждаемыми лопатками тоже сопровождается некото-
рым повышением аэродинамических потерь, которое может быть
оценено по рекомендациям, приведенным в параграфах П.2, или
и первом приближении по формуле
<₽? = <w out К1 — •
!Д1- М = (Iopt — I)/Iopt; В = 0,4-
Все перечисленные дополнительные аэродинамические потери,
но шикающие вследствие охлаждения, в первом приближении
можно учесть, введя в расчет коэффициент т]охл, т. е. т)ст. охл =
ЯстЯокл; причем для рационально спроектированных систем
в«> «душного охлаждения при tp на 10004-1050 °C и goxn « 0,02 4-
. 0,025 можно принимать цохл: ж 0,9754-0,98. С учетом изложен-
ных выше соображений эффективную мощность, развиваемую га-
•пшой турбиной с открытой системой воздушного охлаждения,
можно подсчитать по формуле [421
ОХЛ = (1 ' ®Я>. охл^ + СэОХЛ 4^охл i) Ят. охл —
(^яас zgoxn)i ДЙут i 4~ Д^т. 31мех» (II. 159)
где ^нас ч = ^иг— «вх/ — работа, совершаемая охладителем
при прохождении через ступень; ЬЬуы— потеря работы из-за
угечки рабочего тела через радиальные зазоры охлаждаемых
сопловых и рабочих лопаток t-й ступени; Д/гт.в —затраты ра-
Смны на трение и вентиляцию в i-й ступени.
В газовых турбинах с намкиутой системой охлаждения при определении
А* Р. охл следует принять §охл = 0.
При умеренной интенсивности охлаждения элементов проточ-
ной части газовых турбии, характеризуемой значениями £охл
0,024-0,05 и уровнем начальной температуры газа /* 1000-ь
1100 °C (12734-1373 К), рассмотренный выше приближенный
меюд газодинамического расчета позволяет определить основные
выходные характеристики охлаждаемой турбины с приемлемой сте-
191
Ряс. 11.79. Схема охлаждаемой проточной частя газовой
турбины
пенью точности. Для перспективных ГТУ с существенно более
высоким уровнем начальной температуры (Т* 16734-1773 К) и
соответственно более интенсивным охлаждением проточной части
турбины возникает необходимость в разработке методов газоди-
намического и термодинамического расчета, основанных на ис-
пользовании физической модели, более близкой к реальным
условиям.
В первую очередь сказанное относится к более точному учету
необратимости процессов теплообмена между потоком горячего
газа и охладителя, в особенности прн выпуске последнего в про-
точную часть турбины. Например, в одномерном проверочном
газотермодинамическом расчете проточной части интенсивно охла-
ждаемой газовой турбины, разработанном Я- И. Сироткиным
162 ], для составления исходной системы уравнений вместо приме-
няемых обычно законов сохранения момента количества движе-
ния, энергии, состояния, неразрывности потока рабочего тела
для установившихся обратимых процессов [см. систему уравне-
ний (П.З)—(11.8)1 использованы соответствующие уравнения не-
равновесной термодинамики с раздельным учетом аэродинамиче-
ских и термодинамических потерь.
В частности, предполагается, что благодаря протекающим
в некотором неподвижном или вращающемся со скоростью со =
= const объеме V внутренним необратимым процессам трепня,
вихреобразования, смешения и тепло- и массообмена потоков
(струй) вязкого газа, сопровождающимся увеличением (производ-
ством) энтропии djS, изменение потока экстенсивной величины А
через поверхность, ограничивающую объем V, -равно энтропии
внутри этого объема.
192
Использование такой гипотезы приводит к уравнению баланса
п форме
deA = dtA. (11.160)
Для рассматриваемого случая — течения в охлаждаемой тур-
бине, принимая в качестве экстенсивных параметров А массовый
расход G, энергию Е = GJ* (или GH*), энтропию s = Gs и мо-
мент количества движения Г — GF (Г = сии) и используя урав-
нение (II.160), получают замкнутую систему уравнений, в кото-
рую в отличие от обычных уравнений смешения входят дополни-
тельные слагаемые diS и бТ*Гаэр, т. е. производство энтропии и
диссипация момента Г, учитывающие необратимость процесса
смешения основного потока с вдуваемым охладителем или подса-
сываемым газом, т. е. (рис. 11.79)
Gj ~ G + g; Gi J* = GJ* -р g{*‘,
des = — Gs — gs = Gi (d£saBP + di,sQ) = d^s',
deV — Gi (Catl) G (cutl) guoH (се^)еод 4" Eoic (pup) ~ ^/Гаэр.
(II.161)
Соответствующие формулы перехода для лопаточных венцов
или межвенцового зазора записываются в этом случае в виде:
т = -ЦЦ; х=-^-; (11.162)
аС1 = ехр {— [2х (1 — х) (УГср— £*) (То— 11)/<ТГ: + fi) (Го +
+ Г.) R1) < 1; оавр i = rt (?., CD/<p)/?t (z10J1); (11.163)
х = g2/(Gi + £г); (11.164)
Рга. = (°аэрсго)2 Pie. ср (Ле./ЛуЗ^ (^с^.(^w./Pw.)^;
a02 = exp {— [2x' (1 — x') (HJ'cp - h’) (T{ — ti)l(T2-\-
+ T1) (T2 + h) R]J < 1;
OaBp 2 = St P-e1, cp/4,)/5t (^“«’. cp). (11.165)
1дссь
//J = ЯГ — x’ (Я" — Л,'); h* = Ц; ii, = h' + u|/2;
= n' (i£,/i2yn; JI,, = ЯГ + иЦ2.
Мощность (кВт) и КПД охлаждаемой ступени турбины выра-
ж.кчея формулами:
Яст. охл ~ Мст и 4 Мд. тр -| Мнас = [Gi (cau)i -р ^2 (си^)2] 10 *
(11.166)
7 П/р л. В. Арсеньева в др. 193
где N„se = Ю 3g2uLP;
Лив. ст. охл ~ 103Л^ст. охл^{сНт 4- Xi" gfh(^»
А2охл \
GZfSs+ 2 grt). (П.167)
f=o '
Численный пример аэродинамического расчета охлаждаемой
турбинной ступени, выполненного этим методом, приведен в при-
ложении 4 [62].
Теплообмен в охлаждаемых элементах проточной части газовых
турбин. Расчет процесса теплообмена проточной части турбины
необходим для оценки потоков теплоты газа к ее основным эле-
ментам (лопаткам, дискам, роторам и т. д.), определяющих как
потери располагаемой работы, так и термонапряженное состояние
указанных элементов на установившихся и переходных режимах.
Для расчета температурного поля в этих элементах проточной
части требуетси решить в общем случае трехмерную задачу тепло-
обмена с заданными граничными условиями [35, 81]. Сложность
решения указанной задачи делает оправданным использование
приближенных решений в двух- или одномерной постановке [42,
70] при достаточно точном задании граничных условий третьего
рода или, иными словами, коэффициентов теплоотдачи к рас-
сматриваемому элементу как со стороны греющего газа, так и к
охлаждающему агенту, что следует из соответствующих уравнений
теплового баланса:
со стороны газа
AQrfr = ^TiPp ri г Тст)» ИЛИ
AQr = «гЧ Ti (77 - Тст), (II. 168)
где аг i — средний коэффициент теплоотдачи от газа к элементу;
cx*i — приведенный коэффициент теплоотдачи (см. пара-
граф 1.9);
со стороны охлаждения
AQoxfl = Fохл i &ОХЛ f (Т’ст — 7\)ХЛ). (11.169)
Практические расчеты процессов теплообмена проводят с ис-
пользованием соответствующих полуэмпирических зависимостей
между безразмерными критериями подобия, описывающих соб-
ственно процесс и граничные условия теплообмена. В качестве
таких критериев служат кроме рассмотренных ранее критериев
Re и М следующие:
критерий Пекле Ре = cb/a = характеризующий соот-
ношение потоков теплоты, переносимых путем конвекции и тепло-
проводности;
критерий Прандтля Pr = Pe/Re, отражающий физические
свойства газов;
194
It . 11.80. Изменение численного
и<><ффициента А в зависимости от
Pi + Р2
Горло канала
Рис. И.81. Распределение значений коэф-
фициента теплоотдачи аг по профилю
лопатки
Расчеи а —- еначений локальных аг; б —• ме-
тодом участков
критерий Эйлера Ей — Ар/(рс)2, характеризующий соотноше-
ние сил давления и инерции в потоке:
критерий Нуссельта Nu = abfK характеризующий теплообмен
ин । ранице движущейся жидкости и стенки.
Применительно к основному элементу проточной части тур-
<ншы — сопловым и рабочим лопаткам — для приближенных рас-
•|» юв процесса теплообмена [при Re (1,54-2) 10е 1 используют
критериальную зависимость
Nu = A Re0-68, (11.170)
иг коэффициент А = f (Pi + р2) может быть определен по гра-
фику на рис. 11.80 [42].
При Re (0,24-1,5) I08 рекомендуется критериальное урав-
нение в виде
Nu = 0,206 Re°-“sr°-6s, (П.171)
in Sr = (sin ₽i/sin PJ-J/26/П sin (Px + p2) cos3 (|i, — Pa)/2J —1.
Зависимости (11.170), (11.171) используют при безударном об-
н'клнии решеток профилей. Влияние угла атаки приближенно
можно оценить коэффициентом 0,97 + 0,78 (t—0,2)2, где
/ £/ръ который рекомендуется вводить при ReBX — (1,54-4) 106
и Гцх/Ь йз (2,3-э7,3) 10'2. Здесь ReBX подсчитывают по пара-
> рам потока газа на входе в решетку, причем за характерный
piiiMcp принимают удвоенный радиус входной кромки гвх (rj
1.15 1
/(ля рабочих лопаток интенсифицирующее влияние вращения
ни теплообмен учитывают поправочным коэффициентом [35]
<,,,, 1 + 0,8Su°’42, где Su = u/w2.
При более детальных расчетах процесса теплообмена в лопат-
। 14, поскольку изменение по обводу профиля весьма неравно-
мерно. определяют не средний коэффициент теплоотдачи по про-
филю a,., a aiy по его отдельным характерным участкам (рис. 11.81)
г использованием следующих критериальных зависимостей:
195
Рис. 11.82. Зависимость
= f (^охл)для лопаток
с различными системами
воздушного охлаждения
1 — прямые радиальные ка-
налы; 2 — лопатка дефлек-
торного типа (см. рис.
11.68); 3 — продольно-петле-
вое движение воздуха (см.
рис. 11.74, б); 4 — конвек-
тивно-пленочное охлажде-
ние (см. рис. 11.70, 6); 5,
6 — «вафельное»; 7 — по-
ристое
на входной кромке профиля — уча-
сток I
№1г1 = (П.172)
где /j = 0,635+0,82 в диапазоне Rer,M=
= 2,8 (10Ч-104) [35].
Чаще всего при Мг1 0,9, Rerj = Б-103-?-
-т-4-104 и i«0 4i = 0,635 [35];
для вогнутой и выпуклой частей про-
филя — участок II
NurII = 4uRe?i“ (П.173)
в диапазоне RerII, отнесенном к горлу
решетки: 0,5-10&<<Rerii^ 2-10е; коэффи-
циент Лц принимают по графику на
рис. 11.80 в зависимости от угла пово-
рота потока в = 180° — (Рх + р2):
для выходной кромки — участок
III [35]
NurIII = 0,0263 Re“i®!. (11.174)
Расход охладителя gQX1I для отвода
теплоты цотл от рассматриваемого
элемента определяют из уравнения теплового баланса (II. 169).
Он зависит от геометрических и режимных характеристик
системы охлаждения, физических свойств и перепада температур
А^охлг- В наиболее распространенных системах воздушного ох-
лаждения в первом приближении требуемый расход охлаждаю-
щего воздуха можно оценить, пользуясь зависимостью
£охл i — Ьутё&Ь (11.175)
где kyT = 1,054-1,1 — коэффициент, учитывающий утечкн охла-
дителя через неплотности системы: gt — удельный расход охла-
ждающего воздуха: для лопаток с внутренним конвективным ох-
лаждением gt следует принимать равным 0,015—0,025 (меньшие
значения соответствуют более эффективному охлаждению); 0г =
= (Г* — Тст)/(ТГ — Тохл. вх) — относительная температура, ха-
рактеризующая интенсивность охлаждения.
На рис. 11.82 изображены зависимости = f (goxn) для ло-
паток газовых турбин с различными системами воздушного охла-
ждения, рассмотренными выше. Наибольшую эффективность имеет
пористое охлаждение, наименьшую — конвективное с продувкой
охлаждающего воздуха через радиальные каналы.
С большей точностью величину goxnZ определяют в результате
вариантных расчетов температурного состояния элемента, причем
за окончательный вариант принимается тот, при котором дости-
гается как допустимый уровень средней температуры, так и степень
неравномерности распределения его по элементу, обеспечивающие
196
надежную работу в условиях экс-
плуатации при заданном моторесурсе.
Неравномерное распределение темпера-
। v р пызывает обычно возникновение терми-
•н ких напряжений, которые при определен-
ных условиях приводят к появлению оста-
1<|>шых деформаций и последующему раз-
рушению детали из-за превышения предела
м ипщикловой усталости.
На рис. 11.83 дано расчетное
рнспределение температур и напря-
жений в поперечном сечении сопло-
iiofi лопатки дефлекторного типа
нерпой ступени пиковой газовой
I урбины большой мощности с кон-
нгкптной системой охлаждения
при средней температуре газа на
входе примерно 1323 К и расходе
охладителя goxn ж 0,022, имеющей
приемлемые запасы прочности по
м.июцикловой усталости за ресурс
10* ч при 5000 пусках. Коэффициент
Рис. 11.83. Расчетное распреде-
ление температур и напряжений
в поперечном сеченни охлаждае-
мой воздухом сопловой лопатки
дефлекторного типа
теплоотдачи аохл г от внут-
1< пней поверхности элемента хладагенту, входящий в урав-
нение теплового баланса (11.169), определяется формой и разме-
рами полостей и каналов системы охлаждения и режимом тече-
ния. Обычно расчет внутреннего теплообмена ведется для от-
дельных характерных участков тракта охлаждения, сводимых
к пшовым схемам (случаям) теплообмена. Так, для внутренних,
ini-гаточно длинных каналов используют критериальную зависи-
мое ti> для прямых длинных труб различного сечения при турбу-
лентном режиме течения воздуха [35]
Nu0„ =0,018 (II. 176)
1 i'' Кеохл = w0XJIdH/v0IJ1; = 4РК/ПК — гидравлический диа-
метр канала; тохл— коэффициент кинематической вязкости ох-
лдждающего воздуха; ег, и Ef — коэффициенты, учитывающие
гопгиетственно кривизну канала (ег = 1 + 0,77dK/R [35]), его
«о лосительную длину (ег 1,2) и влияние температурного фак-
iop.1 ф = Тст/71О1Л, несимметричности подвода теплоты к стейке
п нспени турбулентности потока охлаждающего воздуха (ef =
0.74-0,85).
Эту же критериальную зависимость используют для лопаток
дефлекторного типа с поперечным течением воздуха по плоским
клналам между дефлектором и внутренней стенкой лопатки [35].
На участке входной кромки лопатки с подобным типом охла-
ждения (участке 7) можно пользоваться критериальным уравне-
нием
Nu0„.BI = 0,948AjU-)-0-”* Е( п (11.177)
197
в диапазоне 0,5-Ю3 <С ReOXJI r <; 104, где ReOXJII подсчитывают
по параметрам воздуха на выходе из отверстий в передней части
дефлектора: dKl— гидравлический диаметр; Ful и —пло-
щади отверстий в передней (входной) части дефлектора и выходной
кромке (лопатке); <рх и <рт—коэффициенты расхода на тех же
участках [35].
В типовых конструкциях дефлекторных лопаток (см. рис. 11.68) можно
принимать <pi = фщ яй 1,0.
Методы расчета тракта охлаждения лопаток с комбинирован-
ной конвективно-пленочиой и пористой системами охлаждения из-
ложены в работах [35, 81 ], а методы расчета теплового состояния
охлаждаемых элементов газовых турбин при стационарных и не-
стационарных режимах теплообмена — в работе [81 ] (см. также
Руководящие указания ЦКТИ—ИТТФ. — Л.: ЦКТИ, 1972, т. 2,
вып. 29).
Кроме теплового расчета систем охлаждения проводят их гид-
равлический расчет, задача которого состоит в том, чтобы опреде-
лить требуемые площади проходных сечений охлаждающих кана-
лов, обеспечивающие распределение расхода хладагента по эле-
ментам тракта при заданном перепаде давлений. Эти расчеты ведут
численным методом, позволяющим получить данные по системам
практически любой сложности (разветвленности)1 [81 ]. Для их
выполнения необходимо располагать данными о геометрии кана-
лов системы охлаждения и коэффициентах гидравлического со-
противления отдельных участков, которые в общем случае не-
изотермического течения охладителя являются сложными функ-
циями = / (Re, Рг, ф).
Обычно расчет охлаждаемой турбины осуществляют в два этапа.
На первом этапе проводят газодинамический расчет турбины без
учета охлаждения. При этом находят распределение параметров
рабочего тела по проточной части и геометрические характеристики
лопаток. Затем устанавливают число охлаждаемых венцов и по
допустимой температуре стенки Тст и степени неравномерности
распределения температуры Тщах (уровню термических напряже-
ний) для' каждого охлаждаемого венца определяют дохл и 9ОХЛ-
На втором этапе газодинамический расчет проточной части выпол-
няют с учетом охлаждения так, как изложено выше.
1 См. Руководящие указания ЦКТИ—ИТТФ.—Л.: ЦКТИ, 1970, т. 1,
вып. 29.
Г лава III
ОСЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
111.1. Общие сведения
К компрессорам газотурбинных установок предъявляют много-
>1111 ценные требования, среди которых наиболее важными являются
in икая производительность, достаточно большая степень повы-
шения давления и высокий коэффициент полезного действия. Из
разнообразных типов компрессоров перечисленным требованиям
г наибольшей мере удовлетворяют осевые и центробежные ком-
прессоры. Для ГТУ средней и большой мощности применяют осе-
1ч н' компрессоры, а для маломощных установок при пониженных
1> сходах воздуха — центробежные компрессоры или комбиниро-
ванные (осецентробежпые).
Схема многоступенчатого осевого компрессора изображена на
рис. I11.1. Проточная часть осевого компрессора в общем случае
• •н шит из входного патрубка 1, конфузора 2, входного направ-
ляющего аппарата 8, ступеней I, 77, III, ..., п, спрямляющего ап-
н р на 3, диффузора 7 и выходного патрубка 6. Рабочие лопатки
।ie с валом и дисками или барабаном, на котором оии располо-
н! образуют ротор. Корпус (цилиндр) с закрепленными в нем
|цц|равляющими лопатками является статором.
Ротор компрессора опирается на подшипники 5, которые мо-
। \ I быть выполнены в виде подшипников скольжения или качения,
/(ли предотвращения подсоса воздуха из атмосферы во входную
•I к п, и утечек на выходе из проточной части служат уплотне-
ния 4. Сжатие и повышение кинетической энергии газа происходят
и рабочих колесах.
11ри газодинамическом расчете компрессоров ГТУ используют
и п/исследующие основные уравнения.
I. Уравнение сохранения расхода:
6 = P1^1CZ1 = Р2Г2CZ2, ИЛИ G = [ рхсл dFx = [ р2^2 dF2.
Fi Fi
Уравнение сохранения энергии:
— с2
h = (I, — У-----у 1 + ?в».
I !< h — напор или приращение энергии 1 кг массы газа.
199
Рис. II 1.1. Схема многоступенчатого осевого компрессора
Сечение: н-н — на входе в компрессор; к—к — не выходе из компрессора;
1-1 и 2-2 — на входе в проточную часть компрессора и на выходе из
нее соответственно
То же уравнение в форме Бернулли (механической форме):
где hr — потеря напора.
3. Уравнение Эйлера:
с2 — с?
h = Сили2 — cUt или h = 2 д' 1
4. Уравнение состояния: pv ~ RT.
При расчете осевых компрессоров можно использовать резуль-
таты как теоретических, так и экспериментальных исследований.
Течение реального газа через диффузорные каналы лопаточных
аппаратов является настолько сложным, что практически все
методы расчета осевых компрессоров базируются на результатах
экспериментальных исследований. Роль теоретических методов
(например, теории потенциального обтекания решеток профилей
и теории пограничного слоя) достаточно велика. Результаты теоре-
тических исследований служат для анализа результатов экспери-
ментальных исследований. В настоящее время расчет осевых ком-
прессоров может быть произведен одним из трех следующих ме-
тодов.
В основу метода расчета осевых компрессоров по данным про-
дувок плоских решеток положены экспериментальные данные про-
дувок неподвижных решеток профилей в аэродинамических тру-
бах (прямых и кольцевых). Для более полного приближения к
реальным условиям течения воздуха вводят соответствующие по-
правки.
200
При использовании метода расчета осевого компрессора на ос-
ш т‘ результатов испытания изолированных модельных ступеней
принимают во внимание взаимное влияние ступеней в многосту-
шпчатых компрессорах и влияние отклонений от геометрического
н-щобпя на характеристики ступени.
Метод полного моделирования применим при наличии компрес-
пров, обладающих высокими коэффициентом полезного действия
н надежностью в работе. Используя теорию подобия, по масштабу
моделирования можно определить геометрические размеры проек-
iiipyi'Moro компрессора, а также расход газа через него и частоту
пршцепия.
III.2. Плоские решетки осевых компрессоров
Общие положения. Применительно к осевым компрессорам
« (осЧаточно густыми решетками лопаточных аппаратов исполь-
iyioT результаты экспериментальных исследований плоских непод-
вижных решеток профилей.
11рофилем называют сечение лопатки плоскостью, перпендику-
лярной радиусу (рис. III.2, а). Средняя лилия профиля представ-
лшч собой кривую, делящую пополам расстояние между выпуклой
и погнутой частями профиля. Форма профиля характеризуется
п основном длиной хорды Ь, максимальной толщиной smax или dmax,
умом изогнутости 0, а также положением максимальной толщины е
и максимальной стрелки прогиба средней линии а.
Внешней хордой профиля называется проекция профиля на
I н*.цельную к двум точкам его вогнутой стороны. Координаты
н>чгк профиля задаются обычно в долях длины хорды, которая
принимается при построении профиля за ось абсцисс.
I'» III 2. Геометрические характеристики профиля: а —схема профиля ло-
• ‘'Mt; б изгиб линии профиля по двум сопряженным радиусам и /?2;
в — профиль С-4
201
Толщиной профиля S
называется расстояние ме-
жду выпуклой и вогну-
той сторонами профиля,
отсчитываемое перпенди-
кулярно хорде. Иногда за
толщину профиля d при-
нимают расстояние между
выпуклой и вогнутой сто-
ронами профиля, отсчиты-
ваемое перпендикулярно
средней линии. Макси-
мальная стрелка прогиба
fmax—расстояние от хорды
Рис. Ш.З. Плоская решетка профилей осево-
го компрессора
до вершины средней линии. Положение вершины средней линии
относительно передней кромки определяется координатой а.
Направление входной кромки относительно хорды определя-
ется углом Xi между хордой и касательной к средней линии в точке
пересечения ее с передней кромкой профиля, а направление вы-
ходной кромки — углом %2- Кривизна профиля определяется
углом изогнутости 6 = хг j- х2- Для удобства сравнения различ-
ных профилей все линейные размеры обычно выражают в безраз-
мерных величинах по отношению их к длине хорды b: a/b; е/Ь\
8шах/^> dmay/bf fmax/Ь, Т\!Ь, Го/Ь.
Изогнутые профили могут быть созданы путем использования
гидродинамической теории решеток или получены изгибом так на-
зываемых исходных профилей, средняя линия которых пред-
ставляет собой прямую линию (рис. III.2, е).
Ниже представлены геометрические характеристики х = х/Ь
п у = у/b (в %) профиля С-4 (dmax = 0,16, = 0,12cfmax, r2 =
= 0,06dmax)*
............... 0 1,25 2,5 5 7,5 10 15 20
0 1,65 2,27 3,08 3,62 4,02 4,55 4,83
.................. 30................40 50 60 70 80 90 95....100
.................................................................... 5 4,89 4,57 4,05 3,37 2,54 1,6 1,06 0
Рассмотрим решетку профилей (рис. Ш.З). Плоская решетка
профилей образуется, если рассечь лопаточный аппарат цилин-
дрическим сечением па некотором диаметре и развернуть цилин-
дрическое сечение на плоскость. Линия, проведенная через сход-
ственные точки профилей в решетке, называется осью решетки.
Направление оси решетки совпадает с направлением окружной
скорости и вращения рабочего колеса.
Шаг решетки t — это расстояние между двумя соседними про-
филями, отсчитанное по направлению оси и, а ширина решетки
Ьг — размер решетки в направлении оси г.
Геометрическими углами входа и выхода из решетки обычно
называются углы рл1 и 0Л2 между направлением входной и вы-
202
годной кромок профиля и осью
I" пипки. За угол установки
профиля в решетке принимают
у1 »л Рл2 или угол наклона
>орды Угол изогнутости
профиля может быть легко вы-
ражен через геометрические
уды входа и выхода 0 —
Ни—₽л1, так как ₽Л1 =
|1/, — %„ Рл, = Рь + Хг-
Основной относительной ха-
рпкюристикой решетки явля-
। гея относительный шаг l—tjb.
Ih шчина b/t называется гу-
i иной решетки. Рис. П1.4. Зависимость коэффициентов
11 иже рассмотрим углы, ха- схр, Су и угла поворота потока в от угла
рпкщризующие обтекание ре- атаки_при малых скоростях =
iiiriKii профилей потоком газа. — 0,5; — 0,94; 6 — 40°)
Угол между направлением
• пор ост и на входе и осью решетки представляет собой угол
и ми а угол между скоростью потока на выходе w2 и осью
р'чпггки — угол выхода р2. Разность этих углов е=р2—Pi назы-
п и-ня углом поворота потока.
Угол атаки I— это угол между направлением входной кромки
профиля и направлением скорости : t = рЛ1 —
Углом отставания потока называется угол между направлением
выходной кромки профиля и направлением скорости : Др =
Рля — Рй-
Решетки осевых компрессоров, которые были использованы
и in получения приводимых ниже экспериментальных данных,
и 1гии следующие параметры: а/b = 0,44-0,5; 0 < 45°; dnojb =
0.044-0,12; e/b = 0,34-0,5; I = tfb > 0,5.
Экспериментальные данные. Характеристика плоской решетки
профилей показана на рис. Ш.4, где по оси абсцисс отложен угол
ипки г, а по оси ординат — е, схр и q,. При увеличении i угол
поворота потока е возрастает до критического значения £кр, а
1 и *м уменьшается. Коэффициент профильного сопротивления схр
при критическом обтекании увеличивается примерно вдвое по
ршшспию с его минимальным значением.
11ри эксплуатации компрессора возможна работа решетки про-
филей в широком диапазоне углов атаки. Выбор расчетного угла
u'ivikii должен обеспечивать максимальный напор при профиль-
п .м сопротивлении, близком к минимальному. Наибольший ин-
к ргс представляют режимы работы решетки, при которых до-
| Hie гея по возможности наибольший угол поворота потока,
•1 кс ффициент профильного сопротивления еще не слишком велик.
Г ин показывают опытные данные, эти требования выполняют,
•. ли расчетный угол поворота потока соответствует примерно 0,8
203
Рис. III.5. Главная характеристика
номинальных режимов
его максимального значения. Рас-
четным или номинальным режи-
мом работы решетки называется
такой режим, при котором угол
поворота потока составляет 0,8
максимального. Параметры, соот-
ветствующие этому режиму, бу-
дем обозначать индексом «ном»,
например: Вном, Атом, Р1ном-
На основании многочисленных
испытаний различных решеток
было установлено, что угол от-
ставания потока Др при i iH0M
остается практически постоян-
ным. Для определения угла от-
ставания потока А. Хоуелл пред-
ложил следующие эмпирические
формулы:
лрнм = те'И7ь, (Ш.1)
где
т = 0,23 - 0,002р2 ном + 0,18. (Ш.2)
Решая уравнения (III. 1) и (III.2) совместно и имея в виду,
что
Реном — Рл2 АРном, (III.3)
получаем
до 0,23 (2fy)g — 0,002РЛ20,18 тп
“Рвом----------: г—г- •
0,002
Формула (Ш.4) действительна для р2НОм = 404-100°. При
этом ДРном » 3-4-5°.
Результаты анализа опытных данных показали, что номиналь-
ный угол поворота потока зависит в основном от трех величин:
0, Ргном и tfb. Если рассмотреть влияние угла изогнутости про-
филя 0 на вном при постоянных Р2НОм и tjb, то в пределах углов
атаки iHOM от —5 до 5° можно приближенно считать, что еном не за-
висит от 6. Тогда угол еном будет определяться только двумя ве-
личинами: t[b и Р2ном- Согласно результатам продувок решетки,
в ограниченном диапазоне углов атаки форма профиля существен-
ного влияния на еном не оказывает. Следовательно, зависимость
еном = f (^/Ь, Реном) можно считать справедливой для различных
профилей решетки.
Кривые на рис. III.5 называют главной характеристикой но-
минальных режимов. Из приведенного графика видно, что при
данном относительном шаге и угле выхода Р2Ном имеется определен-
204
п<>г значение угла ЕнОМ> при котором
irfice лечивается наиболее эффективное
итчсние газа через решетку.
При данной геометрической форме
профиля с ростом угла р2ном (т- е.
• увеличением угла установки 0Ь,
। следовательно, и с повышением 0л1н
Р.р) диффузорность лопаточных кана-
лов уменьшается. Так как при данном
относительном шаге номинальные ре-
жимы характеризуются примерно оди-
наковой степенью диффузорности, с ро-
юм (32 ном возрастают углы атаки гном,
Рис. III.6. Влияние числа М
иа коэффициент потерь
и следовательно, должен увеличиваться
угол поворота потока еном. Увеличение номинального угла пово-
рот потока при повышении b/t (уменьшении t[b) можно объяснить
следующим образом.
Уменьшение tjb при прочих равных условиях обусловливает
понижение разности давлений на выпуклой и вогнутой сторонах
профиля из-за сужения межлопаточного канала. Это приводит
к меньшему градиенту скоростей и давлений на поверхностях
профиля и в целом — к более благоприятной картине распределе-
ния давлений и скоростей по профилю. Таким образом, при умень-
шении относительного шага до определенных пределов появляется
шиможность увеличения диффузорности потока и соответственно
Vi i.i поворота потока еном.
Анализируя силы, действующие на профиль в решетке, можно
установить связь между коэффициентом подъемной силы су, 0Х,
I1. 11 t/b
= (ctg р, - ctg р2) sin рс,
(III.5)
। /tr |V — угол между средневекторной скоростью wc = ф- w2)/2
и осью решетки.
(' помощью формулы (III.5) главную характеристику номиналь-
ных режимов можно перестроить в графическую зависимость с„ =
(7<>. р2 „<,„)
Влияние сжимаемости и вязкости на эффективность решетки
профилей. Увеличение скорости потока на входе в решетку про-
фи iii'ir вызывает возрастание коэффициента гидравлического со-
нршпвления (рис. II 1.6) и при скоростях, близких к скоро-
• hi звука, обусловливает падение коэффициента подъемной
ИЛЫ Г„.
Величиной, определяющей влияние сжимаемости, является
чпсио М = k’i/gi! (для рабочей решетки), где — скорость звука.
Число М характеризует влияние сил упругости. Предельные вход-
п и* скорости в решетку оцениваются критическим числом Мкр =
и в меньшей степени — максимальным числом М|Пах.
205
Часто для оценки влияния сжимаемости
вместо числа М используют приведенную
скорость X = wJaKV.
Критическим числом Мкр называют
такую величину Мь при которой на вы-
пуклой стороне профиля возникают ме-
стные сверхзвуковые зоны. При увеличе-
нии М сверх критического значения ко-
эффициент потерь сХр резко возрастает.
Число Mi на входе в решетку, при ко-
тором в узком сечеиии меж лопаточного
канала возникает скорость, равная мест-
ной скорости звука, называют макси-
мальным числом Мтах. При достижении
Мтах угол поворота потока в решетке
критического и макси- резко падает, а коэффициент потерь
мального числа М от_угла сильно возрастает.
1ПиИй/Ь = ОО18 ’ Для современных дозвуковых ком-
’ прессорных решеток Мир « 0,7-4-0,8 н
Мгаах яй 0,95-4-0,85. Примерное протекание
кривых Мкр н Мтах в зависимости от угла атаки показано
на рис. Ш.7.
Влияние вязкости на обтекание решеток профилей оценивается
числом Re, характеризующим отношение сил инерции к силам
трения. Для рабочей решетки Re^ — Шьр. ^/vlf где Ьр.к — хорда;
— коэффициент кинематической вязкости.
Результаты исследований показывают, что снижение числа Re
приводит к возрастанию коэффициента потерь (рис. Ш.8, а) и
уменьшению угла поворота потока (рис. Ш.8, б). Числа Re, при
которых начинаются значительный рост потерь энергии и умень-
шение угла поворота потока, называются предельными или кри-
Рис. Ш.8. Влияние чисел Re, М и относительной толщины профиля
на коэффициент потерь (а) и угол поворота потока е (6) в решетке
профилей
----- д. «= 0,12; —. _ — 3. = 0,04
206
1ЛЧССКИМН числами Reap. Для решеток осевого компрессора
к’е11р « (2-г-З) 105.
Числа М и Re являются критериями подобия процессов обте-
кания компрессорных решеток. Более подробные сведения можно
найти в работах [68, 77].
111.3. Элементарная ступень осевого компрессора
Схема ступени осевого компрессора и кинематики потока
и пей. Ступень осевого компрессора состоит из рабочего лопаточ-
ною аппарата (рабочего колеса) и следующего за ним неподвиж-
ною направляющего аппарата (НА). Основным элементом ступени
является рабочее колесо (РК), в котором подводимая к компрес-
• «>ру механическая работа преобразуется в энергию газа. В направ-
ляющем аппарате в общем случае происходит лишь преобразова-
ние кинетической энергии в потенциальную (иногда такого преоб-
разования может не быть), а также изменение направления потока
и целях подвода его к следующей ступени.
Рассечем ступень осевого компрессора двумя цилиндрическими
еченнями г и г -|- dr при dr0 (рис. III.9). Выделенный таким
образом элемент ступени является элементарной ступенью осевого
компрессора. В нижней части рис. III.9 изображено цилиндриче-
ское сечение ступени, развернутое на плоскость, — две плоские
решетки. Там же представлены треугольники скоростей на входе
и выходе потока, проходящего через решетку рабочего колеса, где
окружная скорость лопаток рабочего колеса на заданном ра-
диусе; сг — абсолютная скорость входа газа в рабочее колесо;
к*, относительная скорость входа газа в межлопаточные каналы
I |бочего колеса, равная геометрической разности скоростей сг и «х.
В каналах рабочего колеса газ перемещается в двух направле-
ния к: вращается вместе с рабочим колесом с окружной (перенос-
Рис. III.9. Схема ступени осевого компрессора и кинематика
потока в ступени
— высота входного сечения в ступень; гн, гср — корневой и средний
радиусы ступени; &г — радиальный зазор
207
Рис. ШЛО. Треугольники ско-
ростей в элементарной ступени
ной) скоростью и и движется отно-
сительно лопаток от сечения 1—1
к сечению 2—2 с относительной
скоростью w. На практике ис-
пользуют обычно совмещенное изо-
бражение треугольников скоростей
(рис. III. 10). Индексами z обозна-
чены составляющие относительных
и абсолютных скоростей по оси г,
индексами и — их окружные со-
ставляющие.
Если известны осевые и окруж-
ные составляющие скорости с21,
сг2 и cttl, со2, можно определить абсолютные и относительные ско-
рости и углы треугольников скоростей:
ci = Г сл + <Д; (Ш.6)
И1 = arcctg cul/c21; (Ш-7)
ti>i = Wui ; (III.8)
Pi = arcctg te>ul/c„; (III.9)
Cz — Г C22 “p Си?', (111.1 0)
a2 = arcctg c„2/c22; (111.11)
W2=V C22 + K>u2 ; (III.12)
₽2 = arcctg w„2/c22. (111.13)
Элементарная ступень характеризуется параметрами решеток.
Между плоскими решетками расположены осевые зазоры. В каче-
стве абсолютных осевых зазоров принимаются расстояния между
выходной кромкой профиля одной решетки и входной кромкой
профиля следующей решетки, измеренные в направлении оси г.
В ступени различают два осевых зазора: передний зазор szl —
зазор между выходной кромкой профиля предыдущего направляю-
щего аппарата и входной кромкой профиля решетки рабочего ко-
леса; задний зазор sz2 — зазор между выходной кромкой профиля
решетки рабочего колеса и входной кромкой решетки последую-
щего направляющего аппарата.
Осевые зазоры изменяются вдоль радиуса. Характерным счи-
тается осевой зазор иа среднем радиусе ступени.
Основные параметры элементарной ступени компрессора. Ре-
альный процесс сжатия газа в элементарной ступени осевого
компрессора в координатах i — зусловно изображен на рис. III. 11.
Сжатие в решетке рабочего колеса происходит по политропе 1—2,
повышение давления в решетке направляющего аппарата описы-
вается политропой 2—3. Статическое давление в ступени возрастает
от Pi до рэ.
208
Теоретическим напором ступени
h, кДж/кг (рис. II1.11), называют
энергию, сообщаемую единице мас-
сы газа в решетке рабочего колеса
элементарной ступени. Определяют
величину по формуле Эйлера:
h = и2си2 — ихсиХ.
При Г1 = гг = г, т. е. при =
«2 = и, величина h = и (си2 —•
- сц1) = и&си1 где Асц = си2 — сиХ.
1 ак как в ступени дозвукового осе-
вого компрессора осевая составля-
ющая скорости изменяется, как
правило, весьма мало, то, положив
в первом приближении czl = cz2 =
-clt получим
Л = ucz (ctg ct2 ” ctg а1)-
С учетом того, что си2 — си2 =
— ПУИ2 — wul, awul = — сх ctg
и wu2 = —cz ctg P2> запишем вы-
Рис. Ш.И. Процесс сжатия га-
за в ступени осевого компрессо-
ра в is- диаграмме
ражение для теоретического напора в следующем виде:
Л = ИС, (ctg 0! — ctg 02).
(III.14)
Воспользовавшись уравнением Бериулли для сечений ступени
1—2 и 1—3, получим
ft = y^_+Jz2L + hri<; (Ш.15а)
1
-2_ Z2
-з__
2
—F Лг,
(III. 156)
। ке hrlf — потери напора в решетке рабочего колеса; hr = hrh -J-
I Лмь hra — потери напора в решетке направляющего аппарата.
Уравнение сохранения энергии для элементарной ступени
осевого компрессора:
h=cp (Т3 - Т,) + (сз 2 С1) = (П - ТГ). (Ш-16)
Отсюда ясно, что энергию, сообщаемую газу в элемент ступени,
м |жно определить по изменению полной энтальпии в процессе
< 1К41ИЯ.
Обычно теоретический напор в дозвуковых ступенях не прсвы-
innei 25—38 кДж/кг.
209
Энергию, затрачиваемую на совершение работы сжатия и уве-
личение кинетической энергии газа, обычно называют полезным
напором ступени:
= + (III.17)
1
Полезный напор в случае политропной связи между р и р
представляет собой политропную работу. сжатия и выражается
формулой
[(Рз/Л)''-”"’ - 1] + С°7С‘ , (III.18)
где п = 1,454-1,52.
Отношение давления за ступенью р3 к давлению перед ступенью
Pi называют степенью повышения давления ступени по статиче-
ским параметрам:
"и = Рз1Р1- (III.19)
По полным параметрам
Лет =Рз/рГ- (Ш.20)
Так как eg » Ci, то отличие л’т от лст невелико. В дозвуковой
ступени осевого компрессора л*т < 1,24-1,3.
Часто за полезный напор принимают напор, получаемый ие
при политропном процессе сжатия, а при изоэнтропийном. Тогда
изоэнтропийный полезный напор
Ло = 7^7- ЛИ [(.P=/Pi)^/k - И + -Сз7С'-• (Ш.21а)
При с3 = сг
h0 = hs3 -.^RTaWp^-^-l]. (III.216)
Во многих случаях вместо абсолютного напора целесообразнее
использовать его относительное значение, называемое коэффи-
циент i напора. Так, коэффициент теоретического напора эле-
ментарн й ступени будет раней отношению теоретического напора
ступени к некоторому условному напору, достигаемому при си1 =
= 0 и си2 = иа:
н = й/u» = с"*~с- = (Ctg Р1 - Ctg Ps). (III.22)
Из формулы (Ш.22) следует, что величин а Я является функцией
основных параметров ступени. В различных сечениях ступени
коэффициент напора будет неодинаковым. На ее среднем радиусе
ычно Я ~ 0,24-0,5.
Одним из важных параметров, определяющих напор ступени,
являемся окружная скорость рабочего колеса и. В данном сечении
210
и uaf, где ия — окружная скорость на внешнем радиусе ко-
с । i; г = г/гя—относительный радиус сечения. Наибольший
и п-, представляют окружные скорости нср и ия. Окружная
। трость на внешнем радиусе рабочего колеса дозвуковой ступени
t-д гигает 300—350 м/с.
Количество газа, протекающего через данное радиальное се-
•1» пие ступени в единицу времени, называют расходом газа. Раз-
'111’иют массовый расход газа G и объемный V : G = р!Л Массовый
р и* код газа через выходное сечение ступени определяет массовую
.. дителъность ступени. При заданных габаритах ступени
производительность характеризуется осевой составляющей ско-
|НК ПС
G = рсгл/4 (О!н - Вг„). (III.23)
Величина cz при потребной производительности определяет
। >|б цштные размеры ступени. В первой ступени сл = 100-Д-180 м/с.
Обозначив через £)н наружный диаметр ступени, а через ПЕТ —-
нпугренний, или втулочный, диаметр, введем понятие втулочного
оиюшения d D^/DK. Наименьшее значение втулочного отно-
шения в первой ступени, для которой оно выбирается в пределах
(»,-16 0,65.
Производительность элементарной ступени характеризуют без-
рл «мерной величиной ср = czfut называемой коэффициентом рас-
Примерное значение коэффициента расхода на среднем
омметре в первой ступени 0,55—0,75.
Распределение общей работы сжатия газа в ступени между
решеткой рабочего колеса и решеткой направляющего аппарата
характеризуется степенью реактивности ступени. Различают две
' t уцени реактивности: термодинамическую и кинематическую. Под
н*рмодинамической степенью реактивности понимают отношение
и «энтропийного статического напора в рабочем колесе Лиз1 к стати-
ческому изоэнтропийному напору ступени Ли3 (см. рис. III.11), т. е.
ет = ЛИЭ1/ЛИз. (III.24)
При рассмотрении элементарных ступеней более удобной ока-
| шается кинематическая ступень реактивности, представляющая
Собой отношение теоретического статического напора в рабочем
колесе к теоретическому напору ступени h (см. рис. III. 11):
6« = ЛС1/Л. (III.25)
Легко можно показать, что
eK=l-(<^-ci)/2h
1ГЛП при Сг = Сг2 = cz И «1 = и2 = и
6К = 1 — (си14- си2)/2и. (III.26)
211
Рис. III. 12. Треугольники скоростей при степенях реактивности 0,5
(с) и 1 (б)
Сс и юо » средние значения абсолютной и относительной скоростей потока
Степень реактивности 6К определяет вид треугольников ско-
ростей. В качестве примера на рис. Ш.12 изображены треуголь-
ники скоростей элементарных ступеней при 6К = 0,5 и 6И = 1.
В ступенях степень реактивности 6К на среднем радиусе колеб-
лется от 0,5 до 1.
Для определения коэффициента полезного действия рассмотрим
процесс сжатия без внешнего теплообмена на Гэ-диаграмме. На
рис. Ш.13 процесс сжатия в ступени условно изображен политро-
пой 1—3. Тогда теоретический напор или работа сжатия могут быть
описаны площадью а3"3'3в. Работа сжатия складывается из по-
литропной работы сжатия hn, эквивалентной площади а3"3'31б, и
работы по преодолению трения hr, соответствующей площади
б13в. Площадь а3"3'1б изображает изоэнтропийную работу сжатия.
Увеличение политропной работы сжатия при наличии потерь
по сравнению с изоэнтропинной работой сжатия на величину, эк-
вивалентную площади 13'3, соответствует дополнительному повы-
шению температуры из-за подводимой к газу теплоты трения.
Степень использования механической работы, затрачиваемой
на сжатие газа, оценивают коэффициентом полезного действия.
Для неохлаждаемых компрессоров применяют два коэффициента
полезного действия: политропный и изоэнтропийный-При опреде-
лении КПД будем обращаться к рис. Ш.11
и III.13.
Под политропным КПД ступени по-
нимают отношение политропной работы
сжатия к теоретическому напору (к ра-
боте, затраченной на сжатие) без учета из-
менения кинетической энергии газа:
_ *п-(сз-'1)/2
Ист. П-
Условное
реального
без
Рис. III.13.
изображение
процесса сжатия
внешнего теплообмена в
Ts- диаграмме
hc
СР (Тз — Т1)
_ плдУЗ'316
пл а3"3'3в
(111.27а)
212
Иногда политропный КПД определяют по формуле
?]п = (h — hr)lh. (II 1.276)
Огношение изоэнтропийной работы сжатия в ступени, необ-
ходимой для соответствующего увеличения давления газа, к тео-
ретическому напору называется изоэитропийным КПД. В полных
пирометрах
Л„ k/(k-l)RT‘t [(р37й)(‘-1)/'1-1] Т'3‘-т;
Чет.па h ср(Т-3-Т^) ~ Т}-Т{ ‘
(III.28а)
Если = с3, то
,, = = */№-1) ДЛ [(p3/P1)(t-1)/ft-i] _ г;-г,
(7 S —7’т) Г.-Г,-
(III.286)
Политропный КПД ступени ввиду малой степени повышения
/|пиления в ней весьма близок к изоэнтропийному (вообще >
^из)-
111.4. Связь между основными параметрами
элементарной ступени
Теоретический напор и коэффициент теоретического напора.
1’гли в формуле (Ш.14) умножить и разделить правую часть на
и, то выражение для h и Е можно записать в следующем виде:
h = <pw2 (ctg pi — ctg p2); (111.29)
E « h/u* = ф (ctg pi — ctg p2). (III.30)
Из них следует, что напор в ступени увеличивается с ростом ф,
и и ctg pi — ctg р2. Последняя разность уменьшается с возраста-
нием ф, но медленнее, чем увеличивается ф. Это справедливо при
i равнении различных решеток рабочего колеса, полученных при
использовании главной характеристики номинальных режимов.
Для заданной решетки профилей с увеличением ф коэффициент
напора уменьшается за счет уменьшения разности котангенсов.
Учитывая соотношения скоростей во входном треугольнике
скоростей элементарной ступени, запишем:
h = и2 (ctg pi — ctg p2)/(ctg pi 4- ctg ai); (111.31)
E = (ctg - ctg p2)/(ctg Pi 4- ctg cci). (III.32)
Коэффициент расхода определяется степенью реактивности и
ш.пением угла
ф = 2eK/(ctg Pi 4- Ctg ра). (Ш.ЗЗ)
Последней формуле можно также придать вид
ctg Ре = ек/ф. (III.34)
213
Рассматривая силы, действующие на профиль в решетке, фор-
мулы для теоретического напора и коэффициента напора (III.31)
и (Ш.32) можно переписать в виде
л (1 +н-^-) V 1+(^)2; (1И.35)
й = 4 СУ ~г f (1 + И -v) Кн-(евЛр)2, (III.36)
где р = cXI,jcv — величина, обратная качеству профиля в ре-
шетке.
Зависимость (II 1.36) позволяет проанализировать влияние 6К,
<р и bit на коэффициент напора.
Сравнение элементарных ступеней с различной степенью реак-
тивности (6К = 0,5-=-1) может быть произведено для двух разных
случаев: при одинаковых решетках рабочего колеса и неодинако-
вых коэффициентах расхода; с равными коэффициентами расхода
и углами поворота потока. Оба случая рассматриваются либо при
равных числах 2%,, либо при одинаковых окружных скоростях и.
В обоих случаях с ростом степени реактивности коэффициент на-
пора заметно увеличивается. При этом для одинаковых окружных
скоростей теоретический напор в ступенях с большей степенью
реактивности будет выше. Результаты сравнения ступеней с раз-
личной степенью реактивности при одинаковых числах МШ1 по-
казывают, что у ступени с меньшей степенью реактивности напор
будет более высоким из-за больших окружных скоростей в ней.
Главная характеристика номинальных режимов (см. рис. III.5)
может быть построена в координатах, определяемых параметрами
h, <Р и 6К, т. е. при Я/<р = f (6и/<р, b]t). Такой вид характеристики
представлен на рис. III. 14. Задавшись 0К) <р и bit, по такому гра-
фику можно найти h, а затем, выбрав окружную скорость, под-
считать величину h. Или наоборот, по заданным ср и h можно
подобрать 6К и bft.
Окружная скорость и коэффициент полезного действия. При
выборе окружной скорости в ступени стремление к ее максималь-
ному значению ограничено влиянием основных параметров сту-
пени.
Предельной окружной скоростью является такое ее значение
ЦПр, при котором МЮ1 = Мкр. Предельная окружная скорость
S = М„р VkRTi/ ]/q>2 + (е„ + 4)2. (III.37)
Для выявления связи коэффициента полезного действия т]
элементарной ступени с основными параметрами ступени преоб-
разовывают соответствующим образом правую часть формулы
(Ш.276), в результате чего получают
Т] = 1- —
ч>
fa[^+(i-e„)4
И-Р1<е«/ч> „ 1 —
* т Рн--р--
(Ш.38)
214
Рнс. 111.14. Изменение /5/ф в за-
висимости ОТ вк/ф
и ца = const. КПД элемен-
Здесь для решетки рабочего ко-
леса p>i[ =: {Схр/^у}р- к, з для решетки
направляющего аппарата ра =
(схр1су)а. а. Следует иметь в виду,
но величины р>, обратные качеству
профиля в решетках ступени, зави-
сят от 0К, ср, b/t и Mi (М2).
Приняв некоторые допущения
п» выражения (III.38), можно вы-
явить условия, при которых дости-
। лется т]тах- В связи с относительно
малыми значениями коэффициентов
|il( ирн в уравнении (III.38) можно
пренебречь членами рА/ф и
|1И (I — 6м)Др. Предполагается, что
при изменении 6К и ср — const
гарной ступени достигает максимального значения при <popt =
0,5 и 6Кор| = 0,5.
Для степени реактивности 6К = 0,5 условие рк = рн обеспе-
чивается и, следовательно, при 6К = 0,5 и <р = 0,5 будет дей-
ствительно существовать максимум КПД элементарной ступени по
двум переменным (0Й и <р). Если для ступеней с любыми другими
с шпенями реактивности (кроме 6К = 0,5) принять р-кт^Рн, то
КПД элементарной ступени в этом случае будет относительно
мало отличаться от получаемого при ра = ра.
На рис. III. 15 представлена зависимость т] от <р прн b/t = 1
и некоторых значениях степени реактивности. На кривых для сте-
пеней реактивности 0,7 и 0,9 в скобках приведены степени реактив-
ности, при которых кривые также действительны вследствие сим-
мггричности треугольников скоростей. С возрастанием и умень-
шением 0К по сравнению с 0н = 0,5 КПД элементарной ступени
понижается и его максимум достигается при больших значениях <р.
Геометрические параметры решеток профилей ступени ком-
прессора. Определение геометрических параметров решеток про-
филей сводится к подбору (или проектированию)густоты решетки,
вида профиля, угла изогнутости профиля, входного и выходного
углов профиля и др.
Хорду лопатки b находят, исходя из высоты лопатки и выбран-
ного относительного удлинения l/b ш 1,6-г2,6 (большие значения
для первых ступеней). Возможны отклонения относительного уд-
линения в обе стороны.
Густота решеток, найденная по графику на III. 14, на среднем
радиусе рабочего колеса не должна превышать 1,4—1,5.
Абсолютный шаг t = (t/b) Ь. Число лопаток k = nDcf}/t. Если
число лопаток получается дробным, то его округляют до целого
н з ием уточняют густоту решетки.
Необходимо проверить густоту решетки во втулочном сечении.
При постоянной вдоль радиуса хорде густота решетки у втулки
215
0,66
0.66
064
03 05 07 0,9 1,1 1,3 у>
Рис. III.15. КПД элементарной
11 > пени в зависимости от <р н 0К
при b!t= 1
(b/Овт = (Ь/ОсрОер/Овт- Густота ре-
шеткн не должна превышать 2—
2,2, так как в противном случае
затруднено размещение лопаток
на роторе и понижается КПД
ступени.
Предположим, что профилиро-
вание производится на базе ис-
ходного типового профиля, напри-
мер С-4 (см. рис. II 1.2, в). Зада-
емся отношением tz/b (как пра-
вило, оно равно примерно 0,4).
В зависимости от расположения решетки вдоль радиуса выбираем
максимальную относительную толщину профиля d/b = 0,044-0,12
(до 0,16 у втулки).
Угол атаки /ном рекомендуется выбирать в пределах от —2
до 5°, причем меньшие углы — для корневых решеток, а большие —
для периферийных. Значение угла атаки можно приближенно оце-
нить по формуле
i = 2,5Ь//— 1,5.
(Ш.39)
Величину т рассчитывают по формуле (III.2). Угол изогнутости
е — i
профиля 0 находят из выражения 0 = j
Входной угол профиля 0Л1 ~ 4- i. Выходной угол 0Л2 =
= Pm + 6- Угол %, = 6 (1,54-2) а/b. Угол fa = © — fa. Для
средней линии, образованной сопряженными радиусами R. н /?2>
их значения можно рассчитать по формулам
Ri = iz/sin % и = (b — c)/sin fa.
Для определения окончательного осевого размера ступени не-
обходимо выбрать осевой зазор. Он назначается в зависимости от
хорды, т. е. sz = (0,24-0,5) b. Передний зазор szl рекомендуется
выполнять большим, чем задний sz2.
III.5. Пространственная ступень
осевого компрессора
Общие положения. Ступень можно рассматривать как сочета-
ние бесконечно большого числа элементарных ступеней. Действи-
тельная структура потока в ступени компрессора весьма сложна.
Поток газа, проходящий в межлопаточных каналах реальной сту-
пени осевого компрессора, является трехмерным. Рассмотрим
схему потока в элементе пространственной (кольцевой) решетки ра-
бочего колеса (рис. III. 16). При обтекании потоком кольцевой
решетки возникает ряд концевых явлений, связанных с конечной
длиной лопаток.
216
На выпуклой части профиля лопатки давление меньше, чем
па вогнутой, в результате чего в межлопаточном канале имеется
разность давлений, которая растет с увеличением нагруженности
ступени (су). В средней по высоте части канала перепад давлений
не вызывает поперечных токов, так как он уравновешен динамиче-
скими силами потока (в плоскости и — г). Около ограничивающих
кольцевых поверхностей (на поверхностях ротора и статора) в по-
граничном слое это равновесие нарушается из-за уменьшения ско-
рости потока при тех же давлениях. Тогда при наличии в этой
юие поперечного градиента давления и уменьшенных динамиче-
ских силах газ в пограничном слое на ограничивающих поверх-
ностях будет двигаться от вогнутой поверхности к выпуклой. Это
движение наблюдается у нижнего и верхнего концов лопатки и
япляется причиной парного вихреобразного течения и дополпи-
1 ил иных индуктивных потерь.
Разность давлений но обе стороны лопатки приводит к возник-
новению перетеканий воздуха через радиальный зазор рабочего
колеса и направляющего аппарата (см. рис. Ш.16). Концевые
к-чепия (в канале и радиальном зазоре) вызывают местное изме-
нение параметров газа, уменьшают разность давлений по профилю,
г. о. коэффициент подъемной силы, изменяют направление по-
йма за решеткой, а также увеличивают потери энергии за счет
как вихреобразования, так и нарушения расчетного обтекания
сечений, близких к концам лопаток. При движении газа вдоль
цилиндрических поверхностей, образованных корпусом и ротором
н представляющих как бы кольцевую трубу, возникают допол-
ни [ельные потери на трение и вихреобразование. Вторичные те-
чения оказывают наибольшее влияние на концевые сечения лопа-
1UK.
Количественная оценка потерь, связанных с концевыми явле-
ниями, для каждого сечения по радиусу в отдельности затрудни-
irju.ua. В связи с этим в ступенях осевых компрессоров принято
оценивать потери от вторичных явлений осредненно и одинаково
для всех сечений по радиусу, так же как и влияние потерь на ог-
21'
Ряс. Ш.17. Зависимость КПД ог-
пени и и отдельных составляющих
потерь энергии в ней от коэффици-
ента расхода ф
1 — помпаж; 2 — расчетный режим;
3 —потери на кольцевых поверхностях;
4 — вторичные потери; 5 — профиль-
ные потери
раничивающих поверхностях.
В первом приближении оценки
вторичных потерь А. Хоуэлл ре-
комендует формулу
СХ| = 0,018с®. (111.40)
При относительно небольших
радиальных зазорах (бг 0,01)
эта формула позволяет учесть
также протечки через радиаль-
ный зазор.
Для определения потерь иа
кольцевых ограничивающих по-
верхностях рекомендуется зави-
симость
сжв = 0,02*//. (Ш.41)
Потери в данном сечении про-
странственной решетки опреде-
ляют коэффициентом лобового сопротивления сх, представляющим
собой сумму коэффициента профильного сопротивления схр, коэф-
фициента индуктивного сопротивления сХ[ и коэффициента потерь
па кольцевых поверхностях схк, т. е.
сх ~ схр 4 cxt 4- схк. (III.42)
Коэффициент профильного сопротивления может быть оценен
по экспериментальным данным (см. рис. III.4). Для современных
профилей ступени ври i — — (14-2)° величина схр == 0,0164-0,018.
Значение большого относительного радиального зазора (6r/Z >
>• 0,01) следует учитывать особо. Приближенно влияние радиаль-
ного зазора на КПД ступени можно оценить по формуле И. Сте-
фенсона:
Ат] = 2,8 (6Г// — 0,01), (III.43)
где Лт] — уменьшение КПД при (6r/Z) 100 > I %.
На рис. Ш.17 показано изменение отдельных составляющих
потерь энергии и КПД ступени в зависимости от коэффициента
расхода <р (соответственно при различных углах атаки), а на
рис. III.18 — изменение коэффициента напора ступени в зависи-
мости от коэффициента расхода ступени. Указанные зависимости
КПД и коэффициента напора от <р принято называть характеристи-
ками ступени осевого компрессора. Характеристики ступени на
рис. III. 17 и III. 18 являются теоретическими. Кроме несовпаде-
ния с реальной характеристикой особенно значительные отличия
от действительной характеристики наблюдаются в левой ее части
при уменьшенных расходах газа (малых значениях ср).
На характер течения газа в пространственной решетке влияет
ряд факторов, которые в совокупности приводят к появлению ра-
218
циопальных составляющих скорости и
щ кривлению линий тока в меридиональ-
ной плоскости г, z. Главными причинами
кривизны линий тока являются:
неодинаковое изменение плотности
। и м в осевых зазорах вдоль радиуса;
конечная толщина лопаток (перемен-
ный коэффициент стеснения);
радиальная составляющая силы, дей-
«гвующая со стороны лопатки на газ;
влияние ее зависит от угла между поверх-
ностями лопатки н радиусом;
перемещение газа в пограничных
«лоях на поверхности лопаток;
форма ограничивающих поверхностей
роюра и статора у втулки и периферии.
Изменение параметров потока по
нысоте лопаток в осевых зазорах. При
упрощенном описании реального потока
коэффициента напора
ступени от коэффициен-
та расхода
в сгупени в практических расчетах часто ограничиваются рас-
< мотрением течения в осевых зазорах. Поток в осевых зазорах
и ступени анализируют при следующих допущениях:
1) не учитывают потери энергии из-за вязкости;
2) предполагают, что движение газа в осевых зазорах происхо-
ди! по цилиндрическим поверхностям тока, т. е. сг — 0;
3) течение принимают осесимметричным, т. е. пренебрегают
иллинием конечного числа лопаток.
Тогда изменение по радиусу теоретического напора в зависимо-
« г и от окружной и осевой составляющих скорости будет опреде-
ляться дифференциальным уравнением Бернулли, записанным без
учета потерь на трение:
dh/dr = dlr + 0,5dcl/dr + 0,5dcJdr. (Ш.44)
При использовании уравнения радиального равновесия в осе-
вых зазорах можно записать
pd/r = dp/dr. (Ill .45)
Теоретический иапор, сообщаемый газу в каждой ступени,
в свою очередь оказывается связанным с окружными составляю-
щими скорости уравнением Эйлера:
h = и (си2 — си1). (П1.46)
(’ помощью приведенных уравнений для каждого принятого
«икона изменения окружной составляющей скорости могут быть
нийдсны закономерности изменения теоретического напора h и осе-
вой составляющей скорости по высоте лопаток для всех ступеней
компрессора. В качестве таких законов обычно принимают ниже-
< лодующие.
219
1,2
1,0
Qd
0,6
0,4
02
О
Рис. 111.19. Изменение
степени реактивности
вдоль радиуса в ступени
с постоянной циркуля-
цией
0,6 0,6 1,0 1,2 г/гср
Ступень с постоянной
циркуляцией. Большое распро-
странение при проектировании ступеней
получил закон, основанный на представ-
лении о безвихревом (потенциальном)
характере течения воздуха в осевых
зазорах перед и за рабочим колесом.
Этот закон изменения величины си назы-
вают законом постоянства циркуляции.
Воспользуемся уравнением (II 1.44). При-
мем два дополнительных условия: посто-
янство вдоль радиуса теоретического
напора h и осевой составляющей скоро-
сти сг. Получим из уравнения (111.44)
соотношение cur = const, которое носит
название закона постоянной циркуля-
ции или закона свободного вихря.
Таким образом, в осевых зазорах
ступени
сй = const, сж2 ~ const, си1г ~ const, cuir = const. (111.47)
Ступени с постоянной циркуляцией характеризуются суще-
ственным изменением по высоте лопатки степени реактивности
(рис. II 1.19) и чисел на входе в рабочее колесо и на входе
в направляющий аппарат. Степень реактивности изменяется вдоль
радиуса в соответствии с формулой
e„ = i-(i-e„.cp)^p/A (ш.48)
где величины г и 0К относятся к текущему радиусу г.
Значительное понижение степени реактивности у втулки мо-
жет привести к р2 вт >• 90°, что нежелательно, так как появляется
ненужная конфузорность выходного участка межлопаточного ка-
нала, из-за которой не только не происходит повышения давления,
но и увеличиваются потери давления в ступени и ее размер в осе-
вом направлении.
Условия, при которых конфузорности выходного участка меж-
лопаточного канала не возникает, можно найти из очевидного со-
отношения
tg₽2 = Ф/(0и-й/2). (III.49)
При 02 = 90° вн = Л/2. Условие вк. ЕТ > 90е будет выполнено,
если 0и. вт йвт/2. Таким образом, чем меньше относительный
диаметр втулки d, тем сильнее возрастают числа М^1Н и МС1ВТ и
вероятнее опасность возникновения 02 > 90°. Отсюда следует, что
применение ступеней с постоянной циркуляцией является целе-
сообразным только при относительном диаметре втулки d 0,6.
Ступень с постоянной степенью реак-
тивности. Лопатки ступени, спрофилированные с сохранением
220
Рис. III.20. Изменение составляющих абсолютной скорости
газа вдоль радиуса в ступени с постоянными напором и сте-
пенью реактивности
mi радиусу постоянными кинематической степени реактивности
it ।соретического напора h, обычно называют ступенями с постоян-
Ш)й степенью реактивности. Подставляя уравнения
cut = uQ. — ©к) — h/2ut си2 = и (1 — ©к) + /г/2« (Ш.50)
н выражение (Ш.44), получаем формулы для определения cz (г):
С21 — Kc.i ср — 2 (1 — 6„)2 (и2 — Мер) + 2 (1 — 6„) h In r/rcp;
К&ер - 2 (1 - ej (и2 - и2 р) - 2 (1 - е„) h In r/rCp. (III.51)
Изменение си1, cia, czl и cz2 вдоль радиуса для такой ступени
представлено на рис. III.20. Меньшие изменения чисел и М^,
и i.iкже углов Pi и 02 по радиусу, чем прн rcu = const, делают сту-
IH-IH1 с постоянными напором и степенью реактивности более при-
ШЦ1 ими при малых относительных диаметрах втулки. Недостат-
ком этих ступеней является интенсивное увеличение осевой состав-
>|»пощей скорости по радиусу с ростом коэффициента напора. Это
«и р.шпчивает напор в ступени, так как малым cz соответствуют не-
ргллыю высокие значення угла поворота потока.
Поток с комбинированным изменением
п я р а м е т р о в по радиусу. Поскольку организация по-
шил но радиусу в первую очередь определяется окружной состав-
ляющей скорости си, то для различных типов ступеней можно за-
висть в общем виде:
с„ = Дг + B/r, (III.52)
1 и* Л и В — постоянные коэффициенты.
При h = const для случая Д = 0 формула (III.52) дает закон
|||ц-|(»нп1ой циркуляции cur = const, а для случая В = ±A/(2co) —
ниш постоянной степени реактивности ©к = const. Изменяя
К" )ффпциенты А н В, можно получить промежуточный закон
mi лсд у законами rcu = const и ©к = const.
221
Проверка расхода газа через ступень компрессора. Рассчитав
поле осевых составляющих скорости, определяют расход газа
через данное сечение:
'в
Gs = 2n/?g J pczr drt
гвт
где kg — коэффициент, учитывающий влияние пограничного слоя
на проходное сечение; в первых ступенях принимают kg = 0,974-
4-0,98, в последних — kg ~ 0,954-0,96.
Полагая р — рЦЯТ], получаем формулу для определения сум-
марного расхода газа через ступень:
у -^cj-dr. (Ш.53)
гвт
Определяют методом численного илн графического инте-
грирования после предварительного разделения проточной части
ступени на 10—16 колец и нахождения расхода через каждое
кольцо. Далее проверяют совпадение полученного и заданного
расходов, которое можно оценить отношением
КСг = Сх/Ов, (Ш.54)
где GB — заданный расход воздуха.
Желательное значение Kgz = 1 • Можно принять допустимыми
отклонения не более 1,5 %. При больших отклонениях изменяют
составляющую скорости cz на среднем радиусе и пересчитывают
поле скоростей вдоль лопатки, добиваясь совпадения заданного
расхода GB и G2. По измененному значению cz ступень должна
быть вновь пересчитана. Однако без такого пересчета можно
обойтись, если добиться совпадения GB н Gx за счет изменения
площади проходного сечения (приняв, например, новую длину
лопатки). При этом плавность проточной части в меридиональной
плоскости должна быть сохранена.
Средние параметры ступени осевого компрессора. Большинство
основных параметров ступени в зависимости от ее типа изменяется
вдоль радиуса. Целесообразно характеризовать ступень в целом
некоторыми средними параметрами:
средним теоретическим напором
гн
hcp = j hi dC/Gf (111.55)
rBT
средним коэффициентом полезного действия
т]ср = j viihi dG J hidG; (111.56)
rBT ‘ rBT
222
средней степенью реактив-
ши in
и
*Н. op = j ^Ki^i dG.
ГВТ I
и
J htdG.
ет
(III.57)
В частных случаях, когда
но всех элементарных ступенях
II, const, = const и 0К —
• <nist, будут справедливы ра-
пгпггва hcp = Яср = Я» и
*\f. пр = ©кг- Кроме указанных
II Ip.iMCTpOB могут быть вычис-
п иы средняя осевая составляю-
щий скорости и ряд других.
1 '[гдуст иметь в виду тесную
• ишь между способом опреде-
ления параметров н расчетной
। чачей, для которой параметры
шлжны быть использованы.
Неустойчивые режимы ра-
Рис. III.21. Обтекание лопаток рабоче-
го колеса и направляющего аппарата
при расходе воздуха меньше расчет-
ного
боты ступени компрессора.
Каждая ступень осевого ком-
прессора при постоянных п,
Гп может устойчиво рабо-
ыи> в определенном диапазоне
р.п ходе газа ниже определенного
Режим) — “ — расчетный; --------
при С < Gp. Лопатка: 1 — рабочего коле-
са; 2 — направляющего аппарата
изменения расхода газа. При
предела наблюдается неустой-
чивая работа ступени.
I К'устойчивый режим появляется в результате отрыва потока
с выпуклой поверхности профиля при определенных положитель-
ных углах атаки. При достижении некоторых положительных или
< и рп дательных углов атаки для каждой конкретной решетки
происходят отрывные явления со стороны либо спинки профиля,
либо вогнутой поверхности. Наиболее тяжелые последствия вызы-
liiiior положительные углы атаки, обусловливающие отрыв потока
со (троны спинки профиля. Из показанной на рис- II 1.21 схемы
• Гц екания лопаток рабочего колеса и направляющего аппарата
। 1гдует, что при относительном уменьшении расхода воздуха по
। шигнию с расчетным (когда коэффициент расхода снижается)
у юл Р| падает, а угол атаки i > 0.
При этом возникают неблагоприятное обтекание выпуклой по-
верхности лопаток и сильно развитые срывные явления на этой
поверхности. В межлопаточном канале срыв вызывает резкое
ум( пыление скорости потока и при сильно развитых срывах ско-
р(» ib cz может стать даже отрицательной, когда газ через зону
। рып.1 выбрасывается в направлении, противоположном основному
223
потоку. Аналогичную картину образования и развития срывных
явлений можно наблюдать и в направляющем аппарате (см
рис. II 1.21). В этом случае срывные явления возникают на выпук-
лой поверхности лопаток направляющего аппарата.
При расходе газа, превышающем расчетный, профили лопаток
рабочего колеса и направляющего аппарата будут обтекаться
таким образом, что срывные явления образуются на вогнутой по-
верхности лопаток. Однако срыв потока в этом случае носит огра-
ниченный характер. Интенсивному развитию срыва будут препят-
ствовать центробежные силы, прижимающие частицы газа к вог-
нутой поверхности лопаток.
Основные неустойчивые режимы в ступени компрессора можно
разделить на три вида: потерп статической устойчивости, помпаж
или потеря динамической устойчивости, вращающийся срыв.
Режим работы ступени компрессора определяется пересечением
характеристик ступени и сети (в экспериментальной установке
сеть состоит нз трубопровода с регулирующей задвижкой) На
правой ветвн напорной характеристики ступени (dpIdQ <Z 0) после
случайного отклонения расхода газа режим работы ступени воз-
вращается к исходному положению. На левом участке характери-
стики при dp/dQ > 0 случайное изменение расхода газа приводит
к неустойчивому режиму. В этом случае возникает статическая
неустойчивость, обусловливаемая расходом газа. До определен-
ного развития срывных явлений степень повышения давления
и производительность ступени изменяются мало.
Рассмотрим совместную работу ступени компрессора с сетью
на предсрывном режиме, когда давление за ступенью несколько
выше давления в сети. При наступлении развитого срыва давление
на выходе из ступени резко уменьшается, а в сети давление вна-
чале останется близким к его значению в предсрывном режиме.
В этом случае газ начнет двигаться из сети в ступень. После сни-
жения давления в сети ступень вновь начнет нагнетать газ в сеть
н при каком-то расходе опять возникнут срыв и выбрасывание
газа из сети в ступень. Процесс будет периодически повторяться.
Такой неустойчивый режим работы представляет собой второй
вид неустойчивости — помпаж. При помпаже возникают сильные
автоколебания потока и резкий специфический шум. Потерн дина-
мической устойчивости в этом случае связана со скоростью изме-
нения расхода газа и во многом зааисит от характеристики сети.
’Для каждой компрессорной ступени существует определенное
значение коэффициента расхода фпомп> при достижении которого
ступень входит в режим помпажа. Рассмотрим некоторые резуль-
таты исследования характеристики ступени в области помпажных
режимов, выполненного в ЦКТИ.
На рис. 111.22 представлена помпажная часть характеристики
ступени (0К = 1), спроектированной по закону cur = const. На
характеристике можно различить три фазы развития помпажных
явлений.
224
Кривая аб соответствует
номинальной характеристике
it юлированной ступени йср =
f (Ф1) и г] — f ((pj. Точка а
уплнется точкой начала пом-
пажа (первый режим помпажа).
11ри дальнейшем уменьшении
производительности, т. е. когда
4’i < <Pi помп» скачкообразно
уменьшаются производитель-
ность, давление и коэффициент
полезного действия ступени (пе-
реход из точки а в точку а).
От точки г до точки в располо-
жен первый запомпажный уча-
< гок кривой hcp — (рь харак-
теризующийся тем, что со
снижением производительности
Рис. III.22. Характеристика ступени
компрессора в области помпажа
уменьшается давление за сту-
пенью н падает коэффициент
полезного действия. Одновременно периодическое воздействие
потока на лопатки вызывает их сильную вибрацию. При
движении по характеристике в обратном направлении, т. е.
при увеличении производительности ступени, начиная от
точки в и до точки г давление за ступенью возрастает. При даль-
нейшем увеличении производительности характеристика пред-
< ишляет собой отрезок г—д (фаза I), причем из точки д происходит
скачкообразный переход в точку е на основной характеристике.
Как следует из изложенного, при движении из точки в в сторону
увеличения расхода по достижении точки г процесс не возвра-
тится в точку а, и для вывода ступени из помпажа на основную
кпрактеристику необходимо достигнуть производительность зна-
‘пнельно выше той, при которой ступень вошла в режим помпажа.
1дссь имеет место явление, которое может быть названо гистере-
пн сом.
При дальнейшем снижении расхода от точки в срыв расши-
ржчея, а напор и коэффициент полезного действия продолжают
ппдшь (фаза Z/). При последующем уменьшении расхода срывиые
пблпеги распространяются вдоль лопаток и вызывают полный срыв
шпика вдоль всей высоты Лопаток (фаза III). Срыв носит периоди-
•пчкнй характер, и поток движется то в сторону нагнетания, то
и г трону входа. Таким образом, наблюдаются автоколебания всей
MiK-i'ij рабочей среды в системе ступень—сеть, в которую нагне-
I • i газ. В рассмотренных выше физических явлениях можно
!• сличить два фактора, один их которых определяется особенно-
ijimii ступени, а другой— совместной работой ступени и сети.
В реальных условиях в решетках ступеней всегда наблюдаются
шше отклонения формы профилей, углов установок лопаток
11 ll/р Л- В- Арсеньева н др.
225
Рис. II 1.23. Рас-
пространение сры-
ва в решетке (а) и
вращающийся
срыв (б)
и шага. Поток на входе в ступень асимметричен. Все это может
привести к потере осесимметричности течения н появлению вра-
щающегося срыва.
Пусть из-за какого-либо возмущения (предположим, наруше-
ния осевой симметрии потока) на одной из лопаток, например 2
(рис. 111.23, а), срыв потока возник раньше, чем на других. Отрыв
потока в соответствующем канале уменьшает расход через меж-
лопаточный канал и может привести к выбросу газа навстречу
основному потоку. Набегающий поток вынужден растекаться по
обе стороны от срывной зоны. Растекание потока увеличивает углы
атаки слева от зоны срыва, в связи с чем на лопатке 1 образуется
срыв потока. На лопатках, расположенных справа от срывной
зоны, угол атаки, наоборот, уменьшается и поток стабилизируется.
В результате срывная зона перемещается относительно колеса
в направлении, противоположном вращению рабочего колеса,
с угловой скоростью созои — (0,2ч-0,6) сок, где созон и ок — угло-
вые скорости срывной зоны и рабочего колеса. Направление
вращения зоны срыва в абсолютных координатах совпадает с на-
правлением вращения колеса (рис. II 1.23, б).
Вращающийся срыв приводит к периодическим изменениям
енл, действующих на лопатки, и к вынужденным колебаниям ло-
паток.
III.6. Характеристики модельных ступеней
-Наиболее достоверные характеристики модельных ступеней по-
лучают экспериментальным путем. Эти характеристики исполь-
зуют в методе расчета многоступенчатых компрессоров ЦКТИ.
Для изолированной модельной ступени в качестве характер-
ной окружной скорости принимается окружная скорость на наруж-
ном диаметре и^. Коэффициент расхода ступени прн этом выра-
жается формулой
<Р1 = c2Cp/uB, (III.58)
где с2Ср — среднерасходная скорость.
226
Ри 111.24. Характеристики ip— <Pi и r]ns — <px изо-
лированной модельной ступени при <?inin = 0,5
Коэффициент напора представляет собой отношение среднего
и н>энтропийного напора ступени к динамическому напору от ок-
|и'жной скорости:
V “?,/2
(HI .59)
Для оценки экономичности ступени используют нзоэнтропий-
1И10 КПД Т)И8.
В качестве примера на рис. III.24 представлены опытные харак-
I рнИИКИ Ф — <рх И Т]„з — (р! При относительном втулочном от-
ll (lilt’ll ИИ dmin — 0,5. Окружная скорость при больших скоро-
• .и. потока определяет влияние сжимаемости (числа М), а при
тих скоростях — влияние вязкости газа (числа Re).
Характеристики ступени, аналогичные приведенной на
р» 111.24, строят по осрсднениым данным, определенным для
р । (ичиых втулочных отношений d, с заданными радиальными,
»ними зазорами и другими геометрическими размерами. Строго
...>ря, эти характеристики могут быть использованы лишь для
। < >мс । р и чески подобных ступеней с dinax d^ dmin при условии
Ьиодсния гидродинамического подобия при больших скоростях
U.I числу М, а при малых скоростях — по числу Re.
1 г (метрические параметры ступени задаются в виде характер-
ных p,i .меров профилей и геометрических углов для решеток рабо-
•г и» колеса и промежуточных направляющих аппаратов, входного
инирниляющего аппарата н спрямляющего аппарата в функции
Г / гп.
Ил установке испытывают определенную ступень с конкрет-
пнмп длиной лопатки и втулочным отношением. В общем случае
и ihtiH-либо исходной модельной ступени при соблюдении геоме-
||Н1'1ггк<)го подобия всех профилей и других условий подобия фор-
iipvioT все ступени проточной части или отсека многоступенчатого
। а н рессора.
227
Рис. Ш.25. Некоторые типы подрезки лопаточного аппарата ступени
Для обеспечения требуемой осевой составляющей скорости
газа приходится изменять площадь проходного сечения на входе
в каждую ступень путем подрезки лопаток (уменьшения длины
лопаток по сравнению с исходной). При корневой подрезке
(рис. 111.25, а) срезают часть лопаток у корневого или втулочного
сечения, при периферийной подрезке (рис. 111.25, б) — со сто-
роны периферии, при комбинированной подрезке (рис. II 1.25, е) —
одновременно с втулочной и периферийной сторон.
При-переходе от модельных ступеней к натурным кроме гео-
метрического подобия необходимо обеспечить равенство чисел k,
М, Re н углов сс1} рх, а2, р2 модели и натуры. При соблюдении ра-
венства основных критериев подобия конструктор вынужден при-
нимать ряд конструктивных величин натурной ступени отлич-
ными от тех, которые были заложены в модельной ступени, так
как размеры натурных ступеней значительно больше размеров
модельной ступени. Следует иметь в виду, что отдельные ступени
многоступенчатого компрессора, образованного даже из одной
исходной ступени, не являются строго геометрически подобными
(меняются относительные длины, втулочные отношения, относи-
тельные радиальные и осевые зазоры). Для обеспечения статиче-
ской и вибрационной прочности конструктор зачастую вынужден
изменять хорды лопаток натурных ступеней, а также относитель-
ные шаги по сравнению с модельной ступенью.
К этому несовпадению добавляются различные нестационар-
ность, степень турбулентности, искажение поля скоростей и раз-
витие пограничного слоя, т. е. факторы, которые учитываются
экспериментальным коэффициентом взаимного влияния ступеней.
Естественно, что указанные отклонения от точного геометрического
подобия и другие несовпадения приводят к тому, что характери-
стики ф — <рг и Х)ка — ср! натурных и модельных ступеней будут
различаться.
Чтобы надежно спроектировать многоступенчатый компрессор
по характеристикам модельной изолированной ступени, строго
говоря, необходимо иметь опытные характеристики ступеней, гео-
метрически подобные ступеням натурного компрессора. Однако
из-за громоздкости, сложности, больших материальных затрат и
228
п|ч-му|И такой путь практи-
•i'ikii не используется.
В связи с этим в ЦКТИ
|ни|1«ботан комплекс опы-
ли ix поправочных данных,
оценивающих изменение ха-
р писристикн при отступле-
нии от геометрического по
лоГшя при проектировании
инурпого компрессора.
В качестве примера рас-
смотрим определение попра-
Рис. 111.26. Изменение пр, шэводич-ельно-
сти ступени
..‘ к характеристикам, связанным с отклонениями радиального
• пора. Абсолютный радиальный зазор 6Г (см. рнс. Ш.9) явля-
• ни расстоянием между торцом лопатки и корпусом или_ ротором
компрессора. Широко используют относительный зазор &г = ЬГН.
г । мотрим вначале влияние радиального зазора на произво-
ди н п.иость ступени, которая определяется абсолютным радиаль-
ным зазором, геометрическими соотношениями в ступени и ее
ппрлмцтрами. Относительное изменение производительности сту-
,|п ToptAPoptO В зависимости ОТ величины р (l-d?) “Ь
«•к капо на рис. II 1.26. Индекс «О» относится к величинам, соот-
п<-| шующим нулевому радиальному зазору. Коэффициент, учиты-
и.нищий изменение производительности натурной ступени по
< । кишению с модельной:
= Г_
L’Plontn 1нат(
Ф1 opt "I
Ф1 opt О _]мод
Коэффициент расхода натурной ступени:
Ф1 ват — мод*
(III .60)
(Ш.61)
Увеличение радиального зазора вызывает уменьшение напора
• 1 уцепи. При этом влияние радиального зазора зависит от степени
||> активности и относительного удлинения. На рис. III.27 пред-
• iiiiuiciia кривая изменения относительного коэффициента напора
и .НП1СИМОСТИ от величины (бг/Х) ]Л0н.
Коэффициент, оценивающий изменение напора ступени при
ри «личных радиальных зазорах модели и натуры:
___ BPopt/^opt о]нат
H’opt/’l’ont о] мод
(Ш.62)
Коэффициент напора натурной ступени:
Фнат ~ ^3Фмод- (II 1.63)
Рог г радиального зазора влечет за собой падение КПД ступени.
Коэффициент, учитывающий изменение КПД ступени в зави-
229
симости от радиального зазора:
= (Ш64)
а PloptAlopt о!мод |
Коэффициент полезного дей-
ствия натурной ступени:
“Чнат ~ ^пд^мод- (III.65)
Кроме радиального зазора не-
обходимо учитывать и другие
факторы, влияющие на характе-
ристики ступени:
осевые зазоры — g помощью
коэффициентов k^0 и &По, отно-
сительную длину лопатки — коэффициентами и отно-
сительный шаг — коэффипиентами и kni, тип и величину
подрезки лопатки — коэффициентами Л^Дг и й,1Дг.
Различия в условиях подвода газа к лопаткам (имеются в виду
эпюры скоростей и углы атаки по радиусу) в изолированной и про-
межуточной ступенях многоступенчатого компрессора приводят
к некоторому изменению их характеристик. В качестве коэффи-
циентов, оценивающих взаимное влияние ступеней, служат
= 'РпргаЛгаол и = Плром/Чигол. ГДС ИНДСКС «ПрОМ» ОТ-
носится к промежуточной ступени многоступенчатого компрес-
сора, а индекс «изол» — к изолированной ступени.
В общем случае полные коэффициенты, учитывающие измене-
ние ф и г] натурной ступени по сравнению с модельной, по методике
ЦКТИ определяются следующим образом:
kty ~ (111.66)
(Ш.67)
Расчетные величины для натурной ступени
ФР = /^фм; (1П.68)
Пр = Мм- (Ш.69)
Заметим, что модельные ступени можно проектировать как на
основании характеристик плоских решеток, так и с использова-
нием основных положений гидродинамической теории решеток.
С подробными данными, относящимися к характеристикам мо-
дельных ступеней, и с применением их для расчета многоступенча-
тых компрессоров можно ознакомиться в работе [17].
III.7. Многоступенчатые компрессоры
Общие положения. В одной дозвуковой ступени степень по-
вышения давления, как было указано, не превышает 1,2—1,3, что
во много раз ниже степеней повышения давления в газотурбинных
230
упаковках. В связи с этим для
пил учения требуемой степени
повышения давления прихо-
ди к-я использовать многосту-
пенчатый осевой компрессор,
нмюящий из 5—20 и более
последовательно расположен-
ных ступеней (см. рис. Ш.1),
оГитпечивая соответствующую
форму проточной части.
Во входном патрубке, кон-
фу юре и входном направляю-
щем аппарате поток газа уско-
ряется за счет понижения да-
плепия и температуры. Кроме
Кио, во входном направляющем
пппарате газ предварительно
искручивается, что необходимо
для нормальной работы рабо-
чего колеса первой ступени
(I е. обеспечения безударных
углов входа потока по радиусу).
11 отдельных компрессорах
входной направляющий anna-
р. । г может отсутствовать.
Процесс сжатия в много-
< |упснчатом компрессоре ус-
ловно показан на рис. Ш.28.
многоступенчатого компрессора
пл выходе из компрессора к давлению перед входом в ком-
нркссор:
по статическим давлениям — рк!рп\
по полным давлениям л* = р^/рн-
Изоэнтропийный напор компрессора:
RT, - 1). (Ill.70)
Рис. Ш.28. Процесс сжатия в мно-
гоступенчатом компрессоре в «-диаг-
рамме
Степенью повышения давления
называется отношение давления
Изоэнтропийный КПД компрессора:
Пиз. к = из/^н.
(III.71)
। дс Нв — теоретический напор или полная работа, затрачиваемая
пи сжатие.
Изоэнтропийный напор или изоэнтропийная работа сжатия
и полных параметрах потока:
н'3 = RT'n (я; _ 1). (Ш.72)
231
Изоэнтропийный КПД по полным параметрам:
?1S3.K = HS3/HS. (III.73)
Прн допущении постоянства теплоемкости газа и отсутствии
теплообмена с внешней средой в процессе сжатия КПД могут быть
выражены через соответствующие повышения температуры:
|)иа.к= {Тк ТВ)/(ТК —Ти); Т]Н8. к = (Тк — Тв)/(Тн— Ун). (III.74)
Как следует из рис. II 1.28, во всех последующих ступенях,
начиная со второй, Лиз< В связи с этим изоэнтропийный
напор в проточной части Нпр. ч. из <i£ha3i. Физически это объяс-
няется тем, что вследствие подвода -к газу теплоты трения, обра-
зующейся в процессе сжатия реального газа в предшествующих
ступенях, происходит повышение начальной температуры газа
на входе в данную ступень по сравнению с температурой, соот-
ветствующей изоэнтропийному сжатию.
В связи с вышеизложенным вводится коэффициент затраты
энергии а = 2йи84/Нпр. ч. из. В общем случае а = f (лк, т]ст, k, z),
где лк и т]ст — степень повышения давления в проточной части
и КПД ступени; z — число ступеней.
Коэффициент затраты энергии
где т] — политропный КПД компрессора, приблизительно равный
КПД единичной ступени; m = (k — l)/fe.
Коэффициент а повышается при увеличении z, п, k и умень-
шении т]. При определении количества ступеней компрессора коэф-
фициент а можно предварительно задать в пределах 1,02—1,04.
Меньший изоэнтропийный напор в проточной части по сравне-
нию с суммой изоэнтропийных напоров отдельных ступеней при-
водит к соответствующему снижению изоэнтропийного КПД ком-
прессора.
При сжатии газа его параметры на протяжении проточной
части изменяются, чем объясняются неодинаковые условия ра-
боты каждой ступени. Характер изменения плотности, числа Re,
температуры, числа М и объемного расхода V в зависимости от
изображен на рис. III.29. Первая ступень находится в наиболее
тяжелых условиях, так как в ней скорость звука а имеет наимень-
шее значение, а объемный расход наибольший. Это приводит
к повышенному числу М и наибольшей длине лопаток. Ввиду
этого первую ступень нагружают меньше остальных ступеней.
Последние ступени работают при пониженных объемной произво-
дительности и числе М. При умеренных расходах газа длина лопа-
ток последней ступени может получиться нежелательно малой.
Как первые, так и последние ступени работают в широком диа-
пазоне изменения коэффициентов расхода.
232
(’редкие ступени находятся в
нпиболее благоприятных условиях
по сравнению с первыми и послед-
ними ступенями, что позволяет на-
тачать в них повышенные напоры.
Классификация проточных ча-
стей. Типичные формы проточной
чисти многоступенчатого осевого
компрессора в меридиональной пло-
«кости показаны на рис. III.30.
Наиболее распространен тип а при
у* ловии DB = const. В этом случае
окружные скорости на периферии
по всех ступенях имеют постоян-
ные значения, а соответствующие
Рис. III.29. Характер изменения
плотности, температуры, чисел
Re и М и объемного расхода по
длине проточной части многосту-
пенчатого компрессора в зави-
симости от степени повышения
давления
। к прости на среднем диаметре воз-
p. н-тяют от первой к последней ступени. Это позволяет увели-
чпнлть напор в последующих ступенях после первой, что ведет
и сокращению числа ступеней. При высоких степенях повыше-
ния давления и, в первую очередь, при небольших расходах
гнля лопатки последних ступеней могут иметь малую относи-
сльпую длину, в связи с чем ухудшается экономичность ком-
прессора.
I Тзготовление корпуса компрессоров с проточной частью
ины а несколько упрощается.
11ри проточной части типа б и DBT - const окружная ско-
рость на среднем диаметре ступеней уменьшается по ходу газа,
и длины лопаток последних ступеней получаются наибольшими.
Pin. II 1.30. Формы проточной части многоступенчатого осевого компрессора
в меридиональном сечении
233
Такне компрессоры имеют увеличенное число ступеней. Изгото-
вление ротора в этом случае упрощается.
Проточная часть типа в по степени ее распространенности
в компрессорах занимает промежуточное положение между ти-
пами а и б из-за большей сложности конструкции ротора и ста-
тора.
В компрессорах с проточной частью г все характерные диа-
метры возрастают от первой ступени к последней, что позволяет
получить высоконапорные ступени. Однако сильное увеличение
окружной скорости нежелательно по газодинамическим соображе-
ниям и особенно с позиции прочности. В последнее время про-
точную часть типа г практически не применяют.
Возможно построение проточной части комбинированного
типа из отдельных отсеков указанных на рис. III.30 форм.
При выборе типа проточной части компрессора следует учиты-
вать компоновку всей ГТУ.
Распределение параметров по ступеням. На входе в первую
ступень осевая составляющая скорости czl при допустимых чис-
лах М 0,7-4-0,72 в высоконапорных компрессорах составляет
140—170 м/с. Для относительно низконапорных компрессоров
czl = 100-4-130 м/с. Кроме числа на выбор сг1 влияют произво-
дительность и относительный диаметр втулки в первой ступени.
Возможные закономерности изменения осевой составляющей
скорости представлены па рис. II 1.31. Для увеличения длины
лопагок последних ступеней целесообразно уменьшать вели-
чину сг1 в направлении от первой к последней ступени. Наиболее
распространенный характер изменения осевой составляющей ско-
рости соответствует кривой /, причем уменьшение сп от одной
ступени к последующей не превышает 10—15 м/с. Изменение сх
по кривым 2 и 3 позволяет увеличить напор средних ступеней,
но при этом возможны недопустимо большие числа М > 0,7-4-0,72
(на среднем радиусе).
Значительное влияние на выбор окружной скорости оказы-
вает назначение машины, которая приводится газотурбинной уста-
новкой. Если частота вращения ротора задана (например, при
работе на электрогенератор), то приходится выбирать уменьшен-
ные окружные скорости (от 120 до 270 м/с), так как применение
редукторов считается нежелательным, а увеличение окружной
скорости за счет больших диаметров может привести к недопусти-
мому уменьшению высоты лопаток и снижению КПД.
Прн выборе втулочного отношения в первой ступени следует
иметь в виду, что уменьшение d прн заданных расходе и осевой
составляющей скорости позволяет понизить диаметральные раз-
меры компрессора. Обычно в первой ступени d = 0,454-0,65.
В последующих ступенях значение d увеличивается и в последней
ступени составляет 0,9—0,92.
Как было указано в параграфе Ш.З, теоретический напор
в ступенях может колебаться в пределах 18—38 кДж/кг. Напор
234
распределение осевой со-
ставляющей скорости по
теорегического напора по
ступеням компрессора
ступеням компрессора
по ступеням целесообразно распределять неравномерно. В пер-
вом приближении изменение напора в ступенях можно предста-
iiiiib ломаной линией (рис. III.32). Средний напор в ступенях
обычно равен теоретическому напору в проточной части, деленному
н.1 число ступеней, т. е. hcp — Лк. пр. 4/z.
Средний теоретический напор ступени относительно высоко-
н шорных компрессоров стационарных установок составляет 20—
' * кДж/кг. Теоретический напор в первой ступени h = (0,54-
0,6) hcp. В средних ступенях напор достигает максимального
шпчсния, на 15—20 % превышающего средний напор, т. е.
Л|иих = (1,15-4-1,2) Лор. В последней ступени ha = (0,95-e-l) hcp.
{умма напора по всем ступеням, очевидно, должна равняться тре-
буемому напору проточной части.
Условия работы ступени в многоступенчатом компрессоре и
изолированной ступени различаются. Предыдущие ступени со-
шяют определенную нестационарность потока, что изменяет
характер обтекания последующих ступеней, влияет на их напор
и коэффициент полезного действия. Наиболее существенно влия-
ние пограничного слоя, приводящее к понижению осевой соста-
вляющей скорости в зоне у кольцевых поверхностей и к увеличе-
нию осевой скорости в ядре потока. В результате углы атаки
к ядре потока понижаются и повышаются у кольцевых поверх-
।к«<-гей. Соответственно изменяются окружные составляющие ско-
рое тн. Эго приводит к снижению напора, так как повышение напора
v концов лопаткн меньше, чем падение напора в ядре. Последнее
«•бгюятельство учитывается с помощью коэффициента затрачен-
ной работы [771 % = h/hp, где h — действительный напор; hp —
pjK-чегный напор.
Па входе в первую ступень при равномерной эпюре осевых
«-•имявляющих скорости обычно принимают х = 0,984-0,99. В по-
• .ш дующих ступенях величину х уменьшают на 0,01—0,02 в каж-
tioii ступени, в результате чего в последней ступени х = 0,864-
0.84. В настоящее время наблюдается тенденция принимать
н>-сколько большее значение х в последней ступени (до 0,9—0,92).
< лсдует иметь в виду, что х не является коэффициентом потерь,
л учитывает лишь степень отклонения действительного теоре-
235
тического напора от расчетного из-за изменения окружных соста-
вляющих скорости при реальных условиях обтекания элементар-
ных решеток в ступени. Напор ступеней должен обеспечивать
bit < 1,3.
На основании опытных данных обычно задают следующие зна-
чения КПД ступеней: в первых ступенях 0,38—0,89; в средних
0,9—0 92; в последних — до 0,87.
Для высоконапорных компрессоров при больших значениях
окружной скорости целесообразно назначать степень реактив-
ности на среднем радиусе 0К = 0,5. Она может быть принята
оди! дкоьтй для ВС' х ступеней либо 0К повышают для средних
и п< ступеней (с третьей—пятой ступени) на 0,02—0,03
в каждой ступени. Это обеспечивает в ступенях с > 0,5 уве-
личение коэффициента напора лрн допустимых числах М. В ком-
прессорах с нпзконапорными ступенями при пониженных окруж-
ных скоростях степень реактивности выбирают более высокой,
вплоть до 0К == 1,0.
В процессе проектирования компрессора при вычерчивании
его проточной части необходимо определить относительные удли-
нения лопаток, а также осевые и радиальные зазоры. Этн вели-
чины можно выбирать в соответствии с рекомендациями ра-
боты 1171.
Относительная длина лопаток первой ступени X = 1/Ь =
= 3—3,5 и примерно 1,8—2,2 пря 0К = 1. В последней ступени
1/Ь дос ига* т минимального значения, равного 1,4—1,5.
В стационарных компрессорах передние и задние осевые за-
зоры обычно принято принимать одинаковыми и равными 0,25—
0,45 хорды. Опыт эксплуатации осевых компрессоров показы-
вает, что прн жестких роторах относительный радиальный зазор
б, (MD 100 = 0,5-=-1,0 % или его абсолютная величина должна
составлять 1 мм. При гибком роторе радиальный зазор должен
бьнь увеличен.
Представление о конструкции компрессоров можно получить
из приведенных в параграфе 1.13 продольных разрезов различ-
ных ГТУ.
III.8. Характеристики
многоступенчатых компрессоров
Общие сведения. Аэродинамический расчет осевого компрес-
сора выполняют для одного расчетного режима работы, примени-
тельно к которому определяют площади проходных сечений
проточной части, геометрическую форму лопаток и т. д. В реаль-
ных условиях компрессоры, применяемые в газотурбинных уста-
ло 1Х, работа от не только в расчетных режимах, но и в широком
диапазоне режимов, отличных от расчетного. Прн этом могут
изменяться атмосферные условия, расход воздуха и во многих
случаях — частота вращения ротора. Эти факторы оказывают
236
Рис. Ш.ЗЗ. Х< ... ика
осевою компрессора
<• i imine на основные параметры,
1 ip ииеризующие работу компрессора,
и и первую очередь — на степень по-
ni.liпения давления и КПД.
Зависимости основных параметров
компрессора от режима его работы
прим я го называть характеристиками
i.< ли рессор а. На основании этих ха-
р.п. к’ристик судят о влиянии различ-
И1 ка. эксплуатационных факторов (ат-
мтчррных условий, расхода воздуха
и частоты вращения) на основные дан-
ные компрессора и газотурбинной уста-
новки в целом, определяют нанвыгод-
пгншие условия совместной работы
имшрессора и турбины в системе
I 1 У, назначают рациональную про-
। рцмму регулирования и т. д.
Построение характеристик расчет-
.... путем связано с большими груд-
ihiciHMH, так как закономерность те-
чения воздуха на нерасчетных режимах весьма сложна, а ха-
рактер изменения потерь энергии в компрессоре изучен пока
। |це недостаточно. Более достоверные харатыерисгики многосту-
н< ичд!ого компрессора получают при использовании для их рас-
ч<тц отработанных модельных ступеней, а самые достоверные
характеристики — экспериментальным путем на специально обо-
рудованных установках.
Зависимости степени повышения давления и КПД от расхода
|"ндуха, соответствующие постоянным значениям частоты вра-
iiri-iiия ротора, называются расходными характеристиками.
Характеристики осевого компрессора могут быть построены
и зависимости от абсолютных значений час! о гы вращения п
и расхода массового G или объемного V. На рис. II 1.33 показаны
। рафики, на которых по горизонтальной оси отложен объемный
р к-ход воздуха Гп> а ио вертикальной оси — степень повышения
в илспия Лк и КПД т]иа. Каждая из кривых nJ и 1|из соответствует
in и юяппому значению частоты вращения ротора. Характеристика
к*«мирессора охватывает широкий диапазон режимов его работы.
< > hi neo не все эти режимы могут быть реализованы компрессором,
р пинающим в системе ГТУ. При фиксированных положениях
ц« надвижных лопаток компрессора и турбины на каждой ли-
нии л,* при заданной мощности имеется одна точка, в которой
м.»кст устойчиво работать компрессор. Эту точку определяют из
\ линий совместной работы компрессора с газовой турбиной.
* "-ДИ11ЯЯ между собой точки совместной работы, получают кри-
•' ) нозможной работы компрессора в системе ГТУ, называемую
№11111н-.Г| рабочих или эксплуатационных режимов.
237
сечениях давления изменяются
Рис. Ш.34. Характеристики ком-
прессоров ГТН-9 ЛМЗ (а) и
ГТН-16 УТМЗ (6)
Характеристики осевого
компрессора, построенные
в абсолютных координатах,
будут изменять свой вид
в зависимости от различных
параметров воздуха на входе
в компрессор. Установлено,
что при изменении на вхо-
де в компрессор только
давления во всех его других
пропорционально давлению
на входе, а температуры и скорости остаются неизменными.
В этом случае л* и КПД сохраняются неизменными, а мас-
совый расход и мощность, затрачиваемая на вращение компрес-
сора, изменяются пропорционально давлению на входе. Харак-
теристики, построенные в зависимости от объемного расхода,
будут оставаться неизменными.
Температура воздуха на входе в компрессор оказывает более
значительное влияние на его работу: изменяются л£, КПД, а
значит, и вид характеристик. Прн уменьшении температуры зна-
чение Лк возрастает, н наоборот. Массовый расход GB и, следо-
вательно, мощность с уменьшением температуры на входе
в компрессор (при постоянном давлении) значительно увеличи-
ваются, что объясняется повышением плотности воздуха.
Изоэнтропийный КПД в области режимов, близких к расчет-
ным, с увеличением температуры воздуха на входе обычно не-
сколько повышается. Это можно объяснить тем, что при росте
температуры увеличивается скорость звука и поэтому умень-
шаются числа М потока в отдельных элементах компрессора.
При измерении параметров воздуха на входе для единообразия
238
Рис. III.35, Влияние числа
ступеней компрессора на его
характеристики при ин =
= const (по данным С. Бог-
данова)
Число ступеней; ------- —• 2 =
= 6;---------z=8; =--=•
z = 13
характеристики приводят к одинако-
вым (нормальным) атмосферным усло-
виям илн применяют такие универ-
сальные координаты (параметры), в
которых характеристики остаются не-
п «меиными при любых атмосферных
условиях.
Универсальные параметры находят
и помощью гидродинамической теории
подобия. Приближенным условием по-
добия является равенство чисел М и Re
(прн соответствующем подобии крае-
вых условий). При больших скоростях
движения воздуха (Re > Renp) силы
вязкости играют второстепенную роль,
и в этом случае подобие течений воз-
духа с достаточной степенью точности
будет определяться только числом М.
Можно доказать, что подобие течений
воздуха при подобии физических ве-
личин на входе в компрессор обес-
печивается равенствами
M, cjV~kl?T и Mu = a//W,
где cz — абсолютная (осевая) скорость
воздуха на входе в компрессор (часто — на входе в рабочее
колесо первой ступени на среднем радиусе); и — окружная
скорость компрессора на среднем радиусе первой ступени.
Пл практике в качестве параметров для построения характе-
рце гнк выбирают величины, выражающие постоянство чисел Мг
и на входе в компрессор. Так, для определения расхода воз-
духа могут быть использованы параметры (Уа[У Тн) или
(6* УТк!р1), пропорциональные числу Мг.
За параметр частоты вращения можно принять величину
п1У~Гн> пропорциональную числу М^. Часто при построении
характеристик компрессора используют приведенный расход газа
и приведенную частоту вращения, отнесенные к стандартным атмо-
t ферпым условиям (Т* — 288 К и pj л; 100 кПа):
G„p = G-^-/T^288; «пр = «/288/7’5.
Обычно универсальные характеристики компрессора предста-
вляют в безразмерном виде (значение параметра в каждой точке
характеристики делят на соответствующее значение параметра
и расчетной точке):
Gnp — Срн. р УТ* /(ОрРн) и мПр = Тн. р/Т’н- (111.76)
На рис. III.34, а изображена характеристика компрессора
ГТ11-9 ЛМЗ, а на рис. Ш.34, б—характеристика компрессора
239
ГТН-16 УТМЗ. Увеличение числа ступеней компрессора при-
водит к возрастанию крутизны кривых лк и Т|и8 на характе-
ристике компрессора (рис. Ш.35), что снижает пределы ус-
тойчивости работы компрессора при изменении расхода.
Помпаж в многоступенчатых компрессорах. Рассмотрим изме-
нение условий обтекания профилей отдельных ступеней компрес-
сора при режимах работы, отличных от расчетного.
На основании уравнения сохранения расхода, записанного
для сечений 1-1 и 2-2 (см. рис. Ш.1), можно получить выра-
жение
^кПСг2/Сг1 — COHSt,
где п — показатель политропы.
Из приведенного выражения следует, что изменение обя-
зательно сопровождается изменением отношения осевых состав-
ляющих скоростей на входе в первую и последнюю ступени, при-
чем это изменение тем значительнее, чем больше расчетная сте-
пень повышения давления в компрессоре. Изменение лк на рабо-
чей линии может происходить за счет изменения частоты вра-
щения п, а при п = const — за счет изменения температуры воз-
духа на входе в компрессор.
При снижении п величина ;пй уменьшается. Это приводит к уве-
личению с^1сл. Скорость cz2 уменьшается медленнее, чем сл.
При одинаковом изменении и (п) во всех ступенях это приводит
к изменениям коэффициента расхода ф в отдельных ступенях,
а следовательно, и направления потока на входе в решетки этих
ступеней и к отклонению режима их работы от расчетного.
Наиболее сильно изменяются условия работы по сравнению
с расчетными режимами в первых и последних ступенях и незна-
чительно — в средних ступенях.
При снижении приведенного расхода коэффициенты расхода
в первых ступенях уменьшаются, а в последних — возрастают.
В средних ступенях значение ф изменяется мало.
240
Схемы обтекания решеток рабо-
чего колеса при расчетном и нерас-
четных режимах для первой, средней
и последней ступеней представлены на
рис. III.36. Приуменьшении и (п) по
сравнению с расчетной величиной в
первых ступенях ф < фрасч и углы
атаки увеличиваются. Срывные явле-
ния на выпуклой поверхности лопаток
при значительном возрастании углов
0 z?w
Рис. III.37. Протекание экс-
плуатационных кривых
Для ступеней компрессора!
В,ЛС1— первой; ВАС — проме-
жуточной; В,А С, — последней
атаки приводят к помпажу в первых
ступенях. В последних ступенях
Ф > Фрвсч, углы атаки уменьшаются,
в связи с чем снижаются напор и КПД
последних ступеней. При значитель-
ном отклонении режима от расчет-
п о го возможен переход одной-двух
последних ступеней в область отрицательных напоров. По-
лобные явления происходят и при постоянной частоте вра-
щения, когда степень повышения давления уменьшается за счет
юмпературы воздуха на входе в компрессор. Здесь коэффи-
циент ф изменяется только из-за переменной осевой составляющей
скорости.
При повышении значения пк по сравнению с расчетным кар-
тина обтекания профилей противоположна рассмотренной ранее,
ho возможно при работе ГТУ с большой приведенной частотой
вращения (при низких температурах воздуха перед компрессо-
ром). В этом случае наиболее вероятно возникновение помпажа
и последних ступенях.
На рис. Ш.37 представлены рабочие линии для первой, сред-
к Ji и последней ступеней на характеристиках ступеней, которые
предполагаются одинаковыми. Линия BjACj. относится к первой
»iупени, линия ВАС — к средней и линия В2АС2 — к последней
фу пени.
Устранение помпажа при эксплуатации компрессоров. Основ-
ными способами устранения помпажа в осевых компрессорах'
являются установка дополнительных выпускных каналов, при-
менение поворотных направляющих лопаток н переход к двух-
польным компрессорам.
При пониженной частоте вращения наиболее просто устра-
нить помпаж перепуском воздуха из одного или нескольких се-
41 пий проточной части в атмосферу или на вход в компрессор
(рис. II 1.38). Перепуск воздуха существенно увеличивает расход
воздуха через первые ступени (до места расположения отбора)
и позволяет вывести их из зоны неустойчивой работы. С перепу-
ском воздуха улучшаются и условия работы последних ступеней,
। с. обеспечивается более согласованная их работа при частоте
вращения меньше расчетной. Степень повышения давления и,
241
Рис. II 1.38. Схема отбора воздуха н
изменение режима работы первых
ступеней
как правило, КПД повышают-
ся . Наиболее целесообразное ме-
сто отбора определяют расчет-
Рис. III.39. Угол установки направля-
ющей лопатки в зависимости от объем-
ного расхода воздуха перед рабочим
колесом первой ступени
Угол установки лопатки: ?р — расчетный;
V — при регулировании компрессора
Режим; ---- — I л —, _, _ /
opt’ ном
ным путем. При наличии нескольких противопомпажных кла-
панов открывают и закрывают их не одновременно, а с некото-
рым сдвигом по частоте вращения.
Вторым способом противопомпажного регулирования является
поворот лопаток одной или нескольких ступеней (рис. III.39).
При повороте направляющей лопатки осевая составляющая ско-
рости изменяется таким образом, что обеспечивается примерно
расчетный угол набегания потока на лопатки рабочего колеса
последующей ступени. Однако этого можно достичь только на од-
ном, например среднем, радиусе. Другие сечения, особенно кор-
невое и периферийное, окажутся в нерасчетных условиях.
Для устойчивости работы при пониженных расходах и при-
веденной частоте вращения требуется уменьшить углы установки
лопаток направляющих аппаратов в первых ступенях. При созда-
нии поворотных лопаток направляющих аппаратов приходится
преодолевать значительные конструктивные трудности.
Третьим способом борьбы с помпажем является применение
двух компрессоров, каждый из которых приводится отдельной
турбиной. В этом случае помимо уменьшения опасности возник-
новения срывов потока и помпажа достигается более высокий
КПД на нерасчетных режимах, уменьшается вероятность поломок
и снижается мощность пускового двигателя. Компрессор низкого
давления приводится турбиной низкого давления, а компрессор
высокого давления — турбиной высокого давления.
242
В двухвальиой ГТУ при переходе с расчетного режима на
(«•расчетный частоты вращения КНД и КВД будут изменяться
ни разному, причем всегда таким образом, что коэффициент
расхода в крайних ступенях изменится меньше по сравнению
i одновалыюй схемой.
При пониженных расходах рабочего тела в резульгате выше-
р «осмотренного изменения углов атаки мощность, требуемая
для привода первых ступеней, при уменьшенной частоте вращения
tih «зывается существенно большей, чем для последних ступеней.
Мощность ТВД в пониженных режимах будет большей, чем мощ-
ность ТНД. Вследствие этого КНД в двухвальной схеме будет
работать при более низкой частоте вращения по сравнению с одно-
пал ьной схемой (и с КВД). В таком случае условия работы пер-
вых и последних ступеней в меньшей степени отклоняются от
р «счетного режима, чем в одновальном компрессоре. Устраняются
причины возникновения помпажа в первых ступенях.
1П.9. Расчет осевых компрессоров
Ранее было отмечено, что в проектных организациях исполь-
зуют три основных метода расчета осевых компрессоров. Каж-
дый из них имеет свои преимущества и недостатки. Расчет по дан-
ным продувок плоских решеток позволяет приспособить при
конструировании каждую ступень к особенностям ее работы в Про-
ниной части и обеспечить минимальное число ступеней. Расчет
компрессора по результатам испытания модельных колес прост,
дгк-г надежные результаты, но реализация его ограничена из-за
н(‘достаточного количества ступеней-прототипов. Метод подробно
положен в литературе [17] и в настоящей работе не рассматри-
вается.
В дальнейшем остановимся на расчете осевых компрессоров
*( использованием обобщенных результатов продувок плоских
решеток профилей и на расчете методом полного моделирования.
11редлагаемые методы расчета не являются единственно возмож-
ными. В практике работы проектных организаций находят при-
менение иные варианты методов расчета.
Расчет осевых дозвуковых компрессоров по данным продувок
плоских решеток. Исходными данными для расчета компрессора
обычно служат расход газа, степень повышения давления по пол-
ним или статическим давлениям, параметры газа перед компрес-
йором и другие дополнительные условия, например частота вра-
щения п, требования к КПД, габаритным размерам и массе.
При проектировании необходимо удовлетворить заданным
условиям и ряду других требований, например: обеспечить высо-
кую надежность и долговечность, технологичность конструкции,
минимальную стоимость, удобство эксплуатации. Многие из этих
«•реноваций противоположным образом влияют на основные опре-
деляющие параметры компрессора. В связи с этим при проекти-
243
ровании находят такие параметры, которые позволяют реализо-
вать основные параметры и выполнить остальные требования,
в первую очередь аэродинамические и прочностные. Обычно это
производят предварительным расчетом ряда вариантов, выбором
варианта и более детальным его окончательным расчетом. Расчет
компрессора выполняют в следующей последовательности.
1. По заданным параметрам и условиям рассчитывают пара-
метры на входе в проточную часть и выходе из нее (сечения 1—1
и 2—2 на рис. III. 1). При определении уменьшения давления
на входе в компрессор необходимо установить потери, что может
быть произведено либо в долях кинетической энергии cf/2, либо
по уменьшению поЛного давления. В первом случае давление
в сечении 1—1
[1 (>+^)^Г“ ,Ш77)
Р1-Р=[1--------J . (Ш-77)
где сг — скорость газа на среднем радиусе, ориентировочно
Ci « (1,15-ь 1,22) с21; = 0,05-ь0,2 — коэффициент потерь в па-
трубке, конфузоре и входном направляющем аппарате.
Температура в сечении 1—1 Т\ = — (%/(2ср) и плотность
газа р = Pi/(RTi)- Полное давление в сечении к—к р* = ркя,к-
Полное давление в сечении 2—2 р*. — р£/°2> где ст2 = 0,96—0,98 —
коэффициент уменьшения полного давления в выходном тракте
(в спрямляющем аппарате, диффузоре и выходном патрубке).
Параметры газа в сечении 2—2 могут быть оценены с помощью
предварительно заданного КПД диффузора.
2. Оценку габаритных размеров первой (на входе) и послед-
ней (на выходе) ступеней в общем случае производят по ряду
величин d, czl, QK, (или DH) и при различных формах проточ-
ной части. Наружный диаметр первой ступени
D.I = У 4GB/[fep1m (1-4) Са] (Ш.78)
Наружный диаметр в случае заданной частоты вращения п
должен составить РН1 = 60ня1/(лп). Втулочный диаметр Рвт1 =
— ^Оп1. Длина рабочей лопатки первой ступени Л = (Dul —
ПВТ])/2.
Далее находят размеры в проходном сечении 2—2.
С тем чтобы установить число ступеней, определим изоэнтроп-
ный напор в проточной части компрессора между сечениями 1—1
и 2—2:
#из. ир. ч — k_। RT1 С(Ра/Р1) А — 1J-
Теоретический напор или удельная работа, затрачиваемая на
сжатие 1 кг газа в проточной части:
# к. пр. я = а^из. пр. ч/'Пиз. пр. я»
244
где а — коэффициент затраты энергии; т]из. пр> ч — изоэнтропий-
ный КПД проточной части.
В соответствии с рекомендациями, изложенными в пара-
графе II 1.7, выбираем средний напор в ступенях Zicp. Число сту-
пеней компрессора z = Як. цр. ч/йср. Затем с учетом ранее ска-
ыпного выбирают напоры на всех ступенях. Естественно, необ-
ходимо выдержать cooi ношение 2 — Нк_ пр. ч. На основании
выполненных в этом пункте расчетов выбирают вариант, наиболее
удовлетворяющий заданию.
3. Расчет ступеней на среднем радиусе. Вначале для выбран-
ного в п. 2 варианта рассчитывают общие данные в каждой из
< тупеней. Температура перед i-й ступенью:
7’- = Л +
T^TR
где Tiu—и—температура перед предыдущей ступенью.
Степень повышения давления в i-й ступени:
I -k-=TRT'“ J
Давление перед i'-й ступенью: рн = pi
Далее вычисляют плотность газа, площадь проходного сече-
ния, втулочное отношение, диаметры и длину лопатки ступени.
5дгем находят аэродинамические параметры ступеней. Скорости
и углы, определяющие направление скоростей, вычисляют по
формулам (Ш.З)—(III.13).
Для определения требуемой густоты решеток используют два
графика на рис. III.40. По рис. 111.40, а в зависимости от угла
|52 (сс3) находят угол поворота потока е0 при Б = b/t = 1,0. Затем
вычисляют вспомогательную величину Е = s/e0, где в — рассчи-
инцый угол поворота потока. Пользуясь рис. III.40, б, по вели-
чине Е находят густоту решетки.
245
Геометрические параметры профилей на среднем радиусе сту-
пеней определяют в соответствии с рекомендациями, приведен-
ными в параграфе Ш.4.
4. Расчет параметров потока по высоте лопаток. Межлопаточ-
ный зазор разбивают на 4—10 участков. За расчетные сечения
у втулки и периферии обычно принимают сечения, отстоящие на
2—4 мм от втулочного и периферийного диаметров.
Кинематические параметры согласно выбранному закону изме-
нения параметров по высоте лопатки для каждой ступени опре-
деляют в соответствии с изложенным в параграфе Ш.5. Далее
находят геометрические параметры во всех расчетных сечениях.
5. Расчет выходного тракта. Полные параметры в сечении 2-2
(см. рис. III. 1):
7’2, = 7’2 + ^/(2Ср),
где с2 — скорость на выходе из последней ступени, близкая
к абсолютной скорости на входе в последнюю ступень;
Р2 = рЛт;/т2у№~1у.
Степень повышения давления в проточной части: « =
= Р2/Р1-
Статическое давление на выходе из компрессора:
с2— с2'
Рк= Pz Pep g Un»
гДе Рср — средняя плотность в выходном тракте; с2 — скорость
перед спрямляющим аппаратом; ск — скорость в сечении к-к;
т]д = 0,64-0,7 — КПД диффузора (вместе с другими элементами
выходной части).
Температура на выходе из компрессора:
7„ = 7'2 + (е^-^)/(2ср).
Полные параметры газа за компрессором:
7'Г= 7'к + <5/(2ср); р'к = рк (Т
Общая степень повышения давления в компрессоре: =
= Рк/Рк-
6. Определяют КПД проточной части и компрессора, а также
затрачиваемую на привод компрессора мощность.
Метод полного моделирования. При полном моделировании
проточная часть проектируемого компрессора представляет собой
измененную в определенном масштабе проточную часть модель-
ного компрессора (прототипа), обладающего, как правило, высо-
кой экономичностью и надежностью. Характеристики натурного
компрессора будут тождественны характеристикам модельного.
246
Условия подобия проектируемого (натурного) и модельного
компрессоров записывают в следующем виде:
(о/л/й)
нат — (С/7’1/А)„ол;
(и/УУ)
нат — 1/<м (л/ГОмод!
«к. нат ~ Лн. мод» Т1к. нат = Цк. мод» (Ш.79)
где р1} 7\ — начальные параметры воздуха; fM = Рнит/Рмод —
масштаб моделирования.
Исходными данными для расчета компрессора являются:
массовый расход воздуха GHaT, степень повышения давления
«в. нат, частота вращения ротора пнат, КПД Т]из. к. яат, началь-
ная температура воздуха Т1нат, начальное давление воздуха
Pi „пт, коэффициент устойчивой работы ky.
Выберем из прототипов наиболее эффективный компрессор.
Па универсальной характеристике модельного компрессора в об-
ласти высоких КПД т]из. к и степеней повышения давления выбе-
рем точку моделирования а с параметрами: (G УТ1/р1)мод
(п/ИЛ)МОд«; Лк. мода И Т1из. к. мода- В выбранной точке моде-
лирования должно обеспечиваться требуемое значение запаса
устойчивости работы ky по отношению к линии помпажа:
Ау = > 1.20 Ч- 1.25. (Ш.80)
Кроме того, в точке моделирования должно выполняться соот-
ношение
(оу'УУ,) нат ,nIRn
(п/УЛ)нат ' ' ' '
Для модельного компрессора на расчетном режиме
(6 р И (п/ КТОмод. р. Затем определяем Смод а н
Имид а-
Оиод а = (рт/^Тдмод а (GVTJh)
мод а
Мод а («/УЛ)моД » (и/УУ)мод. р»
^•мод а = (n/V л)мод а У7\. (Ш.82)
Вычисляем для натурного компрессора параметры (С^'л7\/р1)яат
н (л/ УУ)иаТ- Определяем масштаб моделирования
i = 1 f . (П1.83)
V (GVTt/р^од '
Геометрические размеры проточной части натурного компрес-
i орд находят путем умножения соответствующих размеров модель-
247
Рис. 1П.41. Схема модельного
отсека компрессора с пред-
ан л юченнымн ступенями: а —
основная (модельная) часть}
б — предвключенная часть
ного компрессора на масштаб моделирования 1Ы, а частоту враще-
ния ротора натурного компрессора определяют по формуле
^нат
/ п \ (УГ1)нат
\ "j/T’l / ыод
(Ш.84)
Если требуемое значение атк. нат больше чем лк. МОд, то выше-
приведенный метод может быть использован для создания основы
проточной части натурного компрессора с введением дополнитель-
ных предвключенных или концевых ступеней. Для добавляемых
предвключенных ступеней (рис. Ш.41) следует сохранить ранее
выбранный режим моделирования, несмотря на изменение абсо-
лютных параметров воздуха на входе в основной отсек, что при-
водит к необходимости определения нового масштаба моделиро-
вания £м.*
кп—1 ~1 n-J-T
Т®5-) л+‘ 8"-’ , (Ш.85)
Чмод / пнат J
где п = 3,5т]к. п7(3,5т]к. п — 1) — показатель политропы сжатия;
г)к. п — политропный КПД компрессора, значениями которого
можно задаваться в пределах 0,88—0,92 в обратной зависимости
от величины зтн. нат.
Габаритные размеры основного отсека натурного компрессора
находят путем умножения соответствующих размеров модельного
компрессора на масштаб моделирования
Массовый расход модельного компрессора в точке моделиро-
вания определяют из первого выражения (Ш.82).
Степень повышения давления предв ключей ной группы ступе-
ней Пл = р0/р1д можно подсчитать по формуле
Снят
СМ(?Д а
! \2и/(п-Н)
(Ш.86)
Дополнительные предвключенные ступени формируют из мо-
дельных ступеней или рассчитывают специально.
248
Заданную частоту вращения проверяют по формуле
п~1
n^ = nts" -^°д° . (Ш.87)
Суммарную степень повышения давления проектируемого
компрессора лн. на1 = лхл2, где л2 = лк. мод, следует определять,
учитывая потери во входном патрубке компрессора. Если полу-
ченное значение превышает заданное, то удаляют соответству-
ющее число ступеней в конце проточной части основного отсека.
При Лк. нат меньше заданной пк. нав за основным отсеком до-
бавляют группу ступеней.
Суммарный КПД натурного компрессора, состоящего из до-
полнительно включенной и основной частей:
(
Чк. нз 1Лк. из 2 \ лк. нат 1 / осч
Лк. ив ~ / fe-l Г п-1 / fe^T Г * '111 •
Чк.юД"!4 — —1/
Глава IV
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ ГТУ
IV.1. Общие сведения.
Основные элементы и их назначение.
Классификация камер сгорания
Камерой сгорания называется устройство, обеспечивающее
повышение запаса тепловой энергии рабочего тела в цикле ГТУ
за счет химической реакции окисления топлива и подготовку
рабочего тела заданной температуры и с достаточно равномерным
распределением параметров для последующей его подачи в про-
точную часть газовой турбины.
Камера сгорания в цикле ГТУ при р = const представляет
собой некоторый полуограниченный объем, в который непре-
рывно поступают топливо и окислитель (воздух с определенным
содержанием кислорода) и из которого отводятся продукты сго-
рания. Поток воздуха, подаваемый в камеру сгорания, разде-
ляется на первнчный (7В1, обеспечивающий состав топливной
смеси, необходимый для полного ее сгорания, н вторичный GB3,
охлаждающий металл и смешиваемый с продуктами сгорания
в целях снижения их температуры до требуемого уровня. Огневой
объем камеры сгорания делится на зоны горения н смешения.
Масса воздуха, поступающего в камеру сгорания, обычно су-
щественно (примерно в три раза и более) превышает требуемую
для полного сгорания топлива, благодаря чему достигается за-
данный температурный уровень продуктов сгорания перед газо-
вой турбиной. Процесс устойчивого горения в огневой зоне ка-
меры обеспечивают следующие факторы:
подача воздуха в количестве, необходимом для образования
смеси нужного состава;
создание нужного температурного уровня;
наличие зоны стабилизации фронта пламени, в которой ско-
рость перемещения топливно-воздушной смеси равна скорости
распространения пламени.
Для обеспечення необходимого уровня средней температуры,
полей скоростей, давлений в камере сгорания специально форми-
руется зона обратных токов.
250
Рис. IV.I. Камера сгорания ГТУ по циклу р — const: а-—схема ка-
меры; б — поле осевых составляющих скорости; в — поле давлений в
огневой зоне
Т — «топливо; В — воздух; Bt — первичный воздух; В, — вторичный воздух;
ПС — продукты сгорания; ОТ — обратные токи
Топливно-воздушная смесь требуемого состава и структуры
образуется путем дробления .топлива, перемешивания топлива
। окислителя, испарения жидкой фазы топлива. Дробление топ-
лива осуществляется форсунками для жидкого топлива и газо-
выми насадками для газообразного топлива.
Зажигание топливной смеси производится от очага горения
1’ помощью системы зажигания, после чего процесс горения ста-
билизируется. Избыток первичного воздуха принимается из усло-
вия поддержания необходимого температурного уровня процесса
горения (1800—2000 К)- Масса вторичного воздуха, подаваемою
в систему охлаждения и смешения камеры сгорания, зависит от
। ребуемой температуры продуктов сгорания, профиля температур-
ного поля и конструкции системы охлаждения.
В нефорсированных камерах сгорания весь первичный воздух
поступает в пламенную трубу через лопаточные завихрители.
Н высокофорсированных камерах сгорания обычно применяют
ступенчатую подачу первичного воздуха: одна его часть подается
через лопаточный завихритель, а другая — через систему отвер-
i tn и, расположенных на стенках пламенной трубы. Подвод
топлива и окислителя, организация смесеобразования и стабили-
1яции факела осуществляются с помощью фронтового устройства.
Оно включает одно или несколько горелочных устройств, состоя-
щих из воздухонаправляющего аппарата и топливораздающего
устройства. Воздухонаправляющий аппарат 1 (рис. IV. 1) служит
для распределения первичного воздуха по огневому пространству
камеры сгорания, турбулизации воздушного потока в целях
получения более однородной топливно-воздушной смеси, созда-
ния условий для устойчивого процесса горения. Воздухонапра-
вляющий аппарат представляет собой регистр (лопаточный завих-
ритель) или специальные устройства струйного типа. Запальное
устройство 2 предназначено для зажигания топлива (создания
251
очага горения) в камере сгорания при пуске установки, а топ-
ливораздающее устройство 3 — &ля подачи топлива в камеру
сгорания, дробления его на мелкие частицы (порции) и равномер-
ного распределения топлива по объему зоны горения.
Топлнвораздающие устройства содержат в качестве основных
устройств газовые насадки и форсунки жидкого топлива, которые
разделяются по способу распыла на механические, пневматические
или пневмомеханические (подробнее см. в гл. VIII). Пламенная
(жаровая) труба 4 служит для ограничения огневого простран-
ства (объема) камеры сгорания и восприятия тепловых нагрузок,
обусловленных ’большими удельными тепловыми потоками. Для
обеспечения надежной работы предусматривается охлаждение ее
воздухом, подаваемым в камеру сгорания. Силовой корпус 5
воспринимает силовые нагрузки, создаваемые избыточным вну-
тренним давлением в камере. В смесителях 6 происходит переме-
шивание воздуха с продуктами сгорания в целях получения на
выходе из камеры сгорания заданного температурного поля (по
уровню средней температуры н степени неравномерности ее рас-
пределения). Стабилизирующее устройство обеспечивает устой-
чивость процесса горения.
Тип камеры сгорания и ее конструкция зависят от назначения,
компоновки, направления потоков сред, количества горелок
и вида топлива.
Камеры сгорания подразделяются: по назначению — на основ-
ные, промежуточного подогрева, резервные; по компоновке
в схеме газотурбинной установки — на выносные, расположен-
ные в отдельном силовом корпусе и снабженные трубопроводами
для подвода воздуха и отвода газов, встроенные, имеющие общий
силовой корпус с турбиной и компрессором; по конструкции кор-
пуса и пламенной трубы — на секционные, состоящие из отдель-
ных пламенных труб, расположенных каждая в своем корпусе,
блочные, состоящие из отдельных пламенных труб, помещенных
в общем корпусе, и кольцевые, имеющие одну пламенную трубу
с единой кольцевой зоной горения; по направлению потоков
воздуха и продуктов сгорания — на прямоточные, в которых
потоки воздуха и продуктов сгорания движутся в одном направле-
нии, и противоточные, где потоки воздуха и продуктов сгорания
противоположно направлены; по количеству горелок в одной
пламенной трубе — на одногорелочные, т. е. с одним горелочным
устройством, и многогорелочные; по роду сжигаемого топлива —
газообразного, жидкого и комбинированного из двух видов
топлива.
IV.2. Основные характеристики камер сгорания
Коэффициент полноты сгорания топлива (называемый иногда
тепловым КПД камеры сгорания):
Ян. с = <21/<2е = (<2г - L QnoJ/Q», (IV. 1)
252
Таблица IV. 1
Коэффициент полноты сгорания топлива
для форсированных и нефорсированных камер сгорания
и разных видов топлива
Кимеры сгорания Тепло- напряженность по сечению, Вт/(м!-Па) Чк. с для топлива
газообраз- ного жидкого
легкого и тяжелого дистиллят- ного остаточного
111форсированные <120 0,995 0.99 0,98
Форсированные >120 0,99 0,98 0,97
। ле Qt = Q2 J- QTon + QB — £ Фпот — количество теплоты, под-
iu-денной к рабочему телу при сжигании топлива в объеме камеры;
<? ОтопОн — количество теплоты, которая теоретически могла
выделиться при полном сгорании топлива в постоянном объеме;
пн физическая теплота, введенная с топливом; — физи-
ческая теплота, введенная с воздухом; Я Qn0T — Ч QM.H +
I Qo.c ‘—суммарные потери теплоты в камере сгорания; Qy.H,
пм. „ и Qo. с — потерн теплоты вследствие химического недо-
ли и а, механического недожога и в окружающую среду соот-
ПС1СГВСННО.
Реально достигнутые значения т]к. с при номинальной нагрузке
I ГУ приведены в табл. IV. 1.
Относительные потери полного давления в камере сгорания:
£к.с — Дрк.с/Р1в — (Д1в Р2г)/Р1в»
(IV.2)
где индекс I соответствует сечению на входе, а индекс 2 — сече-
нию па выходе из камеры сгорания.
Для нефорсированных камер сгорания 0 0,03, а для
форсированных — |к.с 0,05.
Характеристиками эффективности использования простран-
ifiiea, занятого камерой, являются:
1сплонапряженность объема камеры сгорания (пламенной
ipy6i»i) — количество теплоты, выделяющейся в единице объема
• и пеной зоны в единицу времени,
&V — GtodQhIIk. c/(P1bVK. в),
(IV.3)
пли
Uv = ф-р.(&/(аЦ1), (IV.4)
тпр
1 i1’ с — объем огневой зоны пламенной трубы; тир — время
пребывания топлива в камере сгорания.
253
Рис. IV.2. Срывпая харак-
теристика камеры сгорания
В современных камерах сгорания Uy =
=554-165 Вт/(м3-Па). Более низкие значения
относятся к камерам сгорания, работающим
на тяжелых топливах;
теплопапряженность сечения ка-
меры сгорания (пламенной трубы) —
форсировка сечения
Up — ОтопОиЧк. е/(Р1»Тк. с), (IV.5)
где FK_ с -— площадь наибольшего по-
перечного сечения пламенной трубы.
Для нефорсированных камер сгорания
Vp~ 244-120 Вт/(м8-Па), а для форсирован-
ных Vf= 1204-600 Вт/ (мй-Па).
Средняя относительная неравномерность поля температур
за камерой сгорания, характеризующая распределение темпера-
тур в радиальном и окружном направлениях, оценивается вели-
чиной (%)
Дг = 100 (Лг гаах — Тйг. ср)/^2г. ср,
(IV.6)
где Т'с max — максимальная температура газа за камерой сго-
рания; Т*г_ ср — среднемассовая температура газа за камерой
сгорания.
Для выносных камер сгорания ГТУ с одной ступенью подвода
теплоты Дг<12%, для встроенных камер сгорания Дт <
<25 %.
В ряде случаев целенаправлецпо создается неравномерное распределение
температуры газа по радиусу на выходе из камеры сгорания для обеспечения
более благоприятного температурного состояния рабочих лопаток первых сту-
пеней турбины.
За характеристику неравномерности температурного поля
принимают также величину
Д г = 100 (П гаах - Г2г. ср)/(Тк ср - ТТв). (IV.7)
Срывная характеристика (рис. IV.2) используется для опре-
деления устойчивости процесса горения в камере сгорания и пред-
ставляет собой зависимость GB = f (cto6lII), где cto6uI — общий
коэффициент избытка воздуха. Внутри кривой ACDE режимы
работы камеры сгорания являются устойчивыми [141; участок АС
этой кривой соответствует срыву факела при богатых смесях,
участок CDE — срыву факела при бедных смесях, а лучн OBt—
OBit выходящие из начала координат, — определенным расходам
топлива GTon = const. Срывпая характеристика зависит от кон-
струкции камеры, температуры и давления воздуха, вида топлива
и способа его подачи.
Основные характеристики камер сгорания стационарных ГТУ
приведены в табл. IV-2.
254
Основные характера стихи камер сгорания стационарных ГТУ
Наименование ГТ-100, лмз ГТЭ-35, ХТГЗ гтк-ю, нзл ГТН-25, НЗЛ FTH-6, УТМЗ FTH-I6, УТМЗ ГТЭ-45. КТГЗ ГТЭ-150, ЛМЗ
кевд кенд
Тип камеры сгорания Блочная Выносная Кольцевая Секционная
Число пламенных труб п 12 12 1 1 1 1 1 1 14
Число горелок в одной пламенной тру- бе т 1 1 8 7 12 20 20 36 I
Вид топлива Жидкое Газооб- разное, жидкое Природный гав Газообразное, жидкое
Давление воздуха перед камерой сгора- ния р1в, МПа 2,24 0,75 0,66 0,44 1,23 0,59 1Д 0,85 1,32
Температура воздуха перед камерой сго- рания ^1в, °C 240 535 250 414 372 240 355 270 372
Средняя температура газов за камерой сгорания /2г. ср- °C 750 750 770 780 890 750 920 900 1100
Расход воздуха на ГТУ GB, кг/с 405 439 213 85,8 162,6 47 89 250 561
Расход топлива на ГТУ GTon, кг/с 5,64 2,67 3,02 0,91 2,1 0,63 1,44 4,41 12,24
gj Продолжение табл. IV.2
Наименование ГТ-100, лмз ГТЭ-35. ХТГЗ ГТК-io, нзл ГТН-25, НЗЛ ГТН-6, УТМЗ ГТН-16, УТМЗ ГТЭ-45, ХТГЗ ГТЭ-150, ЛМЗ
ксвд кснд
Общий избыток воздуха аобш 5,03 9,42 4,91 5,6 5,04 4,8 4 3,95 3,21
Теплонапряжениость сечения G Ор т°" ” 10", Вт/(м’-Па) Fp 70,7 68,5 76,8 88,9 67,6 90,1 58,2 100,1 225,9
Относительная потеря полного напора камер сгорания Др*. е/р1в, % 2,2 2,4 2,7 2,8 4 2,8 1,5 3,5 5
Средний диаметр пламенной трубы Dn. т, м 0,4 0,483 1,8 1,18 — 0,257 0,182 0,35 0,398
Диаметр регистра горелки Dp, м 0,186 0,254 0,294 0,31 __ 0,11 0,11 0,12 0,202
Длина огневой части пламенной трубы, м 1,38 1,6 2,87 1,18 — 0,41 0,22 0,78 1,18
Втулочное отношение регистра rfBT/Dp 0,473 0,346 0,323 0,43 0,31 0,31 0,375 0,47
Система воздушного охлаждения Щелевая Перфори- рованная Вихревая "завеса Наружная конвекция Перфори- рованная [Целевая
Смеситель Комбини- рованный (отверстия и сопла) Сопловой Вих- ре- вой Без сме- сите- ля Дырчатый (отверстия) Сопловой Дырчатый
Материал огневой части пламенной трубы ЭИ 435 ЭИ417 ЭИ 868 ЭИ 435 ЭИ 868
1V.3. Конструктивное выполнение
основных элементов камер сгорания
Ноздухонаправляющие устройства разделяют на три типа:
лопаточные регистры, струйные и комбинированные завихрители.
11ростейшие лопаточные регистры представляют собой кольце-
вую решетку, набранную из прямых угловых илн профилирован-
ных лопаток (рис. IV.3, с), при прохождении через которую
ш-рвичный воздух закручивается, что способствует лучшему пере-
мешиванию его с топливом. По способу расположения лопаток
» регистре различают плоские, конические, цилиндрические и ком-
пилированные решетки (рис. IV, 3, а—д соответственно). В много-
ярусных регистрах (рис. IV. 3, е, зю) обычно применяют проти-
воположную закрутку лопаток соседних ярусов.
Рис. IV.3. Схемы лопаточных завихрителей
й — ширина регистра; dper н -Орег — внутренний и наружный диа-
метры регистра; швз_ и ьувых—скорость потока на входе н выходе
из регистра; и — осевая н тангенциальная составляющие
скорости потока егвых
'• JI/р Л. В. Арсеньева и др.
257
Рис. IV.4. Схемы струйных и комбинированных завихрителей
Т иоплнво, В —возду»
Рис, IV.5. Схемы пламенных
труб
258
Рис. IV.6. Схемы смесителей
Действие завихрителей струйного типа основано на создании
и зоне первичного смесеобразования системы вихрей, способству-
ющих хорошему перемешиванию топлива с воздухом. Воздух
может подводиться к ним тангенциально, по кольцу, через угло-
вой патрубок с заслонкой, через перфорированные стенки
(рис. IV.4, а—а соответственно). Работа комбинированных завих-
ри шлей основана на одновременном использовании регистра и
( (руйного подвода воздуха (рис. IV.4, д).
IIдоменные трубы камер сгорания по способу их охлаждения
могут быть отнесены к одной из следующих типовых конструкций:
сплошная цилиндрическая обечайка, омываемая снаружи вто-
ричным охлаждающим воздухом (рис. IV- 5, а);
коническая обечайка с отверстиями для пропуска части вто-
ричного воздуха в целях охлаждения внутренней ее стороны
(pile. IV. 5, б);
телескопическая, состоящая из нескольких обечаек цилиндри-
ческой формы (гладких или с оребрением — рис. IV. 5, в—д)
или в виде усеченных конусов (чешуйчатые — рис. IV. 5, е),
между которыми имеется кольцевой зазор для пропуска части
коричного воздуха, охлаждающего внутреннюю поверхность
нлпмепной трубы;
двустенная труба с использованием струйного и заградитель-
ною способов охлаждения (рис. IV. 5, ж);
цилиндрическая труба с внутренним конвективным охлажде-
на м закрученным потоком вторичного воздуха (рис. IV.5, з).
Смешивающие устройства могут иметь различную конструк-
цию. В дырчатых (рис. IV. 6, а) и сопловых (рис. IV.6, б) смеси-
м*лях вторичный воздух вводится через круглые или овальные
'пифстия (сопла) в стенках пламенной трубы таким образом, чтобы
। мог достигнуть центральной части потока продуктов сгорания
н « огневой зоны. Эти смесители выполняют двухрядными с парал-
влышм или (реже) шахматным расположением отверстий. Дыр-
•штые смесители с овальными отверстиями и соотношением сторон
II 1/5 применяют в пламенных трубах диаметром не менее
КМ) ммр а сопловые смесители — в пламенных трубах диаметром
пи мгпес 400 мм. Переднюю кромку сопл обычно срезают под углом
10 45° во избежание обгорания. Число сопл смесителя состав-
лю г 6 12.
259
ВихреВой смеситель
Рис» IV«7. Камера сгорания с вихревым смесителем
Лопастные (S-образные) смесители (рис. IV.6, в) применяют
в камерах сгорания с закрученным потоком вторичного воздуха,
который подхватывается на периферия лопастями смесителя
и направляется в центральную зону, заполненную продуктами
сгорания.
Вихревые смесители (рис. IV.7) устроены таким образом, что
нз кольцевого канала охлаждающий воздух двумя плоскими
струями, вытекающими навстречу друг другу, поступает в зону
смешения. При соударении этих струй в поперечном сеченин
камеры образуются четыре вихря, центральные зоны которых
нз-за пониженного давления заполняются продуктами сгорания.
Интенсивный массообмен внутри каждого вихря и между вихрями
приводит к выравниванию температуры продуктов сгорания за
смесителем. Вихревые смесители с лопаточным аппаратом приме-
няют в камерах сгорания с подводом воздуха через боковые па-
трубки, расположенные в головной части камеры.
В КС стационарных ГТУ широко распространены факельные
запальные устройства электроискрового типа, имеющие в своем
составе электрическую свечу, между электродами которой обра-
зуется искра с температурой (104-15) 10s К- От этой искры обра-
зуется небольшой факел пускового топлива, а от него воспламе-
няется основное топливо.
На рис. IV.8 схематически изображены конструкции запаль-
ных устройств, применяемых в камерах сгорания стационарных
ГТУ отечественного производства. Так, запальник для КС ГТУ
НЗЛ (рис. IV.8, а) представляет собой трубу, в которой устано-
влены автомобильная свеча 1 типа А16У (А14У) н труба пуско-
вого газа 3. Воздух 2 поступает в трубу через систему отверстий
за счет эжекции струи пускового газа.
В КС ГТУ УТМЗ запальное устройство (рис. IV.8, б) с фа-
кельными воспламенителями вмонтировано в наружную часть
газовой горелки. Воздух и топливный газ поступают в форкамеру
260
Рис. IV.8. Запальные устройства
из примыкающих воздушной и газовой полостей через систему
отверстий.
На рис. IV-8, в изображено применяемое в ГТУ ПО ЛМЗ
вихревое запально-горелочное устройство (ВЗГУ), работа кото-
рого основана на принципе транспортировки закрученным пото-
ком на наружный срез трубы образующегося внутри нее факела.
В хвостовой части запальника установлена автомобильная свеча 1
и предусмотрено дозирующее отверстие 4 для подачи запального
газа. В эту же зону через отверстие 5 вводится воздух 185].
В запальнике (рис. IV.8, г), применяемом в ГТУ ГТ-35 ХТГЗ,
топливный газ подводится к головке запальника отдельной трубой
и вводится через два отверстия, расположенные перед запальной
свечой и после нее. Воздух для горения поступает через окна
в конусе запальника и отверстия на переходном конусе. После
воспламенения газа, поступающего из первого отверстия малого
диаметра, дальнейшее развитие факела происходит за счет под-
вода газа из второго отверстия. Далее факел транспортируется
к срезу регистра, где он зажигает основное топливо.
Высокой эффективностью обладает также система плазмен-
ного воспламенения топлива [601. Она состоит из пламенного
воспламенителя, блока питания и элементов, обеспечивающих
подвод электропитания и плазмообразующего воздуха. Плазмен-
ный воспламенитель представляет собой генератор низкотемпера-
турной воздушной плазмы постоянного тока, которая инициирует
горение топлива.
В настоящее время в авиации применяют системы зажигания
высокой энергии с электрическим разрядом на электродах свечи
2 Дж и более. Этой энергии вполне достаточно для непосредствен-
ного зажигания искрой основного топлива. Такие системы
(ТКНМ-26-6 и ТКНЦ) могут быть использованы в стационарном
газотурбостроении [141. К мероприятиям, направленным на ста-
билизацию очага горения в КС ГТУ относятся подвод энергии
извне, термическая рециркуляция, аэродинамическая рецирку-
ляция и др. Энергия подводится извне от дежурной горелки или
форкамеры; отходящие от них продукты сгорания, нагретые до
высокой температуры, поступают в основную камеру, где служат
источником зажигания горячей смеси.
При термической рециркуляции теплота передается потоку
через специальные нагретые стержни или стенки камеры. При
аэродинамической рециркуляции в потоке горючей смеси со-
здаются локальные участки с малыми скоростями, равными ско-
рости распространения пламени, и зоны обратных токов, в которых
нагретые продукты возвращаются к корню факела нз удаленных
от него сечений. Аэродинамическая рециркуляция обеспечивается
обычно закруткой потока специальными лопаточными завихри-
телями, установкой плохообтекаемых тел, образованием вихрей
в районе горелочного устройства и др. [571.
262
IV.4. Расчет основных параметров
камер сгорания
Исходными данными для расчета камеры сгорания, которые
принимаются из расчета тепловой схемы ГТУ (см. параграф 1.8),
«и пнотся: расход воздуха GB; температура 71в (£1в) и давление р1в
। iyxa на входе в камеру сгорания; температура продуктов сго-
! (Пия на выходе из камеры сгорания (перед турбиной) Tw
н иловая схема, назначение и режим работы установки; основные
1 у 11равлические и тепловые характеристики камеры сгорания 1 —
। ]я]ищиент потерь полного давления с (отношение давле-
нии v), коэффициент полноты сгорания т]1€. с, характеристики
о hi лива (химический состав), теплонапряжениость UF (t/y), допу-
I'мая неравномерность поля температур Дг, средняя скорость
1ичдуха по трактам wB.
11о характеристикам топлива рассчитывают низшую теплоту
Hip шия Qli н теоретическую массу воздуха Lo, необходимого для
in* иого сгорания топлива [71].
Расход топлива в камере сгорания:
Стоп = 6я/(а1с); gTon = l/(ralo). (IV .8)
Пример расчета параметров камеры сгорания стационарной ГТУ приведен
। приложении 6.
I‘исход топлива в камере сгорания, работающей в атмосфере
Н.ИПЖ1ЮГ0 воздуха, можно определить по формуле [14]
1 к/ (1 -f-d) 1 [(1’ех- — 11в)с?=П 4“ (1 4“ ^) (&2в — tlfi)d — (^2в £*в)й=о] X
X [<2£1)к. О — (i’l — iWfco]-1» (IV.9)
Таблица IV.3
Основные режимные и конструктивные параметры камер сгорания
при номинальной нагрузке
Топливо Полнота сгора- ния t]K. С’ %> не менее Форсировка UF, Вт/(м‘.Па) Потери полно- го напора |Кф 0, । %, не более _ 0J о и сС <u IS "й'З И 413 gSER к ts и « Неравномер- ность темпера- турного поля, %, не более Средняя ско- рость воздуха ®в. м/с Отношение дли- ны КС к диаме- тру горелки f~n. т/^гор
• иГряявое «нллятное । 'прочное 99.6 99 99 98 98 97 24—120 120—600 3 Б 1,2—1,6 1.1—1,Б 12—14 14—2Б 40—50 Б0—60 Б—7 6—8 6-8 7—9 7—9 8—10
Примечание. В числителе представлены параметры иефорсированной нлмгры сгорания, в знаменателе — форсированной.
1 йшченйя величин Up или Uy, wBl су могут быть приняты по табл. IV.3,
' . If1} п — по та^л- IV.2.
263
где d — влагосодержание воздуха
(масса водяного пара в 1 кг сухого
воздуха).
Изменение для стандартного уг"
леводородного топлива в зависимости
от Tip = 7’к может быть оценено по
рис. IV.9 [71].
Значение gTOntf можно подсчитать
также с помощью л (7) —i — 7-функ-
ций по формуле [59, 71]
grand = («2в — &)<* { Qh’Ik- о ~ U + ^0 +
+ ^7о) [(«2г)а=1 — 0Гв)а=1Ъ 4-
4- Ao (1 +d)(«2B- hB)d}-1. (IV.10)
При этом
а — [gion аЦ (1 + ф] (IV. 11)
Тогда массовый расход топлива в ГТУ
Стоп = 3600gTOQ aGB (1 - g0IJI - gyT), (IV. 12)
гДе goiK определяют в соответствии с рекомендациями, изложен-
ными в параграфах 1.6 и II.6, a gyT — в параграфе II.2.
Основные геометрические размеры элементов камеры сгорания
находят по нижеследующим формулам.
Площадь поперечного сечения пламенной трубы:
Ри. . = QnGranTJx. 0/(L^fPb). (IV. 13)
Суммарная площадь трактов пламенной трубы:
^общ = Св |к. с/(2 Арк. сРв), (IV. 14)
причем Fn. т/70бщ > 2-гЗ.
Площадь тракта первичного воздуха
Fib = а^оп/Ы2ДР«.сРв)- (IV. 15)
Проходные площади регистра и каналов охлаждения:
Р\>. вых = ^Др^1в» Рохл = ^ахдРобщ> (IV, 16)
где nip = Cp/GiB; Щохл = С01Л/бв.
Площадь отверстий:
для подачн первичного воздуха
^отв 1в = Fn, Fp. вых; (IV. 17)
смесителя
РОТВ. СМ ~ Робщ Pin РОГЛ- (IV. 18)
Площадь кольцевого канала
Рк. к — Ск. h/(Wk. кРв)>
(IV. 19)
264
1 G„. K — расход воздуха в кольцевом канале между наружным
корпусом и пламенной трубой, равный GCM ф- GOIJI/2 для прямо-
к>'|пых и GB1 4- GOIJ1/2 для противоточных камер сгорания;
корпеть воздуха в кольцевом канале пук. к принимается от 10
цо '10 м/с; рв — плотность воздуха на входе в смеситель.
Расходы воздуха GOXJI и GCM выбирают обычно по прототипу.
Диаметр наружного корпуса
£>в.« « /(On. Т + 26п. т)2 + 0„. ,,/(0,785и„. „рв) + 26н. (IV.20)
•*ДС «п. т, 6Н. н — толщина стенки пламенной трубы и корпуса
। ответственно.
Внутренний диаметр регистра
/ 0.785е^ХрП„.Г + & + Л2-2^Л + А’ (IV'21)
где «гор — число горелок в камере сгорания; п^ с — количество
кпмер сгорания; А = 6лпл/(3,14 cos 0Л); ил и бл — число и тол-
щин I лопаток соответственно.
При этом необходимо удовлетворить соотношение 2DBH.r -«С
т* Если 2DBH>p Dji. т» то р 0,5Z)n. т.
Гидравлическое сопротивление камеры сгорания определяется
уровнем скоростей воздуха и коэффициентами гидравлических
пт-ерь различных ее элементов. Перепад статических давлений
а камере сгорания при изотермических условиях течения:
ар..«= Др:.»- Др™ - - (др’> + Др:»*).
(IV.22)
। дп Ар*. 0 — полное сопротивление камеры сгорания; Ар*еп —
ноп-ри полного давления при подводе теплоты; оу1в — скорость
пойдуха на входе в камеру сгорания (в подводящей трубе), опре-
| шемая в сечении до начала разветвления тракта; w2P — ско-
1> н*гь газа в сечении за смесителем; Др*х и Дрвых — потери пол-
ито давления на входном и выходном участках камеры сгорания.
Величину Др*х подсчитывают в тех случаях, когда заданное
• «противление Др’. D включает сопротивление дополнительного
У’пк 1 ка до сечения, в котором начинается распределение воздуха
им трактам камеры, а Дрвых» когда Др*. 0 включает сопротивле-
ние дополнительных участков после смесителя камеры сгорания.
Согласно РТМ 24.022.11—74, можно считать
Др™ = 1,1 (4^-- 1) Р1=»1В’ (1\ -23)
1 Е1в — площадь сечения трубы для подвода воздуха в камеру
1(1р.шия.
Но найденному значению Дрк, с рассчитывают площадь про-
чидцых сечений и основные размеры отдельных элементов ка-
i ры сгорания (регистра, пламенной трубы, смесителя и др.) при
265
заданном распределении потока воздуха, имея в виду, что сум-
марные потери давления на отдельных участках, через которые
проходит поток воздуха, равны разности полных давлений на
входе и выходе из камеры сгорания, т. е.
S Ар( = Рк — ршж. (IV.24)
Потери давления на каждом участке (элементе) определяются
суммой потерь давления на преодоление сопротивления трению
н местных сопротивлений:
Др! = Др,рг + Ар„.сг. (IV.25)
Здесь
Л„ -1 k . л„ -г рш<
“Ртр I — лтр . ~2 * ci — few. с I ~2 ’
где \р — коэффициент сопротивления трению, зависящий от
относительной шероховатости стенок канала A/d3 и числа Рей-
нольдса Re; А — средняя высота выступов шероховатости; lt —
длина участка (канала); d3 = 4F/pCM — эквивалентный диаметр;
F и Рем — площадь и смоченный параметр поперечного сечения
канала; £м. а — коэффициент местного сопротивления.
Для кольцевых каналов принимают 4, = DB — DBB, для труб
круглого сечения da = d.
Для технически гладких поверхностей, т. е. для которых при
заданном значении Re сопротивление еще не зависит от шеро-
ховатости, рекомендуют следующие формулы:
при Re < 4-Ю3
КР = 0,303/Og Re — 0,9)2; (IV.26)
при Re = (44-100) I08
Х.гр = 0,316/|/Re, (IV.27)
где Re = wdjvp; vv — коэффициент кинематической вязкости воз-
духа при давлении р1в.
Потери давления в регистрах определяются сопротивлениями
отдельных их участков:
А/?р = (Ср. вк + Ср. вых 4" Ср. л) (р^вх/2)- (IV.28)
Здесь
Ср. вх == 1»2 (Fр. BJF1В -R 2) (1 — Fр, BX/F1В);
Ср. вых ~ 2,4 (F р. Bx/F к. с) (Fр. Bx/F р, Вых — Fp. BX/F к. с);
£ [l-Rp.K/rp.H)2l2(2-m)iitg24)
*Р'Л ’ 4[1-(гр.н/Гр.н)2—]2 п(гр.н/Гр.н)2га
где Fp. вх и Fp. вых — площади проходных сеченнй на входе
в регистр н выходе нз него (без учета лопаток); гр.к/Гр.н — вту-
266
личное отношение регистра; <р — угол выхода потока из регистра
(дня плоских и плоскоконических регистров принимают <р =
304-50°); пг = sin 2<р/(2 — j/cos ср)4.
Коэффициент гидравлического сопротивления щелей охла-
ждения:
U = z(i—(IV-29>
\ 7i Gb.ik щг /
। ле бгв1щ— масса воздуха в кольцевом канале перед первой
।целью; £бВ1щ — масса воздуха, поступающего в щели; Fmi
и Z — площади проходных сечений одной щели и суммарная
нггх щелей.
Уменьшение площади проходного сечения щелн из-за разности
it иловых перемещений наружной и внутренней обечаек при pa-
nt их* камеры сгорания составит
AFul. . = - J Dbr. И8ОТ {[ 1 + ₽ (Тв. 0 - Тъ. щ)12 - 1Ь
|дс /^пп.ивот — диаметр внутренней обечайки в изотермических
углонпях, м; Р — коэффициент линейного расширения металла
им члики; Тв,0 — температура металла внутренней обечайки;
/ н. nt—температура воздуха в кольцевой щели.
I !<> воздушной стороне смесителя коэффициент его гидравличе-
скою сопротивления
Есм. в = A [(F0TB. ем) (Шз/Гог)0,6]0,6, (IV.30)
। да* /1 — численный коэффициент, равный 6,0 для дырчатых
меси гелей и 6,6 для сопловых; Fotb.cm и Леем— площади
ипгрегий и сечения кольцевого канала смесителя; wz — скорость
in । |дуи1ных струй в смесителе.
Для дырчатых и сопловых смесителей потери статического
пи и пения по газовой стороне
/’11* * р3г = Рз^з- Р1^1 — (FК. аы/РК. с) РЗ^ЩеХ. стр tg СС -р Дртр,
(IV.31)
। и* индексы 1 н 3 относятся к сечениям пламенной трубы перед
1 11 смесителем; 2 — к сечению в кольцевом канале перед сме-
'' i лсм; СТр — скорость втекающей струи; а — угол на-
luioii.'i вектора скорости к оси отверстия, вычисляемый по формуле
а = arctg (0,6F(1,„. OM/f см). (IV.32)
I |игсри на трение для сопловых смесителей
Артр = Up3^i/2, (IV.33)
1 Ф Стр = (5,7 4- 6,2) Fotb. cm/Fк. с-
дли дырчатых смесителей принимают Артр = 0
267
Коэффициент гидравлического сопротивления отверстий на
перфорированной стенке:
Еохл = [1 + А(1-Т>г) - -fed (IV.34)
где С’ = 0,025 (S„. p/dora)0'9; Fm/FQ., = 0,7854™/S„. p.
IV.5. Расчет температуры стенки
пламенной трубы
Поскольку надежность работы камеры сгорания в первую
очередь определяется температурным уровнем и равномерностью
нагрева стенки пламенной трубы, конструирование КС должно
сопровождаться расчетом температуры материала ее стенки.
В дальнейшем эти данные используют для расчетов на прочность.
Указанные расчеты производят на основе уравнения теплового
баланса элемента стенки:
Сф. Л 4“ Сф. К = Св. К 4“ Св. Л = Св. К 4“ Ск. К» (IV.35)
где QK, и — количество теплоты, отданной силовым корпусом
охлаждающему воздуху путем конвекции; остальные значения
составляющих Qit входящих в уравнение теплового баланса
(IV.35), могут быть подсчитаны нижеследующим образом [6, 14].
Количество теплоты, отданной факелом пламенной трубе
в результате лучеиспускания:
Сф. л — бстСфСо/^п. W С^ф. вф - 7*П. Ф. ср)» (IV.36)
где Со — 20,5 кДж/(м2-ч-К4) — коэффициент лучеиспускания аб-
солютно черного тела; Ест = 0,5 (1 4- £ст) — приведенная сте-
пень черноты оболочки; ест — степень черноты поверхности
материала пламенной трубы, принимаемая равной 0,8—1,0;
еФ — условная степень черноты факела, равная 0,07—0,1; Fn<T —
площадь внутренней поверхности пламенной трубы; эф—
эффективная температура факела, в первом приближении прини-
маемая равной теоретической температуре факела в зоне горения
при а = ссг; аг — коэффициент избытка воздуха в зоне горения;
Тл. д. ср — средняя температура стенки пламенной трубы-
Количество теплоты, отданной факелом пламенной трубе
путем конвекции:
Сф. к = аф. П. Т^П. Т АТГ. ф. (IV.37)
Здесь ДТГ. ф = 7Г. ф — Тл. w; Тг, ф = Т1в -f- С (Тг, ф —
— Т1в) — средняя характерная температура газовоздушного по-
тока; С — коэффициент, равный 0,5—0,8/ 7Г, ф — средняя тем-
пература факела; ссф. п. т — коэффициент теплоотдачи от факела
к стенке трубы [57]:
/>0,82 / гр' \ 0,35
<Хф. , = 0,0206срг|Лг’ге—,
и’ » _ \ 1 п.т 1
268
где теплоемкость срг и коэффициент динамической вязкости
типа рг принимаются при температуре dn.T.e— эквива-
лентный диаметр пламенной трубы.
Количество теплоты, отданной пламенной трубой охлажда-
ющему воздуху путем конвекции:
Qb. К = И. Ф-^И. Ч> Ф. ср- (IV.38)
Здесь ав. п. т ~ NulB/dn. т, в — коэффициент теплоотдачи от
пламенной трубы к охлаждающему воздуху; Nu = 0,018Re°'8;
1Л* = Wzda. T,8/v; Хв— коэффициент теплопроводности воздуха
при температуре Тп. т; Frn^ — площадь наружной поверхности
пламенной трубы; А^п.т.ср — средняя эффективная разность
пмператур:
Д гр ______________^2В ЛВ___________
П-’-СР “ Ш[(Гп. Т-Лв)/(П. Ф-^2в)1 ’
где T2B—температура, до которой нагревается охлаждающий
попдух (находится методом последовательных приближений);
w — температура наружной поверхности пламенной трубы:
п> = Ф — (Оф. д 4~ фф. к) 6/(XFп, п).
В последней формуле 6 и X — толщина стенки и коэффициент
п-плопроводности материала пламенной трубы-
Количество теплоты, отданной пламенной трубой охлажда-
ющему воздуху в результате лучеиспускания:
Qb. л = 8nCoFn.. [(Тп. # - П], (IV.39)
где вп = (1/еп.т 4- 1/ей — I)-1 — приведенная степень черноты,
и расчете обычно принимают sn = 0,674-0,71; sn. т и ей — сте-
пень черноты соответственно наружной поверхности пламенной
|рубы и внутренней поверхности силового корпуса; Тк = Тв 4-
I С* (7п ф — 71В)—температура внутренней поверхности кор-
пуса; С = 0,054-0,2.
Входящую в формулу (IV.36) среднюю температуру Тп.т.ср
) 11члле расчета задают в пределах 700—850 °C в зависимости от
мш триала и условий работы камеры сгорания. Подставив затем
н формулы (IV.36)—(IV.39) принятое значение 7п.т.ср> следует
проверить степень сходимости условия (с заданной точностью):
0ф. л + 0ф. к = 0ф = Qb. в + Qb. л = 0п. т-
Нели (0ф — Qn. т)/0ф > 0,0104-0,015, расчет следует повто-
рить, задаваясь новыми значениями температуры Тп.д. и ско-
рое tn воздуха ьу2.
Рассмотренную схему приближенного расчета Ти. т для кон-
кретных КС обычно дополняют специальными расчетами согласно
PIM 108.022.11—83. При этом используют результаты соответ-
t 1Шук)1цих экспериментальных исследований теплообмена в КС
। ходной конструкции. Например, при расчете 0ф. п по фор-
269
муле (IV.36) величину ест опреде-
ляют по специальному графику
8СТ = ест (Тг:.т), а еф — с учетом
влияния частиц сажи и трех-
атомных газов на лучистый те-
пловой поток. Кроме того, при
определении эффективной темпе-
ратуры факела учитывают макро-
и микронеравномерность темпера-
туры в пламенной трубе и опти-
ческую плотность излучающей
среды. При расчете ффк по фор-
муле (IV.37) значение аф.п.т и
температурный напор между фа-
келом и стенкой пламенной трубы
находят с учетом изменения тем-
пературы потока в характерных
участках области смешения воз-
духа с продуктами сгорания и гео-
метрических особенностей пламен-
но формуле (IV-38) коэффициент
Рис. IV. 10. Последовательность рас-
чета камеры сгорании
ной трубы. При расчете QB. к
теплоотдачи ссв. п. т определяют с учетом зависимости параметров
конвективного теплообмена от конструкции системы охлаждения
пламенной трубы.
Полный расчет камер сгорания производят с помощью шести
самостоятельных программ, выполненных для ЭВМ. Последова-
тельность проведения расчета КС показана на рис. IV. 10.
Обычно с использованием программы теплового расчета ТР
существуют общий и позонный тепловой и конструктивный рас-
четы КС, с помощью программы расчета горелки ГОР — расчет
газовой горелки, программы расчета форсунки РФ — расчет
механической и пневмомеханической форсунок, программы гидра-
влического расчета ГР — позонный гидравлический расчет КС,
программы расчета выгорания РВ — позонный расчет полноты
выгорания топлива по длине КС, программы расчета температуры
стенки ТС — позонный расчет температуры металла пламенной
трубы. Общее количество зон щ принимают исходя из условий
деления КС на зоны, при этом 12.
Полный расчет КС выполняют методом последовательных
приближений. В процессе расчета уточняют величины цк. С1
Ср, С01П, Ссм, Тф, di и юв.
IV.6. Конструкция камер сгорания ГТУ
В выносной индивидуальной камере сгорания газотурбинной
установки ГТК-10 НЗЛ, показанной на рис. IV.11, фронтовое
устройство состоит из семи горелок и малых регистров первичного
воздуха. Внутренняя стенка пламенной трубы охлаждается
270
Рис. IV.11. Камера сгорания ГТУ ГТК-10
। (крученным потоком вторичного воздуха, поступающим из боль-
но и» завихрителя. Между пламенной трубой и наружным корпу-
м камеры установлен тепловой экран. Вторичный воздух пере-
.. ся с продуктами сгорания с помощью смесительного
гриЛства вихревого типа. Центральная горелка с отдельно
• miпMiнснпым подводом природного газа является дежурной,
ihiiip пиление закрутки малых завихрителей одинаковое, большой
яппи р . акручивает воздух в противоположном направлении.
271
Рис. IV. 12. Камера сгорания ГТУ ГТ-100
В установке ГТ-100 ЛМЗ применена тру бчато-кольцевая ка-
мера сгорания с обратным поворотом потока (рис. IV. 12). Основ-
ным топливом служит дистиллят (газотурбинное топливо) или
природный газ. Блок камер сгорания состоит из 12 отдельных
секционных пламенных труб, связанных между собой пламе-
перебрасывающими патрубками. Отдельные обечайки трубы соеди-
Рис. IV.13. Камера сгорания ГТУ ГТН-16
272
Рис. IV. 14. Камера сгорания ГТУ фирмы «Крафтверк унион»
н< нм друг с другом точечной сваркой через расположенную между
ними гофрированную стальную ленту.
I [ламенная труба фиксируется в передней части с помощью
> пениального шарнирного крепления. Хвостовая часть пламен-
ней грубы свободно скользит по опорному кольцу патрубка газо-
. oiщипка. В центре лопаточного завихрителя находится комбини-
р'Ф.ишая форсунка (газовая горелка). Смеситель выполнен в виде
l-н । ( сопл. Воздух от компрессора по диффузору поступает в ра-
f>i iiiiiй объем общего кольцевого корпуса и, осуществив поворот,
приходит внутрь пламенной трубы. Рабочие газы по отдельным
на 1 рубкам направляются в кольцевой газосборник турбины.
В установке ГТ-100 помимо основной камеры предусмотрена ка-
м -pi сгорания промежуточного подогрева газов, конструкция
• порой аналогична конструкции основной камеры- Камера сго-
рания кольцевого типа ГТУ (УТМЗ) имеет дисковую конструк-
цию (рис. IV. 13). Она размещена внутри корпуса турбоагрегата,
и ci* огневой объем ограничен- двумя плоскими параллельными
| «и ками пламенной трубы. На входе в пламенную трубу между
• ।гиками находится кольцевой коллектор для раздачи природ-
in но 1аза, который одновременно является стабилизатором пла-
273
мени. Газораздающие отверстия равномерно расположены по
всей окружности коллектора. Смеситель двусторонний, однород-
ный, дырчатый с отверстиями овальной формы. Топливно-воздуш-
ная смесь зажигается двумя запальными свечами.
Выносная (бункерная) камера сгорания (рис. IV. 14), приме-
няемая в современных газотурбинных установках [141, имеет
относительно большой объем для горения и смешения газов, что
позволяет получить равйомерное распределение температур на
входе в турбину. Пламенная труба первичной зоны облицована
керамическим плитками, благодаря чему значительно увеличи-
вается срок службы камеры сгорания (до 40 тыс. ч), в том числе
при ее работе на тяжелых дистиллятах. Внешняя поверхность
пламенной трубы эффективно и равномерно охлаждается потоком
воздуха, поступающим из компрессора.
Конструкция головной части камеры сгорания позволяет
встраивать одно- или многозонные Тиодули, работающие на бед-
ной или богатой топливной смеси, разных продуктах газификации
угля и синтетических топливах прн низком уровне выбросов.
Конфигурация камеры сгорания обеспечивает легкий доступ
для осмотра и ремонта.
Г лава V
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ ГТУ
V.1. Классификация теплообменных аппаратов
Теплообменными аппаратами (ТОА) называются устройства,
предназначенные для передачи теплоты от теплоносителя первич-
ного (имеющего более высокую температуру) к теплоносителю
шоричному (с более низкой температурой) в целях осуществле-
нии различных тепловых процессов (нагревания, охлаждения
и т. д.). Теплообменный аппарат состоит .из теплопередающей
чдсги (теплообменной поверхности) и коллекторов, которые
Таблица V-1
Классификация теплообменных аппаратов
Xлренте- рнстика ТОА поверхностного типа ТОА смеши- вающего типа
регенерата вные рекуп ератнвные
Вид тепло- носителя Схема движения Тепло- носителей 1 lonepx- iiuciL теп- лообмена Компонов- ка 11н лишение Газ—газ Прямоток, про- тивоток Сетчатая, по- ристая, развитая ребристая, на- сыпная Встроенные Цикловые (ре- генератор тепло- ты уходящих га- зов, тепловой аккумулятор) Газ—газ, газ-жид- кость, жидкость—жид- кость Прямоток, противоток, Гладкотрубная, труб- чато-ребристая, пла- стинчатая, пластинча- то-ребристая Встроенные, вынос- ные Цикловые (регенера- тор теплоты уходящих газов, промежуточный и концевой охладите- ли) , вспомогатель ных систем (охладитель ава- рийного расхолажива- ния, маслоохладитель, подогреватель, тепло- фикационный подогре- ватель) Газ—жидкость перекрестный ток Развитые по- верхности для большего контак- та теплоносите- лей — волнистые листы решетки Выносные Вспомогатель- ных систем (гра- дирня для охла- ждения воды кон- тура промежу- точного теплоно- сителя), цикло- вые (промежу- точный охлади- тель)
275
не участвуют в процессе теплообмена, но необходимы для под-
вода и отвода тегоюобменивающихся сред к матрице.
Классификация ТОА по характерным признакам дана в
табл. V.I. По назначению ТОА ГТУ разделяются на воздухоподо-
греватели, воздухоохладители, маслоохладители, сетевые подо-
греватели воды, по способу передачи теплоты — на поверхностные
и контактные.
В поверхностных теплообменных аппаратах оба теплоносителя
или отделены один от другого твердой стенкой (рекуператоры),
или поочередно омывают одну и ту же поверхность (регенераторы).
В контактных теплообменных аппаратах передача теплоты проис-
ходит при непосредственном контакте (смешении) двух теплоно-
сителей — горячего и холодного.
По схеме течения рабочего тела ТОА делятся на аппараты
с параллельным (прямо- и противотоком) и перекрестным токами.
Теплообменные аппараты с перекрестным током разделяются,
в свою очередь, на одно- и многоходовые.
V.2. Тепловой расчет
Тепловой расчет выполняют или для определения площади
поверхности теплообмена ТОА, или для установления рациональ-
ного режима его работы и температур теплоносителей на выходе из
теплообменного аппарата. Исходными для теплового расчета ТОА
являются следующие уравнения:
Q = kF Д/ср; (V.1)
Q = GiCpi {t't — t\) = GzCpz (t'z — tty, (V.2)
где k — коэффициент теплопередачи; F — площадь поверхности
теплообмена; Д/ср— средний температурный напор; tz,
££—температуры теплоносителей на входе и выходе из тепло-
обменного аппарата соответственно; и Gz — массовые расходы
теплоносителей.
Обычно уравнение (V.2) используют для определения тепло-
вого потока Q, а уравнение (V.1) — для расчета площади поверх-
ности теплообмена F.
Коэффициент теплопередачи [141:
для плоской однослойной стенки
k = (I/O! + СД + 1/аг)-1; (V 3)
для плоской многослойной стенки
k — (1/ах + CxAl + • • - + + l/0^)"1» (V-4)
для однослойной трубы (отнесенный к единице длины)
*=(^4+41п-£-+^Г> <v-5)
где а1г а2 — коэффициенты теплоотдачи от горячего теплоноси-
теля к стенке и от стенки к холодному теплоносителю соответ-
276
Таблица V.2
Коэффициент теплопроводности К различных материалов
Материал Л, Вт/(м-°С) при температуре, “С
20 100 200 300 400
Счаль:
20 51,7 51,1 48,5 44,4 42,7
40 48,1 48,1 46,5 44 41,1
2X13 24,3 25,5 25,8 26,3 26,4
1Х18Н9Т — 16 17,6 19,2 20,8
Медь (99,9 %) — 385 378 371 365
Алюминий (99 %) — 213 220 226 230
Серебро (99,9 %) Мельхиор: — 392 372 362 362
68,2 % Си, 30 % Ni. 1,0 % Мп, 0,8 % Fe Латунь: 37,1 —
90 % Си, 10 % Zn — 117 134 149 166
60 % Си, 40 % Zn Алюминиевые сплавы: — 120 137 152 169
92 % А1, 8 % Mg 106 123 148 — —
80 % Al, 20 % Si 160 169 174 — —
Масло турбинное марки Т 0,129 0,124 — — —
Органические отложения 1,2—2,4 — — — —
Стеклянная вата 0,052 — — —• —
Асбестовое волокно 0,116 — — — —
ci пенно; Л — коэффициент теплопроводности материала стенки
Орубы); б — толщина стенки (трубы); dL и d2— внутренний и
ппружный диаметры трубы.
Для многослойной трубы
/, 1 1 If]I 1 In ~-3 I I —___________-ln^^-1___—---\
К + 2Ха 1П dz + + 2Xn 1П dn + a2dn+1 ) ’
(V.6)
где dn и dn+1 — внутренний и наружный диаметры составляющих
груб (в том числе слоев отложений).
Количество передаваемой теплоты для многослойной трубы:
Q = kL Д/срл4р, (V.7)
где L — длина трубы.
При относительно малой толщине стенки многослойной трубы
vu длину можно определить по приближенной формуле
L = Q (-^ + А + /(Kdcp At„p), (V.8)
|др с!ер — (d, + d2)/2.
Обычно коэффициент k определяют по площади отдельных
участков поверхности, а его среднее значение находят по формуле
k = S(Vi)/(Efi)- (V.9)
277
С учетом загрязнения поверхности теплообмена в процессе
эксплуатации расчетное значение k целесообразно уменьшить на
15—20 %.
Значения коэффициента теплопроводности X различных метал-
лов, сплавов и возможных отложений на поверхностях тепло-
обмена представлены в табл. V.2 [14].
Рис. V.I. Поправочный коэффициент в для различны®
278
Количество теплоты, передаваемой от горячего (индекс 1)
ннглоносителя к холодному (индекс 2), пропорционально вели-
чине Д/Ср, называемой средним (средиелогарифмическим) темпера-
jypiibiM напором. Для различных схем течения Д/Ср определяют
по формулам [см. также уравнение (V.7)]:
для прямотока
Afep = [(«—«)-(«- G)l/ta ; (V.10)
для противотока
Д<ср = [(« - й) - ЙЛ/1П ; (V. 11)
11 г2
для сложных схем течения
Д«рр = в[(«: - Й) - (/[- ZJ)1/1 п , (V. 12)
м |<-|<пия теплоносителей в зависимости от значений У?
279
где е — коэффициент, который можно иайти из рис. V.1 по извест-
ным (заданным) значениям вспомогательных параметров Р и Я:
Р = (Г2~ r2)/(ti - is); R = (ti - - t2).
В случае, если (ti — можно использовать
приближенную формулу
Д/ер « 0,5 [(/£ - ® + (fj - ф].
Для увеличения площади поверхности теплообмена применяют
ее продольное или поперечное оребрение. Если < <х2 или
az С то оребрение поверхности производят со стороны тепло-
носителя с худшими теплопередающими свойствами, если ж а2,
то со стороны обоих теплоносителей [10, 64].
Коэффициент теплопередачи через оребренную поверхность
подсчитывают по выражениям:
для единица поверхности, омываемой первичным теплоноси-
телем,
fepl = + U’ep/Fi + а^оЛ/Fi ') 1 (V‘13)
для единица поверхности, омываемой вторичным теплоноси-
телем,
= + bFop/Fi + ’ (V 14)
где Eot и Ео2 — коэффициенты эффективности оребренных по-
верхностей Рг и Fz, омываемых первичным и вторичным теплоно-
сителями соответственно; Fcp — средняя площадь поверхности,
несущей оребрение.
Если иа обеих сторонах поверхности теплообмена отсутствует
оребрение, то в формулах (V.13) и (V.14) следует принять ЕО1 =
~ ^о2 = 1 и Fcp — 0,5 (Fj -р F2).
280
Ep=th(^/2Bi)/^/2BT (V.16) S’ коэффициентТя
P расчета ребер трапе-
i де Bi = абр/Хр — критерий Био; а — ко цеидальиого сечения
•ффнциент теплоотдачи или боковой поверх-
ности ребра; ftp, бр и Хр—высота, толщина и коэффициент тепло-
проводности материала ребра.
Коэффициенты эффективности Ер ребер других типов (круг-
лых, квадратных, прямоугольного и треугольного профилей)
выражаются через функции Бесселя и Хаикеля [28].
Для круглых и квадратных ребер постоянной толщины (на
и пешней поверхности трубы)
Ep = £p(^/2Bi*, Л-),
(V.17)
FAQ D — наружный диаметр круглого или сторона квадратного
|н бра; d — наружный диаметр трубы; Лр = 0,5 (D ~ d); ф —
к» л|)фициент, учитывающий неоднородность коэффициента тепло-
i n дичи по поверхности ребра; ф — 0,9 для прямых и поперечных
ргбер на овальной трубе; ф = 0,85 для поперечных ребер на
круглых трубах.
Для круглых ребер зависимость (V.17) представлена на
риг. V.2, а для квадратных — на рис. V.3.
Ребра трапецеидального сечения рекомендуется рассчитывать
пи формулам для ребер постоянной толщины. Прн этом принимают
Л|( 0,5 (бр1 -К 6ра), а Ер умножают иа поправочный коэффициент
выбираемый по графику на рис. V.4 в зависимости от (hp/Sp) X
/2Bi ф и где 6р1 и 6р2 — толщины ребра у основа-
ния и вершины.
Оптимальное значение йр/бр определяют по формулам:
для прямого ребра
Лр/бр = 1,419//ВТ, (V. 18)
для ребра треугольного сечеиия
Мр1 = 0,824/у<ВГ. (V. 19)
281
V.3. Эффективность теплообменного аппарата.
Число единиц переноса теплоты
На предварительных этапах проектирования и, в частности,
для выбора рациональной исходной схемы движения теплоноси-
телей целесообразно использовать метод теплового расчета ТОА,
основанный на понятиях эффективности в теплообменника и
числа единиц переноса теплоты NTU [28].
В основу метода e-NTU и метода Д/ср, изложенного в параграфе V.2, по-
ложены одни и те же исходные уравнения.
Под эффективностью теплообменного аппарата е понимают
отношение действительно переданной теплоты к теоретически
возможной в идеальном противоточном ТОА с бесконечно большой
поверхностью теплообмена, при этом теплоноситель с меньшей
теплоемкостью нагревается или охлаждается до начальной тем-
пературы другого теплоносителя:
в = Г2 (Й - Й)/^га1п (Й - Й) = Wi (Й - (Й - Й), (V.20)
где = GiCp! и = G2Cp2 — водяные эквиваленты первичного
и вторичного теплоносителей соответственно; — наимень-
шая величина из Wj и W2.
При IFmin = W2, что характерно для воздухоподогревателей
(регенераторов) ГТУ, величина е численно равна степени нагрева
(степени регенерации г), т. е. е — г. При = Wlt что харак-
терно для воздухоохладителей ГТУ, величина е численно равна
степени охлаждения 0, т. е. е — 0.
Число единиц переноса теплоты NTU определяют по одной
из формул
NTU = kF/Wala (V.21)
или
NTU = Д/т1п/Д/ср, (V.22)
где F — площадь поверхности теплообмена, к которой отнесен
коэффициент теплопередачи k; Д£т1п — разность температур теп-
лоносителя, обладающего наименьшим водяным эквивален-
том Wmln. _
Зависимости размерных параметров в, NTU и W = Т^пшУ^тах
(И^тах — наибольшая величина из и 1Г2) с помощью уравне-
ний (V.1) и (V.2) представляют в виде функций для простых схем
движения теплоносителей, приведенных в табл. V.3.
Характеристики теплообменных аппаратов в ~ в (NTU, №)
для разных схем течения теплоносителей даны иа рис. V.5.
Для облегчения расчетов по формулам, содержащимся
в табл. V.3, составлена соответствующая таблица значений 8 =
= 8 (NTU, W7), приведенная в приложении 8. (Более подробные
таблицы значений в — е (NTU, W) см. в работе [28].)
282
Таблица V. 8
Функции е= e(NTU, W) для простых схем движения теплоносителей
Схема движения Расчетная формула
теплоносителей 0 < W eg 1 W = 1
I IpOTHBOTOK 11 [ШМОТОК Перекрестный ток с одним ходом: теплоноситель пе- ремет ивается: W= W’mln теплоносители пе- ремешиваются теплоносители ие перемешиваются (прн NTU < 5) (1—e-T)/(l—¥c-r) (l-e~r')/(l + W) i (]_-«»’) W NTU NTU l_e-NTU NTUF 1 B— NTU IT J __ eNTU (I-VF) 1— №e“NTU X x [1 — 0,1W X NTU 1 + NTU 0,5 (1 - C-2N™) |_C-.(I_,-NTU) 1—e—(l~e-NTU) 0,5 (1 - C-N™) NTU z, „ ,,r l + NTlH1 °’115x NTU X X 1+ NTU J
Примечание. При W = 0 для всех схем течения теплоносителей — I — NTU. г = NTU (1 — W). V = NTU (1 -ь W), О «= 1 — eT~NTU
Случай W = 0 приближенно соответствует промежуточным
охладителям ГТУ, a W = 1 —воздухоподогревателям (регене-
раторам) ГТУ. Для анализа (выбора) простых схем течения
теплоносителей при W = 0; 1 рекомендуется пользоваться харак-
теристиками теплообменных аппаратов, приведенными на рис. V.6.
Значение в для сложных схем течения теплоносителей:
прямоточно-противоточной схемы прн перемешивании тепло-
носителя в межтрубном пространстве
в = 2 [(1 + W) + : (V.23)
283
о 1 2 ,1 k NT!/
О 12 3 4 NTU
Рис. V.5. Характеристики теплообменных аппаратов в = в (NTU, IF) для
разных схем течения теплоносителей: а — противоток; б—прямоток; в —
перекрестный ток с одним перемешиваемым юпер и другим неперемешиваемым
“’непер потоками; г — перекрестный ток с обоими неперемешнваемыми пото-
ками; д — смешанный ток, т. е. прямоточно-противоточная схема (в межтруб-
ном пространстве один ход, в трубном — два хода); е — многоходовой проти-
воток (в межтрубном пространстве два хода, в трубном — четыре); ж — много-
ходовой противоток (в межтрубном пространстве три хода, в трубном — шесть);
з — многоходовой противоток (в межтрубиом пространстве четыре хода, в
трубном — восемь)
Put, V.6. Характеристики теплообменных
липирптов для простых схем течения тепло-
носителей при W = 0 и I
I — при W = 0; 2—6 — при W = I; 1 незави-
сим» от схемы течения теплоносителей; 2 — чип-
мый противоток; 3 — перекрестный ток без пере-
ы шиннпия потоков; 4 — перекрестный ток с пе-
mi нгнввнием только одного потока; 5— сме-
ши ини Л ток о одним ходом в межтрубном простран-
стве; 6 — прямотой
при многоходовом перекрестном токе с общим противоточным
течением 1 * * *
/ 1 • 6хоП^ , j
е = , (V.24)
/ 1 — Еходв7 V_цр
X 1 -®ход /
|де еход — эффективность одного хода, которая определяется
< учетом схемы течения теплоносителя в пределах одного хода
и зависимости от величин NTU, z и W; z — число идентичных
ХОДОВ.
В случае W — 1 вместо формулы (V.24) можно пользоваться
следующей формулой:
р _ г8ход
1 + (г— О Бход
При выборе числа ходов z перекрестно-противоточных тепло-
обменных аппаратов (при W = 1) рекомендуется пользоваться
соответствующими характеристиками, приведенными иа рис. V.7.
Для схем с промежуточным теплоносителем общая эффектив-
ность в системы передачи теплоты определяется в зависимости от
«|»фективнести ej и е2 теплообменников, в которых происходит
нгнлообмен между промежуточным тепло-
носителем и первичным или вторичным
н-нлоносителем, и от соотношения водя-
ш IX эквивалентов W2 и Wr„ т пер-
ин иного, вторичного и промежуточного
Н’плопосителей. Функции в = в (NTU,
•,. с2) для схем с промежуточным тепло-
nt жителем при разных соотношениях
величин W2 и №п.т приведены
и табл. V.4. Случай W = ~ W2
приближенно может быть реализован
1 Предполагается, что теплоносители пере-
мни и наются между ходами, а суммарное значение
N 1'11 рапномерно распределяется между ходами
и ибщей противоточной схеме.
Рис. V.7. Характеристи-
ки многоходовых пере-
крестно-противоточных
теплообменных аппара-
тов прн = 1
285
Таблица V.4
Функции е= е (NTU, е2) для схем с промежуточным теплоносителем
при разных соотношениях величин W2 и Wn.T
Водяные эквиваленты Расчетная формула Водяные эквиваленты Расчетная формула
/ I , \-l
" п. т > Wt > Wt Iе- '• J Л Л ‘ Л
и. > wn. V > W, > W, "1- 1 > W,
Г / 1 , 1 Л1-1 «'п.т/ I
>x.v L Vn. T I * e* )j w7 \ S1 е. J
wt > Wt > > W'n. г| 7 , -1» di If < If,,, ("ёГ+ *ёГ W I W'n. J
V □ • 4 V V 7 ± W'n. т (тг+-г И-
> VTi
в воздухоподогревателе (регенераторе) ГТУ. Для достижения
высокой общей эффективности в рекомендуется принимать
значения №п. т, удовлетворяющие условию 0,95 < №п. JW <
1.2. При этом максимальное значение 8 достигается при
= 1.
Соотношение поверхностей теплообмена определяется эконо-
мическими соображениями и ограничивается пределами
0,75 Fa 2.0
Fl ’
где Flt F2 и klt k2 — площадь поверхности теплообмена и коэф-
фициенты теплопередачи первого и второго теплообменников,
в которых соответственно протекают первичный и вторичный
теплоносители.
Если, например, экономически целесообразно уменьшить объем
. F, 0,75
второго теплообменника, то принимают •
Эффективность вращающегося ТОА при Жматр^шах 2 и
W 0,7 может быть определена по приближенной формуле [28 ]
е « «пр [ 1 - 9 ’ (V‘26)
где епр — эффективность противоточного теплообменника, рас-
считываемая по соответствующей формуле табл. V.3; й^матр —
водяной эквивалент матрицы.
Число единиц переноса теплоты NTU:
N™=Е"7- (жг + (й^)Г (V-27)
где индекс min соответствует теплоносителю с меньшим водяным
эквивалентом, а индекс max — с большим водяным эквивалентом.
2 86
V.4. Использование теории подобия
при расчете теплообменных аппаратов
11ри расчетах теплоотдачи и гидравлических сопротивлений
|> -моментах ТОА ГТУ широко используют следующие критерии
иmi и я: Re, Nu, Рг, Сг и Ей. Для вычисления этих критериев
|||Ш движении теплоносителя внутри трубы круглого сечения за
nipt' ляющий размер принимают обычно ее внутренний диаметр,
применительно к каналам сложного сечения — эквивалентный
| ютр (4, = где f — площадь сечения канала для прохода
|. нлоносителя; U — полный смоченный периметр канала.
Значения d,3 для каналов трубчатого типа с поперечным сече-
ннеч различной формы приведены в табл. V.5, для каналов с тра-
н -1Ц идальными выступами — на рис. V.8 и в табл. V.6, для ка-
н । (ов волнообразного и двуугольного профилей — на рис. V.9
и н глбл. V.7 и V.8. На рис. V.10 и в табл. V.9 представлены неко-
шрые характерные формы и размеры поверхностей с двусторон-
1» м оребрением гладкими и решетчатыми ребрами, которые
рекомендуются для создания компактных ТОА ГТУ
В качестве определяющей в расчетах принимают обычно
• |ндпюю температуру теплоносителя tcp = (t' 4 в некото-
рых (специально оговоренных) случаях — температуру стенки
ОР илн температуру (/ор + 'Ст. ср)/2-
Таблица V.5
Характерные размеры каналов трубчатого типа различной формы
Форма поперечного оечення
Круглая труба
ГЧшлипс (а — малая ось; b — большая ось)
Квадрат со стороной а
Прямоугольник (а — менылая сторона; Ъ —
1Льшая сторона)
|1 ' । , эронний треугольник со стороной а
>бедренный треугольник с основанием а
и . । прн вершине р, °:
20
♦0
м
90
inn
Круглое кольцо шириной а
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,1
0,2
0,3
0,5
d
1,55а
1,5а
1,44а
1,37а
1,3а
1,24а
п
1,о2а
1,67а
1,54а
1 За
0,84а
0,7а
0,47а
0,41а
0,36а
2а
64
78
76
73
70
68
66
57
85
76
69
62
53
52
54
53
52
52
96
287
*4- CM PN И\1 l/\li/\l И-JlZ-J l/\i
у КЕИИЗЕЕИ
T ИИЗИИЕЙИ
□яаиизяз
A
Рис. V.8. Поверхности теп-
лообмена с расположением
трапецеидальных высту-
пов: а — коридорным; б —
шахматным; в — шахмат-
ным с двусторонней глуби-
ной штамповки
Коэффициенты теплоотдачи обусловливаются режимом тече-
ния теплоносителя, его физическими свойствами, конфигурацией
теплообмена и находятся обычно из соответствующих критериаль-
ных уравнений [50].
При течении теплоносителя в гладких прямых трубах и ка-
налах некруглого сечения и значениях Re = 1044-5- 10е, Рг =
= 0,64-2500 и lid > 50 рекомендуется уравнение [50 ]
Nu = 0,021 Re°.8Pr°’43 (Рг/Ргст)°-2Б, (V.28)
Таблица V.6
Характерные размеры каналов с трапецеидальными выступами
Расположение L S. I, Коэффи- циент
выступов <м кривиз- ны
Коридорное (см. рис. V.8, а) 500 10.4 25 25 146 56,6 10,3 1,13
Шахматное (см. рис. V.8, б) 510 11,6 35,4 17,7 189 76 9,95 1,055
Шахматное с дву- 510 9,6 25 12,5 124 55,5 9,2 1,11
сторонней глубиной штамповки (см. рис. V 8, в) 240 8,8 24 12 116 53,8 8,6 1,08
Примечание. Здесь п — число выступов на длине L.
288
I'in. V.9. Конфигурация каналов
б — дву-
профиля: a — волнообразного;
угольного
1’ис. V.10. Характерные формы и размеры поверхностей с двусто-
ронним оребрением
И* Ч/р Л. В. Арсеньева и др.
289
Таблица V.7
Характерные размеры каналов волнообразного профиля (см. рис. V.9, а)
Si <?о К г б к «в/ОЧ-»
мм
20,2 “7,5 11,9 3 0,5 3,7 5,1 8,8 4,8 5,3 9,5 3,9 4,5 8,5 3,9 4,7 8,8 2,7 4,6 5,5 7,2 4,8 7,6 3,2 4,1 5,6 7 5 3 7,14 9,7 16,2 9,2 10 17,3 7,52 8,6 15,84 7,52 8,97 16,2 5,26 8,8 10,4 13,4 9,2 14,13 6,2 7,88 10,6 13,2 9,6 5,85 2,04 2,77 4,63 2,78 3,18 5,25 1,32 1,51 2,78 1,3 1,55 2,8 0,6 0,68 0,744 0,96 1,27 1,96 0,28 0,356 0,48 0,775 0,565 0,345
20,5 9,6 9,8 2,8
9,4 7,7 5,2
8,4 8,9 5,3
20,7 9 5,2 8,3
33,7 9,6 17,4 13,5
33,9 10 23,3 6,7
34,2 9 11,8 21,6
40 12 23 16 1
Таблица V.8
Характерные размеры каналов
двуугольного сечения (см. рис. V.9, б)
Si/d0 S, R /, MMS
мм
40 10 23,75 17,75 9,1 189
4 32 8 19 14 7,28 121
24 6 14,25 10,25 5,4 67
30 10 15 9 8,9 140
3 24 8 12 7 7,08 89
18 6 9 5 5,3 50
25 10 11,56 5,56 7,55 105
2,5 20 8 9,25 4,25 5,92 66
15 6 6,94 2,94 4,38 36,5
20 10 8,75 2,75 6,37 75
2 16 8 7 2 5 47
12 6 5,25 1,25 3,75 26,4
Примечание. Толщина листа
Таблица V.9
Характерные размеры
оребренных поверхностей
с двусторонним оребрением
(см. рис. V.10)
I Номер по- о. а “а- ММ Толщина ребра, мм Коэффи- циент компакт- ности, м2/ы2
1 2,2 0,15 1496
2 2,6 1200
3 3,06 1100
4 6,16 545
5 4 4 1,5 785
6 3,64 950
7 3,08 1115
290
Таблица V.10
Поправочный коэффициент е?
l/d
Ho 1 2 6 10 16 20 30 40
10* 1,65 1,5 1,34 1,23 1,17 1,13 1,07 1,03
9-10* 1,51 1,4 1,27 1,18 1.13 1,1 1,05 1,02
f>-10* 1,34 1,27 1,18 1,13 1,1 1,08 1,04 1,02
К)’ 1,28 1,22 1,15 1,1 1,08 1,06 1,03 1,02
10’ 1,14 1,11 1,08 1,05 1,04 1,03 1,02 1,01
"р и м е ч а н и е. При |Гкааанных вначеняях Re и l/d = 60 еличина
> «• число Рг принимается по температуре теплоносителя, а число
|’| , по температуре омываемой стенки.
Для воздуха и продуктов сгорания органического топлива
достаточной точностью можно применять более простое кри-
। рпалыюе уравнение Nu — 0,018 Re0-8 [501.
При l/d < 50 в формулу (V.28) вводится поправочный множи-
|<’Л1. — коэффициент ег (табл. V-10).
Для изогнутой трубы канала в уравнение (V-28) вводится
поправка ев = 1 Д l,77d/R, где R— радиус змеевика; d—-
in.iMvrp трубы.
При продольном омывании пучка труб в формулу (V.28)
1>'Н1.1Игся дополнительный множитель (.S^Af2)0-18, где и S2 —
продольный и поперечный шаги труб в пучке. За определяющий
Р имср принимается эквивалентный диаметр всего канала с пуч-
»« и труб, а за определяющую температуру — средняя темпера-
। v ра теплоносителя.
11ри перекрестном обтекании пучков труб для третьего и всех
ш н ле дующих рядов значение Nu для жидкого теплоносителя
по подсчитать по следующим формулам [50 J:
1ля коридорных пучков труб
Nu = 0,56Ке°’БРг0’36 (Рг/Ргст)°’2Б при Re<10s, (V.29)
Nu = 0,22Re0-6SPr0-36/(Pr/PrCT)0’2B при Re > 103; (V.30)
гл я шахматных пучков труб
Nu = O,56Re°’5Pr0,36 (Рг/Ргст)0’25 при Re <Z 103, (V.31)
Nu = 0,40Re°’60Pr0,36 (Рг/Ргст)°’2Б при Re >• 103. (V.32)
111’
291
Средний коэффициент теплоотдачи всего трубного пучка
где — коэффициенты теплоотдачи соответствующего ряда труб;
Ft — суммарная площадь поверхности нагрева труб в каждом
ряду.
Применительно к воздуху зависимости (V.29)—(V.32) имеют
вид:
для коридорных пучков труб
Nu = 0,49Re°-s при Re< : Ю3, (V.33)
Nu =0,194Re0’65 при Re; >103; (V.34)
для шахматных пучков труб
Nu = 0,49Re°-6 при Re< CIO3, (V.35)
Nu = 0,35Re°-“ при Re>103. (V.36)
При угле натекания на трубный пучок i <; 90° подсчитанные
по формулам (V.28)—(V.36) значения а следует умножить на по-
правочный коэффициент ef.
I, ° . . 90 80 70 60 50 40 30 20 10
е2 . 1 1 0,98 0,94 0,88 0,78 0,67 0,52 0,42
Коэффициент теплоотдачи от воздуха к поверхности шахматных
пучков труб с наружным ленточным и шайбовым оребрением
при поперечном их омывании потоком определяют по формуле
а = 0,23е2Р“'=-^ Re0'66, (V.37)
которая справедлива при Re = 3004-22 500; d/t = 2,44-9,5; hit =
= 0,364-5; р = 0,44-2,18. Здесь h — высота ребра; t — шаг
ребра; £ = (St — d)/(S2 — &z — коэффициент, учитывающий
влияние числа рядов труб в пучке z.
z 2 4 6 8 10 12 14 и 16 18,20 и 22
£2 • . 0,89 0,95 0,98 0,99 1,005 1,01 1,015 1,02
В формуле (V.37) коэффициент а отнесен к площади полной
поверхности ребристых труб, физические параметры определяют
при средней температуре потока, за определяющий размер при-
нимают шаг ребер, скорость потока находят в узком сечении
пучков.
При поверхности теплообмена, составленной из профильных
листов и омываемой воздухом или продуктами сгорания при про-
тивоточном их движении, для расчетов рекомендуется применять
следующие критериальные уравнения [14]:
при шахматном расположении трапецеидальных выступов
Nu = 0,083Re°-8; (V.38)
292
ii двуугольных каналах с перекрестным вводом и выводом воз-
им ан
Nu = 0,018ReD-18; (V.39)
в волнообразных каналах (см. рис. V.9, а)
№ = 0,045 [1 + 0,9 (V.40)
V.5. Гидравлический расчет
('уммарное гидравлическое сопротивление ТОА Ар обычно рас-
кипдывают на отдельные составляющие: сопротивление трению
местные сопротивления Арм. с, дополнительное сопротив-
U и ис из-за неизотермичности течения Арий.
В прямых трубах и каналах:
Дртр = /,тр (Z/4) (pw3/2); (V .41)
Арм. о = U. орш2/2; (V.42)
АР™ = (Pi - Р,) Лп., + 2 , (V.43)
। и?’ Хтр — коэффициент сопротивления трению; £м.с —коэффи-
циент местного сопротивления; индекс 1 соответствует меньшей
‘мпвратуре, а индекс 2 — большей; ha^ —высота подъема
и илпносителя.
11ри неизотермическом течении в прямых каналах Хтр в выра-
К1 нпи (V.43) подсчитывают по формулам:
для ламинарного потока
для турбулентного потока
(V.45)
1 и< Л — коэффициент, значения которого для различных каналов
приведены в табл. V.5.
11ри изотермическом течении в прямых каналах Хтр подсчиты-
ппюг по формулам 1501:
для ламинарного режима
= Д/Re; (V.46)
для турбулентного режима
>..Ip = 0,3164/jTRe при Re>2,2-103 -4- 106, (V.47)
?.тр = . 0,0032 + 0,221/Re0-237 при Re = 105 -4-103. (V.48)
Влияние шероховатости учитывают только при турбулентном
и ‘и пип теплоносителя. Если толщина вытеснения пограничного
293
слоя б* меньше средней высоты выступов шероховатости Л,
коэффициент Хтр подсчитывают по формуле
Ч = [1,74 + 2 1g (г/Л) Н, (V.49).
где г — внутренний радиус трубы.
При продольном обтекании пучков труб вдоль оси сопротивле-
ние находят по формулам для прямых каналов [501. При попереч-
ном обтекании пучков труб коэффициент сопротивления трению
рассчитывают по формулам:
для шахматных пучков
— (4 + 6,6m) Re^D’28 при Si/d < S2/d, (V.50)
Хтр = (5,4 + 3,4т) Re~0'28 при Sx/d>S2/d; (V.51)
для коридорных пучков
ч = (6 + 9m) (Si/d)-0-28 Re-"-28. (V.52)
В формулах (V.50)—(V.52) скорость, входящая в число Re,
отнесена к узкому сечению пучка, а физические параметры —
к /ср; т — число рядов в направлении потока.
При натекании потока на пучки под углом i < 90° значе-
ния Хтр, подсчитанные по формулам (V.50)— (V.52), следует
умножить на поправочный коэффициент ег, значение которого
зависит от i.
1,в. . 90 80 70 60 50 40 30 10
ef . . 1 1 0,95 0,83 0,69 0,53 0,38 0,15
Для некоторых наиболее характерных местных сопротивлений
можно принять нижеследующие значения Ем. 0-
Входная или выходная камера (удар н по-
ворот) ...........................
между ходами или секциями ....
через колено в секциях............
около трубной перегородки .....
в U-образной трубе..............
Огибание трубных перегородок............
Вход в межтрубное пространство..........
Вход в трубное простоанство и выход из него
Выход из межтрубного пространства . . .
Поперечное омывание труб в межтрубном
пространстве (т — число рядов труб) . . .
Ем. с
1,5
2,5
2,0
1,5
0,5
0,5
1,5
1,0
1,0
З/nRe
Более подробные сведения о коэффициенте Ем. 0 приведены
в справочнике [241.
Коэффициенты местного сопротивления на входе в трубу и
выходе из нее при внезапном расширении или сужении потока
и Свых» которые являются функпией отношения площадей fjfz <
< 1, можно определить по рис. V.11.
Гидравлические сопротивления поверхностей теплообмена из
профильных листов при противотоке находят по формулам [141:
294
при шахматном расположении
ч пищейдальних выступов
Др = EiVjfw2, (V-53)
। \ - число выступов по ходу no-
li i; Eu0 = Eu/m = 6,9Re-°«2S;
। । критерий Эйлера; m — коли-
1 । выступов поперек потока;
н двуугольных каналах (см. рис.
V 9, б) с перекрестным вводом и
г.иодом воздуха
' •рп — 0,416, (V.54) рис> v.H. Коэффициенты гид-
® равлического сопротивления
л». - 0 28~- OrwReE0,2» (V 55) и ^вых ( 1при
*"г и,^о ptwrr\er > iv -ои; резКОМ сужении и расширении
труб круглого сечения
I индекс «в» соответствует воз
Г, пнюй, а индекс «г»—газовой
> i-ipone: LB, Lr — длина листа по ходу воздуха и газа;
к волнообразных каналах (см. рис. V.9, а)
Ьр = 0,635риЯ ± 0,3 [1 + 2.42 (ЕптГТ • (V-56)
I'. приложении 9 представлены дополнительно характерные
1 «I 'ры поверхностей (табл. П.9.1, П.9.3, П.9.5, П.9.7, П.9.9),
। ц|кже значения коэффициентов А, т и В, п, входящих в кри-
| pi 1льные уравнения теплоотдачи и аэродинамического сопро-
..ir 1спия соответственно (табл. П.9.2, П.9.4, П.9.6, П.9.8, П.9.10).
V.6. Определение мощности
для перемещения теплоносителя
Мощность А, кВт, требуемая для перемещения теплоносителя
, , ТОА:
= G Др/(3600 -102рт]и), (V.57)
' "Пи -- КПД насоса (вентилятора).
Мощность на единицу площади поверхности теплообмена
м. тио найти по следующим формулам [141:
при перекрестном движении потоков в волнообразных каналах
No = 4,21Eu0pt^ (d/2)/(S^), (V-58)
। — шаг ячеек; ф ~ 1,054-1,15 — коэффициент, учитыва-
...пи кривизну волнообразного канала;
при противоточном или прямоточном движении потока в дву-
-1 шьных каналах:
М> = 1,055^.кР^, (V.59)
। и i,ц. п — коэффициент местного сопротивления двуугольного
295
Таблица V.ll
Основные характеристики некоторых воздухоподогревателей
отечественных и зарубежных ГТУ
Характеристики Тип ГТУ или фирма-изготовитель
ГТ-700 нзл (СССР) ГТ К-10 нзл (СССР) «Эйр- Прехи- тер» (США) «Гарри- сон» (США)
Расход воздуха, кг/с Температура, °C: продуктов сгорания воздуха иа входе Давление, МПа: продуктов сгорания воздуха Мощность установки, МВт Тип поверхности теплообмена Площадь полной поверхности теп- лообмена, ма Степень регенерации Сопротивление со стороны газа, % Суммарные потери давления, % Объем матрицы, м8 Масса, кг: поверхности теплообмена теплообменника Удельный расход металла, кг/кВт Удельная масса, с-кг/кг 45 462 175 0, 0,399 4,25 Пластг (проф лис 1620 С 3,27 8,75 11,5 19,2 4,53 427 86 502 197 07 0,452 10 нчатая 1льные ты) 3240 ,7 3,4 17,5 23 38,7 3,67 450 31,6 448 214 7 Пластг ребр 1730 0,75 2,9 13,6 38,8 7,77 1230 50 412,5 271 0,106 0,623 7 нчато- 1стая 0,807 2,26 3,55 84,5 12 1690
Примечание. Схема течения противоток.
По аналогии со степенью регенерации применительно к воз-
духоподогревателям для воздухоохладителей вводится понятие
степени охлаждения:
6 = (V.60)
где i'B, — энтальпия воздуха на входе в воздухоохладитель и
выходе из него; Ц — начальная энтальпия охлаждающей воды.
Обычно 0 = 0,87-4-0,95. Температуру воздуха принимают,
как правило, по соотношению t" = 4- (10—15) °C.
Степень аэродинамического совершенства ТОА характери-
зуется отношением гидравлического сопротивления поверхности
теплообмена Арп> т к суммарным потерям Лрх в системе, причем
следует стремиться к соблюдению условия kp^.J^Pz шах
при Лд2 min.
Степень компактности ТОА характеризуется отношением F/V,
где F и V — площадь поверхности и объем теплообменника. При
296
Таблица V-12
Рекомендуемые значения основных параметров регенераторов ГТУ
Тип регенератора
Параметр трубчатый пластин- чатый вращающий- ся
< i i-пень регенерации Коэффициент теплоотдачи, Ц|цм>.К): 0,5—0,8 0,6—0,8 0,6—0,95
со стороны воздуха 80—200 160—350 —
» » газа 60—140 70—260 ~—
К11 ->ффипиент теплопередачи, 1../(м»-Ю 30—150 50—250 —
Площадь поверхности иагрева, II л . ма >14 До 5 —
Диаметр труб или эквивалентный л„ метр каналов, мм 5—30 7,5—12 5—0,3
Коэффициент компактности, м2/№ 35—800 130—1800 До 9000
Давление воздуха, МПа Относительное сопротивление, %: 0,4—2,8 0,25—0,6 0,25—0,4
со стороны воздуха 1,3—4 0,8—5 0,9—5,5 —
» » газа Скорость, м/с: 2—2,5 —
воздуха 10—20 15—30 —
газа 15—40 25 - 60 —
Примечание. Давление газа равно 0,1—0,11 МПа.
выборе типа поверхности теплообмена можно ориентироваться
и.। нижеследующие примерные значения степени компактно-
<1-11 (м2/м3):
Поверхность теплообмена:
гладкотрубная . . 100
трубчато-ребрнстая......................800
пластинчатая........................... 600
пластинчато-ребристая .................1800
сетчатая, пористая * 9000
* Применяют только в ТОА регенеративного типа
В табл. V.11 приведены основные характеристики рекупера-
। шип,IX воздухоподогревателей регенераторов некоторых отече-
। ценных и зарубежных ГТУ. Параметры теплообменных аппара-
। • -н обычно рассчитывают на ЭВМ путем оптимизации их эксплуа-
। никшных характеристик при допустимом уровне гидравличе-
ч>ю сопротивления [14, 58, 641. При этом эффективный КПД т]0
I I У должен быть не меньше заданного значения. Рекомендуемые
чпнческне характеристики воздухоподогревателей (регенера-
Г"1>|щ) приведены в табл. V.12.
297
V .7. Конструкции теплообменных аппаратов ГТУ
Воздухоподогреватели. Воздухоподогреватель (регенератор)
газотурбинной установки ГТ-700 НЗЛ выполнен с перекрестным
током и разделен на две секции, каждая из которых составлена
из трех пакетов, заключенных в общий корпус, служащий одно-
временно газоходом. На торцах секций установлены полуцилин-
дрические крышки, с помощью которых компенсируется перепад
давления на крайние листы. Подводящий и отводящий воздушные
коллекторы для обеспечения герметичности приварены к гре-
бенкам (на входе и выходе) и корпусу. В результате аэродинами-
ческих исследований были усовершенствованы воздухоподогре-
ватели газотурбинных установок ГТ К'5 и ГТ-700 НЗЛ. Их воз-
душные коллекторы выполнены полуовальными с переменным по
длине сечением, что позволило уменьшить массу и габаритные
размеры теплообменника (рис. V.12), а также снизить потери
давления со стороны воздуха.
Секция воздухоподогревателя газотурбинной установки
ГТ К-Ю НЗЛ составлена из двух секций воздухоподогревателя
ГТК-5 (рис. V.13). Промежуток между секциями используется
как подводящий коллектор. На боковых сторонах установлены
полуовальные крышки, служащие отводящими коллекторами.
На торцах также предусмотрены полуовальные крышки, одна
из которых используется для подвода воздуха, а другая является
сборным коллектором для отвода воздуха. В коллекторах уста-
новлены направляющие профильные листы, снижающие гидрав-
лические потери и обеспечивающие равномерную раздачу воздуха
по пакетам. В конструкции воздухоподогревателя ГТ К-10 НЗЛ
Рнс. V.12. Противоточный воздухоподогреватель ГТУ
ГТК-5 НЗЛ
Продукты сгорания! 1 •— выход; 2 — вход. Воздух! 8 « вы-
код; 4 « вход
298
игн-сиччена частичная компенса-
ции температурных расширений,
>н о позволило улучшить его на-
пряженное состояние.
11ластинчатые поверхности те-
II пюбмсна воздухоподогревателя
фирмы «Эйр-Прехитер» (рис. V.14)
иныклены из плоских листов,
। ппбжспных по обеим сторонам
ц<<р| иообразными ребрами. Ребра
припаяны к листам медным при-
..... По воздушной стороне
к ребрам припаяна зигзагооб-
p.i шан проволока, связывающая
• к’м* с гонки воздушной ячейки, за
। >i« । чего обеспечивается проч-
инен» конструкции и повыша-
• н и интенсивность теплоотдачи
I' ll'UViyniHOfi стороны. Воздуш-
ные ячейки набраны в пакеты
|ребусмого размера и прива-
рены к коллекторам подвода и
Рис. V.13. Противоточный воздухо-
подогреватель ГТУ ГТК-10
1—4 — то же, что не рис. V.I2
>шюда воздуха. Газ проходит ме-
жду воздушными ячейками по
прямым каналам. Воздухоподог-
регипель имеет высокую эффек-
пшпрсть благодаря двустороннему оребрению поверхности.
В воздухоподогревателе фирмы «Эшер-Висс» (рис. V.15) воздух
ни iKoro давления (н. д.) течет внутри труб, а воздух высокого
нпиления (в. д.) — в межтрубном пространстве. Трубы закреп-
'! нf.i непосредственно в трубных досках.
Рис. V.14. Воздухоподогреватель ГТУ фирмы «Эйр-Пре-
хнтер»
1 —• ребро с газовой стороны; 2 — лист; 3 — ребро о воздушной
стороны; 4 —• проволока
299
Воздук б.д.
оозоукбо.
Рис. V. 15. Воздухоподогреватель ГТУ фирмы
«Эшер-Висс»
Рис. V.16. Воздухоподогреватель ГТУ фирмы
GEA (ФРГ)
I » газы; 2 « воздух
На рис. V.16 показана кон-
структивная схема трубчатого воз-
духоподогревателя регенератора ГТУ
фирмы (GEA). Прямые трубы, об-
разующие поверхность теплообмена,
расположены по кольцу и вварены
в трубные доски. Внутри труб дви-
жутся отработавшие в турбине
газы. Воздух перемещается в меж-
трубном пространстве, где с помощью
направляющих перегородок органи-
зован многократный перекрестный ток. Разность температурных
расширений трубной системы и корпуса воспринимается компен-
Рис. V.17. Воздухоохладитель ГТУ фирмы «Эшер-Висс»
1 •— вход воздуха; 2 « выход воздуха; 3 вода
300
8
Рис, V.19. Секция подогревателя сетевой
воды ГТУ ГТ-25-700
Рис. V-20. Схема включения секций подо-
гревателя сетевой воды
1 — вход газов; 2 — выход водш; 3 >•=' цент-
ральный (регулировочный) шибер; 4 —• выход
газов; Б >— вход воды; I—IV — отсеки (из
трех секций каждый)
ГТ-100 лмз,
включенных
302
сатором. Полная осеснм-
метричность регенератора
обеспечивает симметричное
распределение температур в
трубной системе и нагру-
женном давлением корпусе
в стационарных и переход-
ных режимах и работу этих
деталей без существенных
термических напряжений.
Воздухоохладители. На
рис. V.17 показан воздухо-
охладитель ГТУ фирмы
«Эшер-Висс», предназначен-
ный для специальных усло-
вий работы в составе зам-
кнутой ГТУ (на гелии). При-
нятая схема движения те-
плоносителей дает возмож-
ность использовать хорошо
освоенные фирмой теплооб-
менные поверхности с гоф-
рированным оребрением (та-
кое оребрение применяется
в воздухоподогревателях
ГТУ) и обеспечивает ряд
конструктивных преиму-
ществ аппарата: умеренные
поперечные размеры, цилин-
дрическую форму корпуса и
малые толщины стенок при
высоком давлении рабочей
среды, удобство компоновки.
Однако из-за движения воды
в межтрубном пространстве
исключается возможность
очистки поверхности по во-
дяной стороне механически-
ми способами и предъявля-
ются очень строгие требова-
ния к качеству охлажда-
ющей воды (вплоть до при-
менения конденсата).
Промежуточный возду-
хоохладитель стационарной
газотурбинной установки
имеет два корпуса,
по воздуху, так и по воде.
показанный на рис. V.18,
параллельно как
I* ийкдый корпус состоит из двух секций: теплофикационной (пер-
кчй по ходу воздуха) и циркуляционной. При отключении тепло-
| и нации воздух охлаждается только циркуляционной водой, по-
ц пыемой параллельно в обе секции корпуса. Поверхности охла-
| нчгвя обеих секций унифицированы и образованы биметалличе-
> i [ми трубами с наружным шайбовым оребрением, составленным
и । центральной томпаковой трубы и наружной алюминиевой
рудники.
Для улавливания капельной влаги, выделяющейся в резуль-
• ше охлаждения сжатого воздуха, в корпусе воздухоохладителя
г ыиовлено сепарирующее устройство жалюзийного типа. Вода
и । пего стекает в корыта, объединяющие отдельные группы сек-
ций, а затем отводится в сборные коллекторы, из которых авто-
Ihiнчески удаляется посредством регулирующих клапанов. Охла-
। ц.пощая вода подводится к каждому корпусу с внешней его
> । |р<шы и через подводящий патрубок поступает в верхнюю
нпдяную камеру. По вертикально расположенным трубам вода
опускается в нижнюю водяную камеру, откуда по трубам подни-
м н*я вновь в верхнюю камеру и отводится через патрубок
г ли утренней стороны корпуса. В верхней водяной камере имеется
in ре городка, разделяющая поступающую и уходящую воду.
Подогреватели сетевой воды. На рис. V.19 показана конструк-
ция секции подогревателя сетевой воды ГТУ ГТ-26-700. Три
ы к не секции, включенные последовательно по газу и воде, сгруп-
пированы в четыре отсека и два корпуса, как показано на рис. V-20.
' гма течения теплоносителей перекрестно-противоточная (шесть
>" цш по воде). Поверхность нагрева образована расположенными
|" рткально в шахматном порядке трубами из стали 20 с по-
|ц речным оребрением из спиральной приваренной ленты. Концы
' руб вварены в трубиые доски. Крышки, образующие водяные
илмсры, крепятся к трубным доскам фланцами. Сетевая вода
цюдится и отводится через верхние водяные камеры первой и
и- • полней секций каждого отсека. Нижние трубные доски и во-
1.И1ПЛС камеры соединены с корпусом (газоходом) через компенса-
ции.! и могут перемещаться независимо от него. Для повышения
!«( скости трубного пучка, стабилизации шагов труб и предотвра-
II! пня их выбрации посередине труб они фиксируются промежу-
точной опорой из соединенных между собой поддерживающих
1'1 шок.
Глава VI
ЧАСТИЧНЫЕ НАГРУЗКИ
ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
VI .1. Работа турбин при частичных нагрузках
Газотурбинные установки обычно эксплуатируют в широком
диапазоне изменения нагрузок, поэтому расчеты частичных режи-
мов имеют большое значение. Эти расчеты дают возможность
получить статические характеристики ГТУ, анализ которых поз-
воляет оценить экономические показатели различных установок
при работе на частичных нагрузках, а также возможную степень
их разгрузки.
Для обеспечения равновесных режимов работы, определя-
ющих частичные нагрузки ГТУ, необходимо рассмотреть режимы
работы отдельных элементов (турбомашин, камер сгорания и
теплообменных аппатов), а затем — условия согласования их
работы. Режимы работы отдельных элементов ГТУ рассмотрены
ниже, кроме компрессора, характеристики которого приведены
в гл. III.
Приближенные методы расчета турбин. Расходная характери-
стика турбины зависит от многих факторов и изменяется в широ-
ких пределах при отклонениях параметров рабочего тела от их
расчетных значений. В приближенных расчетах расход газа
можно найти по уравнению
6Т = 6ГО (рМ Vt^t, (₽.,/₽„), (VI. 1)
где рт — коэффициент, зависящий от степени понижения давле-
ния в турбине; индексом «О» здесь и далее обозначены параметры
номинального режима.
При использовании известной формулы Стодолы—Флюгеля
== У я? — 1/лт, и для его определения можно воспользоваться
графиком на рис. VI. I. При лт > 6 коэффициент рт следует при-
нимать равным единице.
При малом числе ступеней в турбине (D 2) использование
формулы Стодолы приводит к существенной погрешности. Боль-
шую точность обеспечивает уравнение эллипса [53], при исполь-
зовании которого коэффициент р.г в уравнении (VI. 1) имеет вид
₽. = V (1-«ГР')! —(л?1-^1)2. (VI.2)
304
формуле Стодолы—Флюгеля
Рис. VI .2. Критическое отношение
давлений в турбине в зависимости
от ит0 и числа ступеней znp =
= z/(l — рт)
ijie гскр— степень понижения давления в турбине, отвечающая
критическому отношению давлений в одной из ес ступеней; при
нИ|| < лтС и лкр <4 лт отношение рт/рт0 надо принимать равным
единице.
Для использования уравнения (VI.2) необходимо определить
л,ч„ что требует трудоемких вычислительных операций. Доста-
i очную для расчета точность обеспечивает графическая зависи-
мость лкр от степени понижения давления на расчетном режиме
лтИ, числа ступеней г и средней степени реактивности по проточ-
ri-fli части (рис. VI.2) [531. Реактивность в ступенях здесь учиты-
пнсгся использованием некоторого приведенного числа ступе-
ни znp, значение которого оценивается формулой znp = z/(l — р,),
t ди z — действительное число ступеней в турбине; рт — средняя
< шпень реактивности ступеней турбины. При построении графика
пн рис. VI.2 принята равномерная разбивка теплоперепада по
। iупеням турбины, поскольку погрешность, вносимая этим допу-
щ< лием, обычно невелика. Коэффициенты рт0 и р,г при исполь-
к пинии уравнения эллипса следует определять с помощью гра-
фиков на рис. VI.3 и VI-4, которые построены при докритическом
рпеширении в венцах турбины и средней степени реактивности
но проточной части рт = 0,5.
Уравнения (VI. 1) и (VI.2) А
п<1 учитывают влияния частоты
o.i
ofi
I и«. VI.3. Коэффициент 0то в зависи- Рис. VI.4. .Коэффициент ₽т в зависимо-
му i и от лт0 турбины и числа ступеней сти от лт и критического отношения
2Пр при Рт = 0,5 давлений в турбине
305
вращения ротора на расходную характеристику турбины. Во
многих случаях это допущение не приводит к ощутимым погреш-
ностям определения расходов.
В случаях, когда требуются более точные результаты, влияние
частоты вращения можно учесть некоторым коэффициентом kn.
Тогда пропускная способность турбины
= ^тС (Ps/Ряо) ТЗо/Г8 (Pl/Рто) ^п-
Коэффициент kn можно найти с помощью составляющих kr
и характеризующих влияние параметра х = и!С0 на расход
через одну ступень и ряд ступеней соответственно, причем kn =
= k'k".
Для определения k' рекомендуются следующие формулы [531:
при средней реактивности ступеней 0—0,3
k’ = 1 + 0,29 - 0,55) |cos [(* +7^-) -5-] + °’31 };
при средней реактивности ступеней 0,3—0,6
k’ = 1 + 0,11 (ля 1/2пр— О,бб) [cos(% л) + 1],
где х = /2 и*1(2Нт)1 /12 «2/(2Нт)]ор,.
Коэффициент k" при любой степени реактивности ступеней
находят по формуле
k” ~ 0,11 (лтI/Znp — 0,5б) [cos(xn) + 11.
В этих уравнениях принято, что xopt = 0,5 для активных
ступеней и xopt = 0,75 для реактивных.
По отдельным турбинам распределение степени понижения
давления на любом режиме можно определить, используя выраже-
ние (V1.1). Учитывая уравнения неразрывности для двух турбин
в составе турбинной группы, можно записать
(лт. в/^т. во) (1 вИт. в)/(1 Нт. В^1т- в)о (Рт. в/Рт. во) ’ Рт. в/Рт. н0-
(VI.3)
С помощью этого уравнения для любого принятого значения лТеВ
можно найти лт.н. Такое решение удобно проводить графиче-
ским методом с помощью номограммы на рис. VI.5, построенной
по уравнению (VI.3).
При любом числе турбин в составе турбинной группы урав-
нение, связывающее степень понижения давления двух соседних
турбин, примет вид
(^тх/^Tto) (1 ’ (Prf/Piio) ~
— Р® (Ж)/Р® (Ж) D* (VI. 4)
306
Рис, VI.5. Номограмма для определения распределения степени пони
8
жения давления в турбинной группе
При наличии между турбинами камеры сгорания исходное
уравнение записывается в виде
(ЛТ. „) У Гги°^8"° (₽т. в/Рт. во) = Рт. в/Рт. ет). (VI.5)
' 1 зв/* зн
Распределение давления по турбинам в этом случае будет за-
висеть от принятого закона изменения температур TSB и 7\н.
Уравнения (VI.3)—(VI.5) предполагают отсутствие гидравли-
ческих сопротивлений между турбинами. При учете потерь дав-
ления в соединяющем турбины тракте надо использовать урав-
нение
(1 Stzq) Jtyf л / 1 HriTlTi Рто _ Рт (t+1) zyj gx
(I &rl) пт/о у (1—Рт1° Рт (i+i> о ’
где — Ьрц!рчц\ kp-vi — потери давления в тракте между
турбинами.
Уравнение (VI.1), записанное для турбин при наличии отбора
между ними, может быть приведено к виду
Gl°-rr УтГ • = с<‘+» ° х
Psio * J st Рю Ра (t+ii о
X иРм ", (V1-7)
V У8(<+1) P<i+1> О
где G«j = (Gi — GOTdj— ... — GOT6(I_i))0 — расход газа через
i-ю турбину при наличии отборов; Got6 f — отбор газа между
турбинами.
Если ввести коэффициент отбора ссг = Got6 f/G15 то распреде-
ление степени понижения давления при отборах по турбинам будет
определяться уравнением
(1 СС^ • • • о ^Tf 1 / 1 ------Pri _______________
О ai ai)o ^Tl0 у (1 •—//rfT]Tf)0 pTio
_________ai___________ Щ -я /~ (1 —^т1Дт1) ««« (I —HtMtI)
ai ai)o (Я1 у (I —•••
-- Ну. В^Т. В Рт. В ____. Рт.н
— Я-Г. вЧт« в)о ^т'по ^т-н0
(VI.9)
где H7 = 1 — л7т — работа турбины.
Для двух турбин с отбором между ними уравнение (VI.8)
примет вид
О ' С%) ^т. в
О “ ка) пт. во
Обычно отбор газа определяется давлением в месте отбора.
В связи с этим расчет с помощью уравнения (VI.8) или (VI.9)
производят итерационным методом.
308
*9
и)
л
Рис. VI.6. Схема проточной части одноступенчатой турби-
ны (а) и процесс расширения в ts-диаграмме (б)
Порядок расчета турбинной группы нижеследующий.
1. Принимают ряд значений степени понижения давления «т1|
и первой (по ходу газа) турбине.
2. Для каждого значения лт1 рассчитывают левую часть одного
in уравнений (VI-3)—(VI.6) в зависимости от условий работы
гурбинной группы и затем определяют рта.
3. Для полученного рт2 по графику на рис. VI. 1 или номо-
• I лмме на рис. VI.5, а прн использовании уравнения эллипса
ин графику на рис. VI.4 находят лт2.
4. Затем аналогично рассмотренному определяют ят8 и так
jinnee до последней турбины-
5. Находят общую степень понижения давления на всю тур-
'мшиую группу — лт1лт2 ... и по уравнению (VI. 1) —
р .«сход газа через турбинную группу.
Расчет одноступенчатой турбины. Показатели одноступенчатой
«Урбины определяются процессом расширения газа в направля-
> кем и рабочем венцах (рис. VI.6). В соответствии с принятыми
обозначениями имеем:
степень понижения давления в направляющем венце л* =
Ро/ Рь
с шпень понижения давления в рабочем венце ла = рг1ръ\
общая степень понижения давления зг; == зт.1эт2 = р^!рч\
располагаемый теплоперепад на турбину h* = cprT^hr\
р ^полагаемый теплоперепад в направляющем венце —
располагаемый теплоперепад в рабочем венце Яоа •= сргТ1п2.
3 -,-1, fi, = 1 — лт тг—- безразмерная работа расширения.
1 ог параметр связан с газодинамическими функциями потока
। "шспмостями [47]
h № (k— 1)/(й + 1) и Я в= [Л42(/г — 1)/21/[1 ДМ2 (Я — 1)/2].
309
Выраженныи через па-
раметры рабочего тела на
среднем диаметре расход
газа через одноступенча-
тую турбину определя-
ется формулой
GT = GTo (po/Poo) X
X 1/Tqq/Tq (РГ/рГо),
(VI. 10)
где poo и Тод — началь-
ные параметры газа
номинальном
Pi =
X зх* 1—коэффициент, зави-
сящий от степени понижения давления в направляющем венце.
График изменения р представлен на рис. VI.7.
Ниже рассмотрено распределение отношения
по венцам турбины. Степени понижения давления
тощем и рабочем венцах:
на
режиме;
давления лт
направля-
на
л2 = [1 + ртЯ1тг(1 — л* (VI. 11)
лГ = [1 — (1 — рт> (1 _ “") (VI.12)
Температура газа между венцами
Ti = Та [1 - (1 - рт) (1 - л,”-'"1') <J>2]. (VI.13)
Определение степени реактивности турбины рт основано
на уравнении сплошности. Равенство расходов газа через направ-
ляющий и рабочий венцы позволяет записать crfjvr =
Преобразование этого равенства приводит к уравнению
X [1 + Рт(лтСТг— l)]2^1 — sin2»! — рт/[ср2(1 — рт)]
(VI. 14)
По этому уравнению для конкретной турбины строят графи-
ческую зависимость рт = f с помощью которой для
любого режима при заданных и частоте вращения ротора п
легко найти рт.
310
В общем случае КПД турбины определяют по формуле
Т]и = 2 (м/С0) { ф 1^1 — рт cos ~ и/С0 ±
I Ф ]/"Рт + ф2 (1 — Рт) {[(^/Соф 1/(1 — Рт) — COS aj2 + sin2 a} cos ₽2}’
(VI. 15)
В частичных режимах появляются углы атаки при натекании
Р нечего тела на лопатки, что приводит к изменению коэффициен-
1 в скорости ф и ф. Влияние углов атаки i на потери энергии в тур-
•-и иных венцах подробно рассмотрено в параграфе П.2. Здесь
мм определения ф (ф) можно рекомендовать эмпирическую фор-
мулу, полученную в КАИ [421:
ф = фот/1-Л(1)2, (VI. 16)
1 I Фо — коэффициент скорости при i — 0; А — постоянный
мюффициент, равный 0,8 при положительных углах атаки и
<>.15 при отрицательных; i — (р10 — ₽i)/₽io — хгносительный угол
11ПКЯ.
При заданных параметрах рабочего тела момент турбины
определяется частотой вращения ее ротора. Если пренебречь
чпшснмостью степени реактивности от п, то для определения М
можно воспользоваться формулой
м = [ 1 4- 1/си0 - («/«0)/(GTcu0)l G\, (VI. 17)
। ie см — (clu — cZu)0/u0 — коэффициент циркуляции 1301;индекс
п соответствует режиму, при котором 'Пттах.
С ростом частоты вращения момент турбины падает. Макси-
41 -,льное значение момента одноступенчатой турбины, которое
п.юлюдается при заторможенном роторе,
= Мо (1 + 1/с„0) G3T, (VI. 18)
। максимальная окружная скорость ротора при разгруженной
t рбиие (М = 0)
^ПМХ = (plu ^2«) Ч- ^0 ~ ^0 (pUO Ч- 1) GT. (VI. 19)
При использовании турбины на транспорте важной характе-
рна и кой является коэффициент приспособляемости Кпр =
М|11ах/А40, который также определяется через коэффициент
циркуляции си0:
Кпр = 1 ч- 1/ёи0. (VI.20)
Коэффициент циркуляции для современных высоконагружен-
п| IX турбин обычно составляет 1,8—2,2.
Можно рекомендовать следующую последовательность рас-
М Til.
1. Новый режим обычно задается тремя параметрами, напри-
• р. параметрами рабочего тела Ра н Tq и частотой вращения
р пира п.
311
Рис. VI.8. Работа Z-й ступени
многоступенчатой турбины в
is-диаграмме
2. Для этого режима находят
н и/С0 по графической зависимо-
сти, построенной в соответствии
с уравнением (VI. 14) определяют
рт. При этом значениями коэффи-
циентов (риф следует задаться.
3. С помощью выражений (VI. П)
и (VI. 12) находят степень пониже-
ния давления в направляющем н
рабочем венцах п* и л.
4. Проводят тепловой расчет сту-
пени с определением элементов
треугольников скоростей и уточне-
нием углов атаки для рабочего
венца. По уравнению (VI. 16) уточ-
няют коэффициент фг,
5. При значительном отклонении
ф от принятого значения следует
вернуться к определению рт по
новому значению ф.
6. Далее по выражению (VL10)
находят новый расход рабочего
тела, а затем определяют враща-
ющий момент н мощность турбины. КПД турбины рассчиты-
вают с помощью формулы (VI. 15).
Расчет многоступенчатой турбины. Работу i-й ступени
многоступенчатой турбины определяют следующие параметры
(рис. VI.8): степень понижения давления в венцах ступени по
статическому давлению = р01-/р1{- и л22 = Ри^Ры и полному
начальному давлению л*/ == ptdpu и ft’f = Pii/pzi', располагае-
мые теплоперепады по статическим параметрам рабочего тела
hon = CpiTofiii и hon = cprTiifi2i и полным параметрам Zzoiz =
= cprTofi*i и h*2i = сргТийш.
Скорость потока на выходе из венцов:
6’i£ = 2сргТо/ [<pf/hf -|- ч>}С2 (г—1}/(4сргТы)] и
2СргТ« [ф^2/ ф2£1Ун/(4СрГТif)] -
Удельный объем в соответствующих сечениях:
Vti = RTof (1 — йиф!) ftu/poi н V21 == RTif (1 — /г2хф2) n2f/Pn-
Тогда, если принять, что
<P2fiif + yM(f-i)/(4cpr7’of) ~ yfo, и
+ Ф;с2 (f—X)/(4cpr/7’0f)]fl Ф?ОйНО
^2/ + #^/(ЧгГн) ~ Vfai
[Ф2^2£+ Ф/и'1//(4срр7'1£)]о
312
гршшения расходов через венцы можно записать в следующем
пидс [141:
Gis/Giio = (Poi/Poio) VТию/То} Pii/PifoJ (VI.21)
= (pii/piio) 71 nxJTif Psj/Psioi (VI.22)
I III* pti = -j/cplWKl — ф1М M И p2z = /^|й2/7[(1—^2f) Л2г].
I [оскольку G12/G1£o = С2г/О2го, то для двух соседних венцов
«прлведливо уравнение
Рйг/Рйёо ““ Бц/Бцо, (VI. 23)
|Де = ахд'|/гф|/гн/(1 — ф/йц), а для следующей пары венцов
Pi (H-i)/Pi (Н-D о = ^21/Бц0. (VI .24)
Па рис. V 1.9 изображена зависимость Б1 — УфШ</(1—ф2й),
которую следует использовать при расчете многоступенчатой
турбины.
Если за турбиной располагается диффузор, то уравнение для
последнего рабочего венца и диффузора имеет вид
Рд/Ро = ^zz/-^zzo> (VI .25)
1 ле ₽л = К~ / В + W — O/nJ яд-
Формула для рд получена при условии
И - О/чд 14/[Ч^2 (<- ОЛд] - - Ч К-1)/ил
(лд0 — 0 ^дО {С2о/[2сргГ2О (Яд0 — О/Чдо! ~ 1} (ЯдП О/^дО
Па рис. VI. 10 приведена графическая зависимость рд от лд,
погорая позволяет выполнить расчет проточной части турбины
имеете с диффузором.
Расчет распределения давления по
приточной части многоступенчатой тур-
(»ины удобно начинать с последнего вен-
п.1 или диффузора. Последовательность
рисчета следующая.
I. Принимают степень понижения
|ншлсния на последний венец турбины
(или диффузор, если он имеется) л22, по
•ипорому находят p2z по формуле или
графику на рис. VI.7 (или рис. VI-10).
2. Определяют Б1Х = Blz($2z/$2z(), где
нинисимости Б1М и pazo находят по
। iHiijJM номинального режима. С по-
мищыо рис. V.9 по величине Б1Х опреде-
ли к л* зс12.
‘I. По найденному значению л», в рас- „ ,7ГГ, >
„ J 12 г рис VI.9. Функция сте-
. могрсппои последовательности определи- пени покижения давле-
"'I Л/(2—1) и так далее до ли. иия Бг
313
Рис. VI. 10. Коэффициент-
₽д, определяющий расход
газа через диффузор
Рис. VI.11. Вспомогательная функ-
ция В
Полученные значения ступеней понижения давления в венцах
для заданных начальных параметров газа позволяют выполнить
подробный расчет процесса расширения и уточнить значения
коэффициентов скорости <р и ф. Затем расчет следует повторить
с использованием уточненных значений (риф. Общая степень
понижения давления турбины будет равна произведению степеней
понижения давления в венцах, т. е. лт = лпзх21 ... п22..
Ниже рассмотрено распределение перепада давлений с учетом
выходной скорости. Если определить скорости потока и его плот-
ность в соответствующих сечениях через полные параметры рабо-
чего тела, то уравнение расхода рабочего тела через венцы можно
записать в виде
Gii/Gizo = (poi/poio) Tqio/Toi Рн/Рно»
G^i/Gito = (Pm/pho) VTiiqITu P’z/Psio. (VI.26)
где Рп = / — <р1йГ,-) itM и рй = яй].
Равенство расходов во всех режимах через соседние венцы
позволяет записать
Pei/Pezo = (лн/зхно) (Ец/Eiю) Рн/рГд, (VI.27)
где Еи = Fи /Г-(1-В1£) <₽%•,; В 1£ = 2Ы = . ;
Лр1 * 0 0
Ви = 1 + — 2 cos а,.
Для следующей пары соседних венцов (рабочего венца |-й
ступени и направляющего венца i 4- 1-й ступени)
РГ <н-1)/РГ (Ж) о = (зх^/л^о) (Е^Е^ P2//P2ZO. (VI.28)
314
Приняв степень понижения давления в первом направляющем
ненце, с помощью уравнений (VI.27) и (VI.28) можно определить
распределение давления по проточной части турбины. Так как
и исходные уравнения входит функция В, значение которой за-
висит от нового режима работы, расчет распределения давления
нгдется итерационным методом.
Степени понижения давления в венцах лп и л2£, которые
[кнволяют найти лт, рассчитывают по формулам
3i2£ = KzfFu и air (f-j-i) — л* (z-j-i) qF2(. (VI.29)
Для облегчения расчета можно использовать вспомогательные
графики, представленные на рис. VI.II и VI. 12.
Расчет целесообразно начинать с первого венца и выполнять
в следующей последовательности.
1. Принимается степень понижения давления в первом на-
правляющем венце Лц, по которой находится коэффициент Рц,
с помощью графика на рис. VL7 или формулы pft = У <Йй*1Л(1 —
— фЖО яц]. Коэффициен-
ты скорости и на первом
этапе расчета принима-
ются по номинальному
режиму.
2. С помощью рис.
VI. II и VI. 12 находят
Еи и Ец. Затем по фор-
муле (VI.27) рассчитывают
величину р|ь по которой
с использованием графика
на рис. У1-7определяют л^.
Гис. VI. 12. Вспомогательные номограммы: а —
функция £; б —функция F
315
рис. VI. 13. Изм. п.иие
КПД турбины [53]
— без испсс)ь»;нания вы.
ходней скорости: 2 — с нс.
пользованием входной ско-
рости
3. По найденному л21 в последователь-
ности, изложенной выше, находят л1я и
так далее до последнего венца.
4. Определяют степень понижения
давления в венцах по статическим
давлениям, для чего используют уравне-
ние (VI.29) или номограмму на рис.
VI. 12, б. Общая степень понижения
давления в турбине згт = ... я2г.
5. Приняв Ро или р2, находят давле-
ние между венцами. Для турбин, расши-
рение в которых происходит до атмосфер-
ного давления, давление р2 известно.
Тогда начальное давление pg = лтр2-
При наличии за турбиной диффузора
давление р2д определяют по методу,
изложенному выше.
6. По полученным данным выполняют расчет всех параметров
рабочего тела по проточной части на среднем радиусе, что дает
возможность найти углы атаки для всех профилей лопаток и
уточнить значения коэффициентов (pf и Уточняют также ве-
личину Затем следует приступить ко второму этапу расчета
с новыми значениями ср£, и Bt.
Основные показатели турбины. Поскольку иа режимах частич-
ных нагрузок при новых параметрах рабочего тела меняются
потери в проточной части, изменяется и КПД турбины. Для
определения внутреннего КПД турбины на частичных нагрузках
рекомендуется следующий порядок расчета.
С помощью одного из изложенных методов находят распре-
деление общей степени понижения давления по венцам турбины.
Производят полный поступенчатый расчет проточной части с уточ-
нением величин <р£ и ipf. При определении потерь располагаемой
работы потери
в радиальных зазорах венцов рассчитывают
по
формуле ДЛааз ( = ДЛааз (о (Gr(/Cr м) (VI .30)
Внутренний КПД турбины
г 2z 2z
У, («Л cos — «2с2 cos cc2)f — У ДЛэаз t — У ДЛ3
= ---------—--------• (VI.31)
‘т. в
В первом приближении для определения КПД турбины можно
воспользоваться обобщенной зависимостью КПД от параметра
х = Х/Х„= |/ f «!/2Ят0 1(£ <4/27?Д , которая приведе-
на на рис. VI. 13 [531. Эта зависимость аппроксимируется фор
мулой
= Ито (2,ОХ
(VI.32)
316
Расчет по формуле (VI.32) дает максимальное значение КПД
। урбины на номинальном режиме, что обычно наблюдается для
смцнопарных и большинства транспортных турбин. В том слу-
чае, когда на номинальном режиме T]T0 << т]т шах, следует поль-
и жаться формулой
Пт = Ито (2Ж„р, - X?pi)/(2,OXopt - XoPt)o. (VI.33)
где Xopt = У S / p(S ur/2-ffTo)opt и Xopio =
= ]<(S «</2^то)о /V(S «</2Ям>)„Р1;
индекс «О» соответствует номинальному режиму турбины, а «opt»
режиму Т]т пих.
При любом режиме работы момент турбины
МТ = Мт0 (GT/Gro) ^оНтпот-]тт]мсх/ТооНтОпт]тОт]мех, (VI.34)
и с учетом зависимости (V1-32) и уравнения расхода
Мт = MtoGbo/Poo)]/ H-r/H-as (п ыех/имех о)(₽т/М(2,О-Х). (VI.35)
Для транспортных установок большое значение имеет зави-
симость момента турбины от частоты вращения ротора. При
сохранении параметров рабочего тела без изменения приближен-
ная зависимость для определения вращающего момента на ча-
«шчных нагрузках имеет вид
Мт = M^q [2,0 (п/По)] 'Пмех/'Пмех 0- (VI.36)
Видно, что максимальный момент турбины наблюдается при
остановленном роторе: А'1Т 1Пах 2Л4т()'г]гаахА1,пах0, а максималь-
ная частота вращения ротора — при полной разгрузке: пшах
1,4/г0.
Па произвольном режиме работы эффективная мощность
турбины
НУ = И* (ро*/Л) У Йт/До (п/гц>) (₽Т/М ИмехЛЬех о- (VI.37)
Механический КПД при частичных нагрузках можно найти
по формуле
П»х = 1 - (1 - Пмех г) (N%/N?) (п/п0)а, (VI.38)
где а = 1,5-4-1,8, причем большее значение соответствует наличию
in турбиной редуктора [53]
VI.2. Работа камеры сгорания
и теплообменных аппаратов
при частичных нагрузках
Камера сгорания. Коэффициент полноты сгорания т)к с за-
висит как от режимных факторов, вида топлива и состояния про-
го<пи)й части камеры сгорания, так и от особенностей ее конструк-
317
Рис. VI. 14. Изменение
коэффициента полноты
сгорания от коэффициента
избытка воздуха
Для ГТУ: 1 — с регенера-
цией; 2 — высокотемпера-
турных
ции. Обычно закон изменения т]к>с определяют экспериментально
при испытаниях камеры или моделируют.
В качестве примера на рис. VI. 14 представлено изменение т]к. 0
двух различных по конструкции камер сгорания в зависимости от
коэффициента избытка воздуха а = Gn/GTonL0- Одна камера
сгорания предназначена для работы при значительных коэффи-
циентах а (кривая I), что обычно наблюдается в установках с ре-
генерацией, другая — при относительно низких а (кривая 2).
Отклонение а от номинального значения заметно понижает т]к. с,
особенно при уменьшении а. При значительных отклонениях а
в сторону как обогащения состава смеси (малые а), так и обедне-
ния (большие а) возможно появление неустойчивого сгорания
топлива («бедные» и «богатые» срывы). В эксплуатационном диапа-
зоне нагрузок неустойчивое горение топлива недопустимо.
Общие потери давления в камере сгорания определяются поте-
рями на трение изотермического потока Артр нз-за гидравличе-
ских сопротивлений (завихрители, каналы и т. д.) и потерями от
нагрева движущегося газа Арн. Таким образом, Арк.с = Артр +
+ Арн (подробнее см. в гл. IV).
Камера сгорания представляет собой сложную систему мест-
ных сопротивлений с последовательным и параллельным распре-
делениями потока. Если принять, что потери трения изотермиче-
ского потока отнесены к одному характерному сечению камеры,
например к сечению на входе, и выражаются некоторым обобщен-
ным коэффициентом сопротивления £тр, то при любой нагрузке
потери на трение Артр = £трР2С2/2. Отнеся эти потери к номи-
нальному режиму, получим
АрТр = Артро(7'2/7,2о)(Р2о/р2) (pB/GB0)2. (VI.39)
Потери давления, вызванные подогревом рабочего тела в ка-
мере сгорания, можно найти по уравнению
Др. = р2 (сВ/2) х (Гг/Г, - 1), (VI.40)
где х — опытный коэффициент, учитывающий неравномерность
полей скоростей и температур в камере сгорания.
Если принять коэффициент я постоянным при всех нагрузках,
то с учетом уравнения неразрывности можно записать
Арн = Арв0 (Уz/T20) (Р20/Р2) (Gb/Gi;q)2 (ТJT2 ОДУвд/Уго ' 1)• (VI.41)
318
Таким образом, потери давления в камере сгорания в любом
режиме работы турбины составят
Дрв. с — крк. с о [Ki 20) + Кя s)/(^во — 2о)1 X
X (щ;0/лЕ) (GB/GB0)2, (VI.42)
I- К> = bpvv д!Ьрк с 0 И К2 = ДрЕо/ДРк. СО — коэффициенты,
\ лрлктеризующие потери давления от трення и нагрева в долях
«и общих потерь в камере; коэффициенты Ki и К2 зависят от
конструктивных особенностей камеры сгорания и для современ-
ных стационарных и транспортных установок составляют: Ki =
0,654-0,7 и К2 = 0,34-0,35.
В тех случаях, когда потерями давления, связанными с на-
। ревом воздуха, можно пренебречь, общие потери давления опре-
г« л яют по формуле
Ар„. О = Др«. С о [<1 + + Й,Л,)е (Gk/Got)2. (VI.43)
При наличии в установке регенератора температуру воздуха Т2
и уравнении (VI.42) заменяют на Ть.
Рели в ГТУ использован промежуточный подвод теплоты, то
нщгри давления во второй камере сгорания Дрк.о = Дртр +
। Ари составят
Ьр”. о = Др2. о О [к. (Г4./Г4Ы>) + (г;вСг “)о ] X
(VI.44)
г 1 зв Рт. в о
i и индекс «н» относится к камере сгорания низкого давления,
i и и иске «в» — к камере сгорания высокого давления.
Регенератор. Воздействие регенератора на показатели уста-
новки зависит от степени регенерации р, которая определяет
и’мпсратуру воздуха на входе в камеру сгорания: Тъ = Т2 +
I [1 (Т4 — Т2). Для нахождения р при любой нагрузке исполь-
и)г общее уравнение теплоотдачи Q = kF® (где О — средний
н-мпературный напор между газом и воздухом; F — площадь
поверхности теплообмена) и уравнение количества теплоты Q =
‘ /.иСи (Тъ — Г2), полученной воздухом. Приняв О = Г4 — Тъ,
м«»жпо получить известное уравнение, определяющее площадь
пиигрхности теплообмена: F = (cpBGB/k) [р/(1 — р)1. Используя
он уравнение для частичных нагрузок, можно записать
И = нЛно + (1 — Но) (G„/Gr„) (k„lk)]. (VI.45)
11риняв для коэффициента теплопередачи приближенное урав-
нен иг k = агсхв/(аг 4- ссв) и считая, что коэффициенты тепло-
I UI4H с газовой стороны ссг и со стороны воздуха ав определяются
рлннепнем а = 0,023-^-Re°’8Pr0’4, после ряда преобразований
мп кип получить зависимость [53]
И = МРо + (1 — Ио) (Gk/Gbo)"]. (VI.46)
319
Это уравнение может быть использовано для пластинчатых
и трубчатых регенераторов, которые в настоящее время приме-
няют наиболее часто. При продольном токе газа и воздуха п —0,2,
а при поперечном — п — 0,33. Нетрудно видеть, что с умень-
шением расхода воздуха при частичных нагрузках степень реге-
нерации повышается.
Гидравлическое сопротивление в зависимости от режима работы
будет изменяться как по воздушной стороне Др£ег = р2 — Рз>
так и по газовой: Дррег = Рь — Рн- С воздушной стороны
общая потеря давления, определяемая потерями на трение при
адиабатном течении и потерями от нагрева, для регенератора
может быть выражена формулой
ДРрег = ДРрегО Ai рег(^20) 4“ ^2рег (То TJfa 1 (^коМк) (GB/GBo)a>
(VI.47)
где можно принять Р1рег = 0,84-0,9 и ^арег — 0,14-0,2.
В тех случаях, когда потерями давления из-за нагрева можно
пренебречь, а потери трения в регенераторе и камере сгорания
объединить, для нахождения потерь давления между компрес-
сором и турбиной можно использовать приближенную зависимость
Дрк-т — ДРк-т0 1(1 4~ 77к/Т]к)/(1 -j- ^/к/Ч]к)о] (яко/ЗХк) (Gb/Gbo)2. (VI.48)
С газовой стороны регенератора доля потери давления из-за
охлаждения невелика, поэтому эти потери можно не выделять
отдельно, а рассматривать в составе общих потерь давления
системы выпуска (см. параграф VI-3).
Воздухоохладитель. Глубина охлаждения воздуха Д7\ влияет
как на мощностные, так и на экономические показатели ГТУ.
Величину ДТВ = ТИ1 — T,i2 можно выразить через коэффициент
охлаждения рп, при котором ДТВ — (Тв1 —- 7вг) рв. Этот коэф-
фициент зависит от параметров воздуха, и его значение иа любом
режиме можно определить по формуле
Цв = P’Bo/IP’BO 4- (1 — Р’во) (Gb/Gbo)1'1-" (ТBl/Гв1о)П (^кноМк. н)П]» (VI.49)
где Цво — коэффициент охлаждения на номинальном режиме;
п — 0,64-0,8 — показатель степени.
Хорошее совпадение с экспериментом дает формула 1531
Т’ва — Т ВОД14- (^в м — Т водю) (У bi—V вод i)/(T В1 Т юод 1)о(Ое/СЕО)0,33.
(VL50)
Для ГТУ с двумя компрессорами при переменной скорости
вращения ротора компрессора низкого давления в работе [161
рекомендована формула
VП2 7\од I -|- &лПкнд» (VI.51)
где kn — постоянный коэффициент, определяемый номинальным
режимом.
320
Поскольку изменение температуры воздуха в воздухоохлади-
< относительно невелико, потерю давления в нем можно опре-
•лнгь трением при адиабатном течении, т. е.
V’ll ДРвО 1(1 4~ н/Цк. п)/(1 ~Ь н/Ик. н)о] (^к. н о7^н. н) (GB/GB0)a.
(VI.52)
VI.3 Согласование режимов работы элементов ГТУ
Основные уравнения. Расходы рабочего тела по всем элементам
I ’ У однозначно связаны между собой и на каждом установив-
ор'мся режиме определяются параметрами рабочих тел. Уровне-
расхода газа в турбине в общем виде записывается как GT =
I (Рл. Ts, п) (см. параграф VI. 1). Часто для получения ста-
'и ких характеристик ГТУ достаточно использовать приближен-
ие уравнение расхода, что значительно облегчает расчет.
Расход воздуха через компрессор также зависит от режимных
I iiiiopoB и при постоянных параметрах наружного воздуха может'
чп. представлен в виде GK = f (пк, лк). Расход воздуха через
I, .<-л и рессор обычно представляют графически в виде характе-
I к тки компрессора (см. гл. III).
Расходы рабочего тела через теплообменные аппараты зависят
। режимов работы турбомашип, а их влияние на расход выра-
<i..*eicfl через потери давления.
11.1 установившихся режимах для каждого вала установки
и 'О подается баланс мощности турбин, компрессоров и внешних
и н ребите лей- Уравнение баланса мощности зависит от тепловой
мы ГТУ и рассматриваемого вала. Для турбокомпрессорного
'ы, пе связанного с внешним потребителем, уравнение баланса
'н.щноети имеет вид
п т
S Стгят^мех - S GKjHKi = 0. (VI.53)
i-i
Для вала ГТУ, на котором расположен внешний потребитель,
п т
S GTftf тгт)мех - S GkJHkJ = Nv, (VI.54)
i=i /=i
1 " - мощность иа выходном валу установки; пит — число
1| чнн и компрессоров на рассматриваемом валу.
В гом случае, когда рассматривается свободный вал, не свя-
IHIift с приводом компрессора, мощность компрессора в урав-
ним (VI.54) отсутствует.
пбцчно внешний потребитель определяет характер изменения
••" югы вращения выходного вала, которая зависит от снимаемой
1ЩИИТИ. Так, если потребитель полезной нагрузки — электро-
|»’ • р пор, то частота вращения выходного вала ГТУ меняется
v "pi юлах неравномерности регулирования. При использовании
11 Н'р Л. В. Арсеньева и др.
321
ГТУ для привода насосов, компрессоров диапазон изменений
частоты вращения вала полезной мощности значительно больше
и зависит от условий эксплуатации и особенностей потребителя
мощности.
Для турбомашин уравнение отношения давлений определяет
общие степени повышения и понижения давлений лк. оСщ и зхт. оСщ.
В идеальном цикле ГТУ, когда потери давления в трактах отсут-
ствуют, як. оС1Д = лт. общ. В реальных установках для любого
режима справедливо уравнение
• • • ow/v = . зхтп, (V .55)
где V = 1(1 — Ем) (1 — Ei) ... (1 — k)/(l + £еых) — коэффици-
ент общих потерь давления; £ — коэффициент гидравлических
потерь давления в трактах; z — число элементов газовоздушного
тракта между компрессором и турбиной низкого давления.
Гидравлические потери давления в трактах ГТУ. Давление
перед компрессором рг зависит от потерь давления во входном
тракте, поскольку pt = рв — &рВ1 = Рн (1 —Евх)- Потери дав-
ления во входном тракте
Дрнг = Арвх о (Р1о/Р1) io) (^к/0ко)2- (VI.56)
Если расход воздуха через компрессор определить прибли-
женно, например, по формуле [16] GK = бк0 (pi/рю) ш
X (n/ио)1’26, то потеря давления во входном тракте на любом режим
составит
Арвх == Дрвю (Pi/Рю) (л/По)2-Б.
Тогда давление перед компрессором следует находить по
формуле
Р1 = Рн(1 - Ьхо)/[1 - Uo (1 - Й2-Б)], (VI.57)
а коэффициент потерь давления во входном тракте ГТУ
U = 1 - (1 - Uo)/[1 - Ьхо(1 - Я2’6)]. (VI.58)
Для одновальных установок, работающих при постоянной
частоте вращения, можно считать коэффициент £ вх неизменным
при всех нагрузках.
Потерю давления в тракте между компрессорами целесооб-
разно определять так же, как и применительно к входному тракту.
Тогда
Р1в — Р2в (1 £к. н-к. в d)/[1 — В к. н-K. в о (1 — Пк.. в)Ъ (VI. 59)
U в-в. в = 1 - (1 - U в-к. в о)/[1 - Ь. в-к. в 0 (1 - (VI.60)
ГДе £к. н-к. в — &Рк. н-к. в/Р2н-
322
11ри наличии между компрессорами воздухоохладителя потерю
плнлепия находят по уравнению (VI.52), тогда
Pi.. Аи Г1 - йРх- ° °- m /^У1; (VI.61)
[ Рш 1 +//к. н/Лк. н о п«-и \6™/ J
t« .-К . = Ек Е-к (VI.62)
Ран (1 + Як. ц/Чв- н)о П«- н \ Gko /
Тракт между компрессором и турбинной группой обычно
определяется сопротивлением камеры сгорания, поэтому потери
<и|||спия следует находить по формуле (VI.42). Тогда коэффи-
циент потери давления
I... «= D1К (Т2/Т2й) + К2 (Т3 - Т2)/(Г3 - Т2)о] (лк07лк)(Ск/Око)8.
(VI.63)
Тракт между турбинами при наличии камеры сгорания между
ними аналогичен предыдущему, а формула для определения коэф-
фициента потерь давления имеет вид
(. n-т. н — Вт. в-®, н d [KiT4п/Т4в0 4- Kz (Тзн—Тзн — Т4В)о] (GT/GTc)a.
(VI.64)
Если камера сгорания между турбинами отсутствует, a GT.B =
/’ib.Pt. в КТ„, ТО
I. в = Ь. .... в 0 (-^-У / (VbV . (VI 65)
\%.во/ (1 — Ят.вТ]т. в)о X Рт.во /
Для тракта за турбинной группой потеря давления Дрвых =
£иыхр4с^/2, где р4 и с4 — плотность и скорость рабочего тела на
вчодс в турбину. Поскольку GT = РзРт/Т^^э, то потеря давления
ДрИЫХ = ДрВЫХ О (Рй/Рзо) С^т/^тс) (Рт/Рто) (I ^Т^1т)/(1 ^Т^1т)о’
(VI.66)
«I коэффициент потери давления
• = ВвИХ о (рз/Pso) (лт/лто) (₽т/рт0)а (1 — — ЯтТ]т). (VI.67)
Гак как в формулы (VI.66) и (VI.67) входит степень понижения
iijiivieiiiiH в турбине лт, которая также зависит от потери давления
и выходном тракте, расчет потери в выходном тракте следует
проводить итерационным методом с учетом того, что давление за
IVpCilJIIHOH группой Ра = Рн (1 + Евых)-
VI.4. Статические характеристики ГТУ
Основные виды статических характеристик. Частичные иа-
। pv ‘ни ГТУ характеризуются определенной совокупностью пара-
Mi 1ров. Закономерность изменения этих параметров образует ту
к in иную статическую характеристику установки.
и
323
Рис. VI. 15. Универсальная характеристи-
ка компрессора
Каждому равновесному
режиму работы установки
отвечают определенные па-
раметры рабочего тела. Сово-
купность параметров равно-
весных режимов удобно на-
носить на характеристику
компрессора, которая по-
зволяет более наглядно
представить ряд особенно-
стей работы ГТУ. Геометри-
ческое место точек равно-
весных режимов, нанесен-
ных на характеристику ком-
прессора, называется ре-
асимной (рабочей) линией. Каждая точка режимной линии
должна удовлетворять всем балансным уравнениям.
В ГТУ с одним компрессором (однокомпрессорной ГТУ)
уравнение расхода, связывающее расходные характеристики тур-
бины и компрессора, и отношение давлений дают возможность
нанести иа характеристику компрессора линии температур газа
перед турбиной Ts. Действительно, любая точка поля характе-
ристики компрессора определяет при установившемся режиме
расход газа через турбину, а через отношение давлений — на-
чальное давление газа. Этих параметров достаточно, чтобы по
одному из уравнений расхода газа через турбину найти началь-
ную температуру газа (рис. VI. 15).
Линии температур газа позволяют нанести на характеристику
компрессора линии расходов топлива бТ0П! которые строят с по-
мощью уравнения теплового баланса камеры сгорания. В поле
представленных на рис. VI. 15 кривых режимная линия должна
удовлетворять только одному условию — балансу мощности. Рас-
положение режимной линии зависит главным образом от схемы
установки и типа внешнего потребителя. Например, одновальная
приводная ГТУ, в которой потребитель полезной мощности
работает при переменной п, имеет режимную линию вида а—Ь,
а генераторная — вида а—с (рис. VI. 15). На характеристике
компрессора можно выделить зону возможного размещения ре-
жимной линии, которая определяется условиями надежной экс-
плуатации установки. Границами этой зоны являются следующие
ограничения:
граница помпажа компрессора /—1.
Выход за эту границу противопоказан из-за неустойчивой работы ком-
прессора. Допустимое минимальное приближение режимной линии ,к границе
помпажа задается допустимым значением коэффициента запаса по помпажу
который определяется по формуле k7 = [(GK. рлк. rp/GK, грпк. р) — 1] 100%, где
индекс ср» относится к параметрам режимной линии, а индекс «гр» — к гра-
нице помпажа. Как показывает опыт эксплуатации ГТУ различного иазначс-
324
i i । (стационарных и приводных), для обеспечения надежной работы компрес-
коэффициент запаса по помпажу должен быть не мениее 10—12%. Для
- и. |Инства работающих ГТУ этот коэффициент обычно равен 18—20%,
линия предельной температуры //—II.
Превышение предельной температуры Тапред недопустимо из-за сильного
|>шия ее на ресурс ГТУ. Уровень предельной температуры устанавливают по
< ии рлтуре газа в режиме максимальной мощности. Обычно принимают, что
1..д=7зо+(2О-4О)К;
линия предельной частоты вращения ротора ///—III.
()1раиичение по ппред определяется требованиями прочности. Зиачеиие
д устанавливается обычно иа 8—10% выше частоты вращения в иомииаль-
• м режиме;
линия минимальной температуры 73mln газа IV—IV.
>>а линия ограничивает область устойчивой работы камеры сгорания по
...к >льиому расходу топлива, обусловленному качеством распыла;
.пиния минимальной частоты вращения ротора V—V.
Обычно оиа также определяется требованием иадежиой работы камеры
। ||шпия и динамической устойчивостью режима работы ГТУ.
В ГТУ с двумя и более компрессорами также имеются возмож-
Н11 области режимов работы, ограниченные перечисленными
1П11НЯМИ.
11 шенение основных параметров в зависимости от полезной
пнцпости установки определяется режимной характеристикой.
1 Im я да эти характеристики строят в зависимости от частоты вра-
пня ротора компрессора (для однокомпрессорных ГТУ). Такие
1> псгеристики дают возможность судить об изменении пара-
!< |ров ГТУ в зависимости от нагрузки.
выходные характеристики рассматриваются применительно
приводным ГТУ. Эти характеристики представляют собой изме-
ните вращающего момента и мощности на выходном валу уста-
и нки в зависимости отего частоты вращения. Нанесение на ука-
чн пую характеристику показателя внешнего сопротивления дает
। цожиость судить о важных эксплуатационных показателях,
нредсляющих соответствие характеристик установки перемен-
и“,1 внешним условиям.
Для построения статических характеристик ГТУ должны
1 in ь определены параметры статических режимов в широком
in пионе нагрузок. Методика определения этих режимов за-
ши' пт от тепловой схемы установки и типа внешнего потребителя,
iH'TKiMy ниже рассмотрен порядок расчета статических характе-
|пп hi к для различных схем ГТУ.
('|дтические характеристики одиовальной ГТУ. Для расчета
• нпческих характеристик следует определить номинальный ре-
। 1м работы и найти все его параметры а также рассчитать харак-
м pin тки элементов установки, т. е. компрессора, турбин (за-
|‘п« и масть GT, и NT от параметров газа ръ, Тв и частоты вра-
325
Рис. VI. 16. Характеристика компрессо-
ра одновальиой ГТУ при = const
и pi — const
Рис. VI. 17. Режимная характери-
стика одновальной генераторной
ГТУ
щсния) и камеры сгорания. На характеристике компрессора но-
минальная нагрузка определяется точкой а (рис. VI. 16). Вид
режимной линии от точки а будет зависеть от внешнего потре-
бителя.
В генераторной ГТУ обычно предполагается постоянство ча-
стоты вращения (п = const) выходного вала, поэтому режимная
линия удовлетворяет условию п*. — const. Уменьшение нагрузки
сопровождается понижением и Ts, а точки равновесных ре-
жимов будут располагаться ниже точки а. Для определения пока-
зателей ГТУ при частичной нагрузке на линии пк = const надо
взять произвольную точку (например, 1 на рис. VI. 16). В этой
точке с характеристики компрессора снимают значения GK,
и ч]к, после чего рассчитывают показатели компрессора (Т8, Ни,
7ИК, NK). По значению лГ( с помощью уравнений для определения
отношения давлений находят зхт и начальное давление рабочего
тела р3, которое составит
РЗ = Рн^к (1 £вх) (1 — £к-т).
Затем по одному из уравнений, определяющих пропускную
способность турбниы, для точки 1 рассчитывают температуру ра-
бочего тела Т8 и мощность турбины. По уравнению баланса мощ-
ности iVT — NK = Nno,r находят полезную мощность ГТУ, а по
уравнению баланса камеры сгорания — расход топлива. Анало-
гичный расчет выполняют для точек 2 и 3, и так далее до точки с,
определяющей режим холостого хода.
Найденные показатели позволяют построить статическую ха-
рактеристику ГТУ. Режимная характеристика включает широкий
диапазон изменения нагрузки (рис. VI. 17). При уменьшении
нагрузки все параметры установки понижаются, кроме расхода
воздуха, который даже несколько возрастает. Это так называемое
качественное регулирование, при котором уменьшение мощности
обеспечивается за счет понижения только параметров рабочего
тела. Такой метод регулирования приводит к пониженной эффек-
326
m внести установки при частичных нагрузках, поэтому для одно-
льной генераторной ГТУ характерно резкое уменьшение ее
к ПЛ с понижением нагрузки. Этим определяется выбор условий
*1 гнлуатации генераторной ГТУ. Обычно такая ГТУ работает
I. ре; имах, близких к номинальному; длительная ее работа на
»..пименных нагрузках связана с существенным перерасходом
юплпва.
Особенность приводной установки — зависимость нагрузки от
•| < го1ы вращения выходного вала п = f (N), которая опреде-
i н тся видом потребителя нагрузки. Так, для судовой ГТУ
• винтом фиксированного шага и « №/3 , а для дорожной ма-
шины "и « №/2 . Здесь принято, что номинальный режим работы
ni й установки также соответствует точке а на рис. VI-16. Для
определения режима частичной нагрузки в этом случае надо задать
произвольное значение частоты вращения ротора (например,
/I* иа рис. VI. 16). По этой частоте вращения для данного внешнего
потребителя находят его мощность. Затем на линии п* выбирают
произвольные точки Г, 2’ и 5', охватывающие значительную зону
характеристики компрессора. Для каждой из этих точек выпол-
няют расчет, аналогичный расчету для точки 1 генераторной
I I У, и в каждой точке находят мощность компрессора и турбины-
Равновесному режиму на линии п = const отвечает только та
очка, в которой выполняется условие — NK — #Пот- Для
нахождения этой точки надо построить вспомогательный график
мда N.c — NK = f (як) и NnoT = f (лк) = const, который и
определит равновесный режим работы на линии а—b в точке /.
Аналогичные расчеты выполняют и для других частот вращения
pi юра. Полученные параметры ряда равновесных режимов поз-
воляют построить режимную линию и другие статические харак-
геристики установки.
Режимная линия а—b на рис. VI. 16 с уменьшением нагрузки
и» только быстро приближается к границе помпажа, поэтому
327
Рис. VI. 19. Принципиальная схема
однокомпрессор иой ГТУ со сво-
бодной силовой турбиной
Блок] 1 — «турбокомпрессорный; 2 —
СИЛОВОЙ
в режиме минимальной нагрузки
(точка Ь) часто имеет место
значительная полезная мощность.
Этот режим обычно устанавли-
вается в соответствии с приня-
тым значением коэффициента /L.
Для одновальной приводной ГТУ
характерен малый диапазон из-
менения мощности установки,
а с ее уменьшением параметры
рабочего тела понижаются (рис.
VI. 18). Регулирование мощности
здесь уже в значительной мере ко-
личественное, поскольку с умень-
шением мощности расход рабочего тела через установку падает
(рис. VI. 18, а). В связи с этим для одновальной приводной ГТУ
характеристика цБ = f (N) оказывается более благоприятной.
Заметно улучшает эту характеристику применение регенератора,
так как с понижением нагрузки температурный напор в регене-
раторе (Т5 — Tz) повышается.
Внешняя характеристика, построенная для вращающего мо-
мента (рис. VI. 18, б), иллюстрирует низкое значение коэффициента
приспособляемости К = Мшах/М0. Результаты расчетов показы-
вают, что значение этого коэффициента составляет лишь 1,1—1,2,
что является существенным недостатком одновальнон привод-
ной ГТУ.
Статические характеристики одиокомпрессорной ГТУ со сво-
бодной силовой турбиной. Рассматриваемая ГТУ состоит из двух
относительно самостоятельных элементов: турбокомпрессорного
и силового блоков. Турбокомпрессорный блок обеспечивает вы-
работку рабочего тела требуемых параметров, которые в силовом
блоке трансформируются во внешнюю (полезную) работу
(рнс. VI.19).
Режимная линия характеризуется переменной частотой вра-
щения турбокомпрессорного блока. Поскольку частота вращения
ротора турбины слабо влияет на ее пропускную способность, при
расчете статических характеристик ГТУ со свободной турбиной
обычно пренебрегают влиянием режима ее работы на турбоком-
прессорный блок. Режимная линия в этом случае идентична для
генераторной и приводной ГТУ.
Начальная температура газа на равновесном режиме, при
котором мощности компрессорной турбины и компрессора равны:
тв = (Ср«/Срт) (ffjfi.„) (G„/G.,) Т,/(т1т. (VI.68)
Расход газа на этом режиме:
= ^т. о (Рз/Рзо) |z Р (Г^Т.i) (Срт/СрК (Нт, кДА<) ^т. к^к^мех "р »
где р, = GT/GK. (VI.69)
328
Рис. VI.20. Характеристика компрессора однокомпрес-
сориой ГТУ со свободной силовой турбиной
Приняв степень повышения давления лк по характеристике
компрессора и выполнив для этого лк расчет по уравнениям
(V1.68) и (VI.69), находят параметры нового режима. Точку
р пшовесного режима наносят на характеристику компрессора.
Расчет режимной линии можно производить в следующей
in м'ледовательности.
1. Выбирают произвольно степень повышения давления в ком-
прессоре пк (точка /), обычно она меньше зтко в точке а на
рис. VI.20. Этому параметру соответствует определенное распре-
деление степени понижения давления на компрессорную и сило-
вую турбины, которое находят по одному из приведенных методов
(ем параграф VI.1).
2. С помощью уравнений (VI.68) и (VI.69) для принятой
находят значения Ts и GT, отвечающие равновесному режиму
работы турбокомпрессорного блока, и наносят их на характе-
ристику компрессора (точка 1 иа рнс. VI.20). Значения и
। первом приближении можно принять по номинальному режиму,
и uiTCM уточнить их значения и расчет по уравнениям (VI.68)
и (VI.69) повторить. Обычно одного приближения оказывается
достаточно.
3. По уравнению Т3я = Ts (1 — Ят. ит]т. н) находят темпе-
ратуру газа перед силовой турбиной. Затем, принимая различные
329
ГТУ со свободной силовой турбиной (GTOIItl>GIon>G”OII>G'"n)
значения частоты вращения ротора силовой турбины, определяют
выходную характеристику установки.
4. Принимают новые значения Лк, «к » и для них весь
цикл расчета повторяют. На характеристику компрессора на-
носят точки 1, 2, 3, ... новых равновесных режимов работы турбо-
компрессора, которые образуют режимную линию а—Ь. Для
каждой из этих точек выполняют расчет свободной турбины.
Данные равновесных режимов позволяют построить режимную
характеристику ГТУ. С уменьшением располагаемой мощности,
определяемой параметрами рабочего тела и его расходом на сило-
вую турбину, степень повышения давления и расход воздуха
через компрессор понижаются (рис. VI.21). Коэффициент полез-
ного действия турбины компрессора т]т.к в широком диапазоне
изменения располагаемой мощности меняется мало и только в ре-
жимах, близких к минимальной нагрузке, заметно понижается.
Такой характер изменения объясняется тем, что с падением
мощности частота вращения ротора турбокомпрессорного блока
уменьшается, а вместе с ней понижается и располагаемый тепло-
перепад в компрессорной турбине. Снижение этих параметров
обычно таково, что показатель Хт. н = V2 на/2Ят. к в боль-
шом диапазоне нагрузок остается почти постоянным.
Коэффициент полезного действия компрессора меняется зна-
чительно больше. При режимах, близких к номинальной на-
грузке, может даже возрастать, однако в режимах малой
мощности в области пониженной частоты вращения ротора ком-
прессора наблюдается резкое падение КПД компрессора.
С изменением КПД турбины и особенно КПД компрессора
связано изменение начальной температуры газа Т3. В режимах,
близких к номинальному, когда ц.г. к и имеют высокие значе-
ния, баланс мощности в турбокомпрессорном блоке сопрово-
ждается уменьшением температуры Т3. В зоне существенного
падения сначала наблюдается уменьшение темпа понижения Т8,
330
.1 «ятем могут возникнуть условия, при которых баланс мощности
। рбо компрессорного блока может быть достигнут только за счет
повышения Ts (рис. VI.21, а). Таким образом, в ГТУ со свободной
Турбиной опасность перегрева установки возникает в режимах
не только перегрузки, но и малой мощности при низкой частоте
нршцения ротора турбокомпрессорного блока.
Коэффициент полезного действия установки с уменьшением
мощности падает. Однако по сравнению с одновальной установкой
опюсительное понижение КПД здесь значительно меньше.
Важным моментом для рассматривемой установки является
иыбор режима минимальной нагрузки. Такой режим выбирают на
«• повании следующих условий:
благоприятное тепловое состояние проточной части турбины,
ш>с кильку начальная температура газа в режимах малой нагрузки
может возрастать;
качество распыла топлива, так как с уменьшением нагрузки
рпеход топлива падает, а вместе с ним уменьшается и перепад
। 1йления топлива на форсунку, который определяет качество
1<.’пыла;
обеспечение минимального запаса по помпажу компрессора,
поскольку с падением нагрузки коэффициент устойчивости ком-
11 рессор а уменьшается.
Выходные характеристики ГТУ представляют собой обычные
«ля турбин зависимости мощности и момента от частоты вращения
ротора при постоянном расходе рабочего тела (рис. VI.21, б).
Каждая точка зависимостей N = f (п) и М = f (и) отвечает
п»му или иному режиму работы турбокомпрессорного блока,
и характер этих зависимостей определяется изменением КПД си-
ловой турбины. Для генераторной ГТУ частота вращения силовой
• урбины остается при всех нагрузках постоянной, поэтому КПД
< иловой турбины по мере уменьшения нагрузки падает.
Важной особенностью рассматриваемой ГТУ является неук-
лонный рост вращающего момента силовой турбины по мере
уменьшения частоты вращения выходного вала. Эта внутренняя
приспособляемость ГТУ к внешним условиям повышает надеж-
но'гь их эксплуатации. Количественно зависимость МТ от ча-
। ю гы вращения выходного вала пв определяется коэффициентом
приспособляемости К, значение которого зависит от газодина-
мических свойств силовой турбины (коэффициента циркуляции
' ступеней) и может достигать 2,5—3.
Статические характеристики двухкомпрессорных ГТУ. Для
ГТУ с двумя компрессорами возможно различное сочетание ее
«цементов. Наибольший интерес представляют такие схемы,
п которых каждый компрессор приводится во вращение своей
турбиной (см. рис. 1.29). Основные модификации тепловой схемы
состоят в том, что промежуточный холодильник и камера сгора-
ния низкого давления могут отсутствовать, а внешняя нагрузка
' пи мается с компрессорного вала низкого давления.
331
Рис. IV. 22. Характеристики компрессоров низкого (а) н высокого (б) давления
При расчете статических характеристик установки известны
параметры номинального режима, а также работа всех элементов
ГТУ при пониженных нагрузках. Одним из изложенных методов
требуется рассчитать распределение степени понижения давления
по турбинной группе.
При построении режимной линии на универсальной характе-
ристике компрессоров высокого и низкого давления следует
обеспечить условия равновесия для рассматриваемой установки.
К этим условиям относятся равенство расходов (уравнение сплош-
ности), равенство мощностей на валах высокого и низкого давле-
ния (уравнение мощности) и баланс отношения давлений. Эти
условия необходимо использовать для произвольного режима
работы.
Рекомендуемый порядок расчета характеристик ГТУ при
балансном методе следующий.
1. На характеристике КНД принимается новое значение
расхода воздуха и для него задаются тремя значениями степени
повышения давления (точки 1, 2 и 3 на рис. VI.22, а). Каждой из
этих точек отвечает приведенный расход воздуха через КВД
Gnpi, Одр 2 и GnP3- Затем для каждого G£p принимают три тоже
произвольных значения зтк. в, например: для G®p i — точки Г,
2', 3' на рис. VI.22, б. Общая степень повышения давления для при-
нятых ТОЧеК. 3^к.общ1 = Лк. н Г^к. в Г общ2 = ^н.н2^в.в2<
общ s == зТк.нзЛк.вз- Аналогичными будут значения з1кобщ
для точек 2 и 3 на характеристике КНД. Общая степень пониже-
ния давления в турбинной группе зтт.общ == Як.обпЛ-
2. Для каждого значения зтк. о0щ при принятых расходах ра-
бочего тела по уравнению расхода через турбину высокого давле-
ния (при наличии камеры сгорания между ТВД и ТСД) или
через всю турбиииую группу находят начальную температуру
газа Тэ перед ТВД.
332
Рис. VI .23. Вспомогательные графики
3. Обеспечивают баланс мощности на валу высокого давления,
/(ли этого необходимо установить для каждого гст. 0(5щ распределе-
ние степени понижения давления по турбинам, для чего удобно
пользоваться приближенными методами расчета турбин. Затем
i in каждого приведенного расхода КВД (GnPi, GnP2 и Gnp3) строят
к иомогательиые графики баланса мощности на валу (рис. VI.23, а)
и по иим для каждого Сдр устанавливают лк. в, соответствующую
гилансу мощности. Этому условию отвечают «к. в.р, зтв. в.р
И 3Чс. в. р-
4. Балансируется мощность на валу низкого давления. Этот
Палане надо находить при условии равенства мощностей на валу
высокого давления, т. е. только для значений л'к. в. р, зтк. в. р
и в. Р- Баланс мощности здесь также определяют с помощью
ш-помогательного графика (рис. VI.23, б). Таким образом, только
н»'гка 1 по характеристике КНД, отвечающая условию баланса
мощностей на валу компрессора как низкого, так и высокого дав-
»н*пня. является точкой равновесного режима иа характеристике
КПД. Для нанесения соответствующей точки на характеристику
К ВД надо найти по лНе н_ р приведенный расход через КВД G„p. р.
Ршшовсспый режим иа характеристике КВД будет определяться
пересечением GnP. р с линией, соединяющей лк. В1 р, пк.в. р
и пк. п. р (точка /е на рис. VI.22, б).
В целях построения режимных линий на характеристиках
।1 мпрсссоров расчет следует повторить для других расходов через
1'11/1.. Данные равновесных режимов позволяют рассчитать и
ши-i роить режимную и выходную характеристики.
11ри отсутствии свободной силовой турбины расчет частичных
ши рузок заметно упрощается, так как в этом случае режим ра-
Гниы вала низкого давления определен внешним потребителем
ши рузки.
Чля сложных схем ГТУ может оказаться более предпочтитель-
ным расчет частичных разгрузок методом малых отклонений,
пинанный на решении системы линеаризованных уравнений.
' н< 1сму исходных уравнений, отражающих свойства установки
333
в равновесных режимах, составляют путем рассмотрения отдель-
ных аккумуляторов энергии и материи. Число и вид этих аккуму-
ляторов, т. е. порядок системы исходных уравнений, зависят
от тепловой схемы рассматриваемой ГТУ. В состав возможных
аккумуляторов входят следующие аккумуляторы: механической
энергии (ротора), материальной среды (газовые и воздушные
объемы) и теплоты (камеры сгорания и регенераторы).
Для получения системы уравнений, позволяющей провести
расчет частичных нагрузок, в качестве примера принята схема
установки, изображенная на рис. 1.29, с подключением потреби-
теля к валу низкого давления (без свободной турбины). Для
этой установки нужно записать следующую систему уравнений.
Ротор турбокомпрессора высокого давления:
АЛ1Т.В в = 0; в = f {Рз, Т3, Рза, <йн); в = f (cfl|
Р2, Р1в); «иФз + Ш + 01Жв + = о. (VI.70)
Ротор турбокомпрессора низкого давления:
н в АЛ4П0Т = 0; н = f (Рзн, Гдн» (Оц)»
Н = f (P‘21I* Wn)j = f ^)>
с21Фзн Ч” CEgjTsH -f- С2з<Рн 4“ = ^25^- (VI.71)
Объем между компрессорами низкого и высокого давления:
AGKi и AGk. в = 0; GK. н = f ((Он, Gk# в = f ((оа, р2, Р1в)»
дз1Фзн 4“ й;я4'2 + °ззФ1в Ч- *WpH -f~ ЙзбФв = 0. (VI.72)
Объем между компрессором и турбиной высокого давления:
AGK. в — AG™. в = 0; GT, в = f (Рзг Тз, Рав);
4“ Д42<Рв + ЛазФ1В Ч~ ^44^43 Ч- ^Б^З ~ 0. (VI.73)
Объем между турбинами высокого и низкого давления:
AGT. в — AG-r. н — 0; GT. н = f (р8н, Т^ц);
йБ1Фз Ч- аЬ2Т3 + ^БзФзн Ч- аБ4тЗН = 0. (VI. 74)
Камера сгорания высокого давления:
AGiB AQsb = 0; QiB = f (GTOn, <ов, р%, ры); Qzn=f (Рз» Т'з» Р4в);
Сб1фв Ч- ^бг'Рз Ч- абз%в Ч- °64Тз Ч- Ябзфав = ^ббРтоп- (VI.75)
Камера сгорания низкого давления:
AQih AQsh = 0; Qih = f (GTOn» рз> 7*3, paB); Qzh — f (рзи, 7зм);
О71фз + а72Тз + Яузфзн -f- а74Тзн = С75<7топ‘ (VI.76)
Здесь постоянные коэффициенты а1х, а21» представляют собой
частные производные по параметрам состояния соответствующих
334
»' кумуляторов, а вместо размерных параметров введены безраз-
рные величины ф = Hs.ptр'; т = HsTlT'\ <р = Дм/со'; «?топ —
Д^топ/бтоп; — &L/L', где р’, Т, ... — параметры, соответ-
I зующие известному режиму.
В системе уравнений (VI.70)—(VI.76) неизвестными величи-
нами являются все параметры состояний, а также расходы топ-
' * а и полезная нагрузка. Поскольку для рассматриваемого слу-
• я число неизвестных на три единицы больше числа уравнений,
। для решения системы уравнений надо задаться значениями
н-ех параметров, один иа которых определяет изменение режима
:боты установки, а два других — дополнительные эксплуата-
чноиные условия. Если рассматривается генераторная установка,
। такими параметрами могут быть X, <рн = 0 и (или связь
” -еду и дтоп)- Для приводной ГТУ надо принимать: X = О,
' п и <7®оп (или связь между ними). В качестве меры изменения
। .ама вместо X или qron могут задаваться отклонения пара-
ч* 1ров состояния ф, ф, ..., а эксплуатационные условия можно
ар-делить их связью, например: rs = f (т8Е), <рн — f (X) и др.
Решение системы уравнений (VI.70)—(VI.76) позволяет опре-
лить параметры нового режима, которые находятся по уравне-
ц>1 (М вида (Оа = со; (1 + Фв), ?з = 7з (1 + тз), ...» где со;, Т'3
" ®з, Т'з, ... — параметры состояния известного и искомого ре-
|*и .юв соответственно.
Поскольку при выводе уравнений использован метод линеари-
шцци, точность решения поставленной задачи будет зависеть от
принятого диапазона изменения режима работы установки. Для
ij жышеиня точности должны быть заданы относительно неболь-
шие изменения режимов работы.
В связи с некоторой погрешностью, обусловленной линеари-
ЧН1НСЙ, на новом режиме для рассмотренных аккумуляторов
•• ’ от место уравнения ДМТ. в — ДМК. в = ДОк. в — ДСТ. в =
б2, •••> гДе 62 — погрешности расчета. Используя для
। гждого аккумулятора метод линеаризации, как и при выводе
равнений (VI.70)—(VI.76), следует получить систему уравнений
Яцфз -f- G12T3 4- <21зФзн 4- QutylB 4- ^1Бфв — ^1» (VI.77)
11 «и, ai2> ••• — те же коэффициенты, что и в уравнении (VI.70),
<о вычисленные по производным для нового режима; фз,
- переменные, представляющие собой поправки к пара-
>‘•11 1м состояния нового режима, найденного из решения си-
* (VI.70)—(VI.76).
I 'гда уточнение параметров состояния нового режима опреде-
л м* гея ур авнениями
Рз = рД1+Фз). ..... (VI.78)
д'!, 7^, ... — уточненные параметры нового режима.
ЗЗБ
Рекомендуемый порядок
расчета переменных режи-
мов с помощью линеаризо-
ванных уравнений следу-
ющий.
1. Составляют систему
линейных уравнений всех
аккумуляторов энергии и
массы рассматриваемой ус-
тановки. Коэффициенты ура-
внений аи, а^, ...—опреде-
ляют по параметрам изве-
стного режима.
2. Задают диапазон из-
менения режима значением
параметра X или qTOnt либо
..., а также дополнительные
О 6,
Рис. VI.24. Режимные линии иа характе-
ристике компрессора при регулируемом
направляющем аппарате свободной тур-
бины
ab при фиксированном угле уатановки на-
правляющего аппарата (б — const); ас — ре-
вснм п = const; ad — режим Tt = const
любого параметра состояния ф, т,
эксплуатационные условия.
3. Решив систему уравнений (VI.70)—(VI.76), находят все
безразмерные параметры состояния ф, т, определяющие но-
вый режим работы. Затем по уравнению вида (VI.78) определяют
размерные величины. Если принимаются малые интервалы изме-
нения режима работы и уточнения не требуется, то на этом расчет
нового режима заканчивается и для другого режима его надо
повторить, приняв полученный режим за исходный. При необ-
ходимости уточнения результатов расчет следует продолжить.
4. Составляют систему уравнений вида (VI.70)—(VI.76), но
с правой частью, определяемой значением небаланса 6. В этом
случае нагрузка установки неизменна, поэтому X = 0.
5. Вычисляют коэффициенты уравнений ац, а&, ... по пара-
метрам приближенного расчета согласно п. 3.
6. Решив систему уравнений с правой частью, полученной
в соответствии с п. 4, находят неизвестные т', ф', ..., по которым
определяют параметры уточненного режима. Эти параметры
рассчитывают по уравнениям вида (VI.78). Одного уточнения
обычно оказывается достаточно.
Улучшение статических характеристик ГТУ за счет дополни-
тельных регулирующих органов. При эксплуатации ГТУ ряд
специальных требований связан с обеспечением частичных на-
грузок, приспособляемости к переменным атмосферным условиям
и маневренности. Все требования ие всегда удается удовлетворить
обычными средствами управления установки в виде топливных
органов. В этих условиях целесообразно применять дополнитель-
ные регулирующие органы, способствующие улучшению эксплуа-
тационных показателей ГТУ.
Поворотный направляющий аппарат турбины позволяет воз-
действовать на показ а гели турбины и тем самым на характер
частичных нагрузок. Наиболее целесообразно использовать та-
336
Рис. VI.25. Режимные характеристики одиокомпрессор- q
ной ГТУ при регулируемом направляющем аппарате л*
свободной турбины
Л — угол установки направляющего аппарата; q -*» удельный Я•
расход яеплоты ГТУ; ---------- — S == const; —< —< —• — Ё
п — const; —* - •— — Т, = const
кой регулирующий орган у свободной тур-
бины о диском прессорной ГТУ. Ниже при-
ведены характеристики ГТУ для двух слу-
чаев организации частичных нагрузок
с обеспечением постоянства частоты враще-
ния ротора турбокомпрессорного блока
(п = const) или начальной температуры
1аза (Тэ = const).
Режимная линия (рис. VI.24) и ре-
жимная характеристика (рис. VI.25) меня-
ются в широких пределах в зависимости от
<акона регулирования. Обеспечение посто-
янства температуры газа Т& приводит к за-
метному улучшению экономичности уста-
новки прн частичных нагрузках. Однако
время набора нагрузки (приемистость уста-
новки) оказывается больше, так как частота
вращения ротора турбокомпрессора при
юй же нагрузке будет меньше. В то же время
организация частичных нагрузок по за-
кону постоянства частоты вращения ротора, обеспечивая хорошие
динамические качества (максимальную приемистость), существенно
ухудшает экономичность ГТУ при частичных нагрузках.
Таким образом, с помощью поворотного направляющего аппа-
рата «свободной» турбины целесообразно обеспечивать возмож-
ность управления установкой в зависимости от условий эксплуа-
1йцни по закону Тй = const для получения максимальной эконо-
мичности либо закону пт%к = const для достижения хороших
динамических свойств. В первом случае угол установки 6 убы-
вает (уменьшение площади проходного сечения направляющего
аппарата), в другом — возрастает.
Наряду с поворотным направляющим аппаратом турбин ши-
рокие возможности влияния на статические характеристики уста-
новки открываются путем воздействия на температуру воздуха,
всасываемого компрессором. Проще всего это воздействие обеспе-
чивается подогревом воздуха, который можно осуществлять за
«•чет контура рециркуляции отходящих газов [14]. При современ-
ных условиях эксплуатации большинства ГТУ допустимо непо-
средственное смешение продуктов сгорания с воздухом, направ-
ляемым в компрессор (рнс. VI. 26).
Подогрев воздуха, засасываемого компрессором, отходящими из турбины газами,
ш ।«»дьзуют также в целях бор ьбы с обледенением (подробнее см. в параграфе X .3).
337
Рис. VI.26. Схема ГТУ с воздей-
ствием на температуру засасыва-
емого воздуха
на начальную температуру
Топливный орган 2 обеспечи-
вает поддержание постоянства од-
ного из параметров установки при
любой нагрузке, например частоты
вращения ротора ГТУ. Выполнение
дополнительных требований возлага-
ется на другой орган — регулирую-
щий клапан 4, дозирующий перепуси
горячего газа в камеру смешения 1
и тем самым воздействующий на
температуру засасываемого воздуха.
В частности, в рассматриваемой
установке путем регулирования
температуры воздуха на входе
в компрессор можно воздействовать
газа вплоть до обеспечения посто-
янства ее значения или измеиеиия по заданной программе.
Такой метод управления установкой может улучшить как эконо-
мичность на частичных нагрузках, так и динамические свойства
ГТУ. В случае необходимости в рециркулирующем трубопроводе 5
можно установить фильтр, обеспечивающий требуемую частоту
подмешиваемого в смесителе газа.
Метод управления за счет воздействия на температуру заса-
сываемого воздуха относительно просто реализуется и не оказы-
вает отрицательного влияния на показатели установки в расчетном
режиме. Кроме того, существенно улучшается приспособляемость
установки к меняющимся атмосферным условиям.
При воздействии на температуру засасываемого воздуха не
возникает опасности чрезмерного его баластирования. Результаты
расчетов показывают, что в ГТУ простой тепловой схемы при
уменьшении нагрузки иа 20 % для обеспечения постоянства на-
чальной температуры газа к засасываемому воздуху необходимо
добавить около 4,5 % отработанных газов. Такая добавка по-
вышает температуру засасываемого газа приблизительно на 20 С°.
В сложных схемах ГТУ достоинства рассматриваемого ме-
тода управления возрастают.
Влияние параметров наружного воздуха на характеристики
ГТУ. Одна из особенностей ГТУ — высокая чувствительность ее
характеристик к изменению параметров наружного воздуха.
В связи с этим анализ влияния давления и температуры воздуха
перед компрессором на работу ГТУ приобретает большое значе-
ние Ниже рассмотрен приближенный метод расчета основных
показателей ГТУ при изменении параметров наружного воздуха.
Основные уравнения составлены в предположении, что внеш-
ние условия изменяются в пределах, при которых не нарушаются
условия подобия режимов работы отдельных элементов установки.
Тогда для различных параметров наружного воздуха можно
записать: зхк1 «= const; лв2 = const; общ = const; лт1 = const;
:гсТ2 const, общ — const; Tin/ —
= const; -qTi = const.
При составлении уравнений пара-
метры рабочего тела, соответствую-
щие стандартным параметрам наруж-
ного воздуха, обозначены индексом
«О» (например, температура наруж-
ного воздуха при стандартных усло-
виях Т„о).
Характеристику компрессора стро-
ят в координатах параметров подо-
бия, под которыми в данном случае
понимают: приведенный расход =
= GK У TJ рн, приведенную частоту
вращения ипр = п/]^Т^ и степень по-
вышения давления згк. Такая харак-
теристика является универсальной.
Массовый расход воздуха при любых
условиях GK = CKOpJpm a
частота вращения п = По У TJTM-
Режимная линия, нанесенная на ха-
Рис. VI.27. Изменение мощ-
ности NB и начальной тем-
пературы газа Т3 однокомп-
рессорной ГТУ со свободной
силовой турбиной в зависи-
мости от температуры наруж-
ного воздуха:
Изменение] « Г#;
при_7е = 1,£ = const; — X —
Тя при ЛГВ = (,0 = const
рактеристику компрессора, очевидно, не зависит от параме-
тров наружного воздуха, так как ее координатами являются
параметры подобия.
Расход рабочего тела через турбину определяется выражением
GT = а/нРзРт V ?s, где а — постоянная величина. Поскольку рас-
ход газа через -турбину и воздуха через компрессор однозначно
связаны, то справедливо уравнение
Т9/Т„ “ Тэд/Тщ) ~ Const,
(VI.79)
из которого следует, что температура газа перед турбиной в каж-
дой точке режимной линии зависит только от температуры на-
ружного воздуха, причем чем выше температура наружного воз-
духа Т11Ь тем выше Т&.
Расход топлива при всех значениях рв и Тн определяется урав-
нением теплового баланса камеры сгорания, после преобразования
юнорого можно записать [14]
^топ/СДнТ’н) — GTOn о/(аЛо) = const. (VL80)
Уравнение (VI.80) является приближенным, так как при его
выводе приняты равными теплоемкости воздуха и газа.
Полезная, мощность ГТУ в зависимости от параметров наруж-
ного воздуха составит [14]
^/(рнТд) = Пы!(ряоТя0) = const (VI .81)
Таким образом, мощность установки при заданной степени
повышения давления в компрессоре растет с повышением пара-
лич ров наружного воздуха.
339
Рис. VI.28. Влияние параметров
наружного воздуха на режимную
характеристику приводной ГТУ
Влияние параметров наружно-
го воздуха на основные харак-
теристики ГТУ со свободной
силовой турбиной показано на
рис. VI.27 и VI.28 В каждой
точке режимной линии повышение
Тв приводит к росту Те и мощ-
ности установки NB (рис. VI.27).
Поскольку в номинальном режиме
при Т30 = 1 (точка а на харак-
теристике компрессора — см.
рис. VI.20) увеличение температу-
ры Т3 обычно недопустимо, то при
> Т’но следует установить ог-
раничение Тя = 1,0 = const.
В этом случае повышение тем-
пературы Тв приводит к пони-
жению мощности установки.
в
Снижение температуры
каждой точке режимной линии
сопровождается уменьшением мощности 7VB и особенно темпера-
туры^. В точке номинального режима (точка а иа рис. VI.20)
при Тв = 0,9 мощность установки падает иа 4—5 %, а темпера-
тура газа — иа 10 %. Если прн Тв < 1,0 обеспечить NB = const,
то температуру газа следует понижать значительно меньше, а ее
значение при Тв = 0,9 должно составить Т3 = 0,95. Постоянство
температуры газа приведет в этом случае к значительному по-
вышению мощности установки (см. рис. VI.27).
Изменение параметров наружного воздуха заметно влияет на
режимную характеристику (рис. VI.28). Обеспечение заданной
мощности при понижении давления рв приводит к росту Т3
(рис. VI.28). КПД установки также существенно зависит от пара-
метров наружного воздуха (см. рис. VI.28). При номинальной мощ-
ности с понижением Тв до 0,8 КПД установки увеличивается
почти в 1,3 раза. Существенно меньшее влияние на г]в оказывает
давление наружного воздуха.
Г лава VII
РЕГУЛИРОВАНИЕ ГТУ
VII.1. Основные уравнения динамики
Результаты анализа статических характеристик позволяют
выбрать рациональную программу управления ГТУ и составить
принципиальную схему их регулирования. Для определения ка-
чественных показателей системы регулирования требуется иссле-
довать динамические характеристики, которые включают устой-
чивость равновесных режимов работы во всем диапазоне измене-
пи я нагрузки и переходные процессы установки. Для этих иссле-
дований необходимы уравнения динамики основных элементов
1 ГУ.
В многочисленной специальной литературе [23, 49 и др. 1
показано, что ряд задач динамики решается на базе линеаризо-
ванных дифференциальных уравнений движения. Порядок си-
стемы дифференциальных уравнений определяется числом аккуму-
ляторов энергии. Связь между отдельными аккумуляторами энер-
1ни обусловливается рабочим процессом ГТУ. В составе ГТУ
имеются следующие виды аккумуляторов:
механической энергии, которые представляют собой роторы
гурбомашин и других элементов, а их аккумулирующая способ-
ность характеризуется моментом инерции ротора /, кг-м2;
тепловой энергии, которые характеризуют накопление энер-
иш массой рабочего тела или элементов конструкции; мерой их
аккумулирующей способности является тепловая емкость С,
к В т/кг;
материальной среды (рабочего тела), которые образованы
। .1 ювоздушиыми трактами и теплообменниками; их аккумули-
рующая способность характеризуется геометрическим объемом
Г, м3.
Ниже приведены уравнения динамики основных элементов
I ГУ.
Уравнение динамики роторов ГТУ. В зависимости от тепловой
схемы возможно различное сочетание турбомашин, образующих
роторные группы. Для простейшей схемы уравнение динамики
Ihttnopa одновальной ГТУ, включающего компрессор, турбину
и потребитель энергии, будет иметь вид
Jd^ldt = АМТ — АЛ4Н - АЛ4П. (VII. 1)
341
Поскольку при исследовании динамических характеристик
рассматриваются малые отклонения режимов работы ГТУ, изме-
нениями КПД турбомашин и физических свойств рабочих тел
можно пренебречь и при выводе уравиеиий динамики считать их
постоянными. Тогда моменты турбины Мт, компрессора Мк и
внешнего потребителя энергии Мп в общем случае могут быть
представлены следующими зависимостями:
= Д. (Рз, Тз, Pt, га); (рп Л. Ра> га); Л4„ = (га, £),
(VII.2)
где L — виешния нагрузка.
Используя метод линеаризации при определении ДМ и пере-
ходя к относительным параметрам, дифференциальное уравнение
динамики ротора записывают в следующем виде:
..____Ф _____ ji_________
dt Tt ' 7\ "r Ts -I" тъ Te T, T8 ’
где ср = Д<в/<о; ф = kplp’, ф = &TIT — относительные измене-
ния параметров установки; % = &LIL — относительное изменение
внешней нагрузки.
Постоянные коэффициенты Г, измеряемые в единицах времени,
определяют по следующим формулам:
Те = Л>р I psp); Г4 = Л>р/ ( р4р);
= .fop / Psp); г« = Jrap/ Pip);
Для использования в уравнениях динамики безразмерных
величин требуется принять их базовые значения. В качестве
последних обычно служат параметры равновесного режима, для
которого определяется динамическая характеристика. В формулах
для расчета постоянных коэффициентов параметры базовых рав-
новесных режимов обозначают индексом «р».
Частные производные в формулах постоянных коэффициенте в
дМт/дсо = —Л4т/ю; дМ^1дТъ = 0,5Мт/Т8;
дМ?!дрз ~ M-dps — 1) / Ят];
dMvIdpi = — (Л4т/р.<) [1/(л? — 1) + ттЯт ”’/ Я»];
дМк1др2 = (Л4к/р2) (тклкн/ Як) + (Мк/6к) (дбк/др2);
342
dM^Jdpi = — (Л4к7р1) (ткЛк"/ //к) + (AfK/GK) (SGK/Spi);
дМк1да> = — (Л4„/ш) + (M„/G„) (dG,,!mi);
дмк!д1\ = (M„/7J + (M„/G„) (dGjdT,). (VII.4)
Здесь при определении частных производных по расходу газа
г->з турбину можно использовать одну из приведенных в пара-
р. фе VI-1 формул. Достаточную точность при исследовании
। ламических характеристик обычно обеспечивает применение
формулы Стодолы- Тогда частные производные по расходу от
параметров рабочего тела составят:
dGi/дрз == бтр3/(рз — р1У dG.jdT^ = —GjT 3;
dGT/dp4 = — GTpJ(pl — p2t)-
В системе уравнений (VII.4) и ниже частные производные
расхода воздуха через компрессор (dGjdcr, dGjdp2 и др.) находят
i рафически с использованием характеристики компрессора.
Ряд параметров в конкретных схемах ГТУ являются постоян-
ными величинами, поэтому их приращение отсутствует. В одно-
компрессорных установках, например, принимают неизменными
параметры воздуха на входе в компрессор, и в этом случае
и т, в уравнении (VII.3) будут равны нулю. Для турбины низкого
ывления можно принять ф4 — 0. Можно также принять, что
<1t = тогда уравнение для ротора одновальной ГТУ запишется
в виде
^-=—r-+-?L+4t—г-' (VIL5)
ОГ /1 / з / s / 8
i це Тг = 7шр/(дА1,/др3 — дМк/др2) pSp.
Иногда оказывается удобной запись дифференциальных урав-
нений в операторной форме, т. е.
(Г1Р + I) ср = &1фТ8 ф- £гффэ — (VII.6)
1 кО — коэффициент, определяющий собственную устойчивость
рассматриваемого аккумулятора, измеряемый в единицах вре-
ь -ни н называемый временем саморегулирования; р = d/dt —
- ратор; £1ф, /г2ф и &2ф — безразмерные коэффициенты, которые
находятся по формулам:
*1Ф = Л/Т2 = (дМ.г/дТ3) Т3р/[(дМк!ди ф- дма/ды - дМт/д(») ®р];
= TjTs = (dMjdps) рВр/[(дМк/д&> ф- дЛ4п/д<в — дМт/дс&) ®р];
/еНф Т1/Т8 = (dMa/dL) Lp/[(dMjdw ф- дМп/д® — dMJdco) top].
Везразмерные коэффициенты характеризуют степень влияния
иго или иного параметра иа выходную величину. Взаимосвязь
параметров в рассматриваемом элементе ГТУ определяет струк-
урпзя схема, приведенная на рис. VII. 1, а.
343
Рис. VII. 1. Структурная схема аккумуляторов механической энергии
ГТУ; а — ротор одновальной ГТУ; б — ротор турбокомпрессорного
блока; в — ротор свободной силовой турбины
Уравнение динамики ротора турбокомпрессорного блока имеет
вид
Jd(£>TK/dt = &МТ~ ДЛ4К.
Используя зависимость моментов турбины и компрессора от
параметров рабочих тел и переходя к безразмерным величинам,
получаем
^ = — _5^_ + Ла + ф=._ .1s—(VII.7)
Gf д X ТК 1 Z ‘8 ‘ е 1 7
При постоянных параметрах воздуха иа входе в компрессор
= 0 и тх = 0.
В операторной форме динамическое уравнение ротора запи-
шется как
(7\ ткР Ч~ 1) фтк = ТК®3 ^3 ткФз> (VII.8)
где
тк ~ тк®тк. р/К^^кА^тк 5Л4Т/5(ОТК) Ютк_ р]‘
тк = T-jjT 2 = (dM^/д'Г 3) TSp/[(d Мк/д(птк — dMT/dcoTH) сотк. р];
^з тк = 7\/7з= (дМц/дрз дМу-J dp^ Рз-р!\{д М в/5<1»тк д М т/5соти) ®тк, р] •
Структурная схема ротора приведена иа рис. VII. 1, б.
Уравнение динамики ротора свободной турбины:
Jc. т da/dt = ДМС. т — Д Мд,
а после линеаризации и перехода к безразмерным параметрам
^jL = _JPoj_+_^H_ + _!b»__ (VJJ9)
1 1 С. Т 1 2 С. Т 1 8 С. 7 ‘ 4 С. Т
где
С. Т = *^С. Т®С. Т. р/[(^Д1п/^®С. Т d /Ис. ч]д(ИСг т) Юс. р],
^2 с. и ~ *^с. т®с. т. р/К^^с. tldTди) Уд н> р];
Т'з с. W = *^С. »ГЮС. Т. р/[(дД4с. т/^Рзн) Рв Н. р]-
344
Уравнение ротора в операторной записи:
1 С. тР Ч- 1) <Рс. ® = С. Т^ЗН Ч- ^2 С. Т^ЗН k3 с. ТК, (VII. 1 0)
«ДО
с. ® = 1 с. я7^а С. W ~
= (<ЭЛ4С_ ^дТвн) ТSK/[(5/Wn/dcD0. т дМс. т/с)сос. т) юс. т. р]»
&3 С. ® = ^"1 С. т/^В С. <Т =
= (0Л4С. ч1дрЗк) Рз Н. р/[(^-^1п/^®С. ч ~~ дЛ1с_ т/^®с. т) юс. т. р!»
^8 С. ® = С. т/^4 С. W =
= (dAI^dL) Рр/[(дw ЭМС. т/^®с. т) cdc. т. р]*
На рис. VII. 1, е представлена структурная схема ротора.
При выводе уравнений динамики роторов принято постоян-
ство т]т и т]к. Переменность КПД турбомашин можно учесть, когда
что необходимо, если известна их зависимость от параметров
рабочего тела.
Уравнение динамики аккумуляторов материальной среды ГТУ.
Материальная среда в составе ГТУ аккумулируется в соответ-
ствующих объемах, которые ограничены турбомашинами. В самом
общем виде газовоздушный тракт между компрессором и турби-
ной включает объемы регенератора, камеры сгорания и воздуш-
ного трубопровода между компрессором и регенератором. Компо-
новка большинства современных ГТУ такова, что объемами
остальных участков тракта можно пренебречь. Для этого случая
уравнение динамики газовоздушного тракта имеет вид
Ун. с dpK. c/di ч- У per dPper/Л ч- У в dpBfdt = AGK — AGT. (VII. 11)
Здесь Ук. с, Урер и Ув — геометрические объемы камеры
сгорания, регенератора и воздушного тракта до регенератора.
В уравнение (VII.11) могут быть включены и другие объемы,
гели их размеры соизмеримы с выделенными.
Поскольку расход воздуха через компрессор в соответствии
с его характеристикой при заданных параметрах засасываемого
воздуха GK = fa, cd), to AGk = (dGJdp2) Ap2 + (dGjda>) A cd.
11ри переменных параметрах засасываемого воздуха в эту формулу
добавляются соответствующие члены.
Расход газа через турбину GT = fT(p3, Т3, р4), тогда ДСТ =
(dGJdps) Ар3 + (ЭСт/ЭТ3) ДГ3 + (дв,/др4) ДА.
Известно, что параметры рабочего тела в выделенных объемах
переменные и зависят от места их измерения, поэтому уравнение
движения будет определяться дифференциальным уравнением
в частных производных. Анализ динамических характеристик
в -jtom случае оказывается трудоемким. В то же время в ряде
[ 1бот показано, что достаточную точность при определении
динамических характеристик обеспечивают уравнения с сосредо-
точенными параметрами, изменения которых во времени одина-
345
ковы во всем объеме. Осреднение параметров для каждого объема
определяется как р = (рвх 4- рВыт)/2.
Плотность рабочего тела иа различных участках тракта в ле-
вой части уравнения (VII.II) для объемов, в которых происходит
теплообмен, следует выражать через температуру и давление
рабочего тела. Связь между параметрами определяется уравне-
нием Клапейрона, дифференцирование которого дает dp =
= (dplp — dTIT) рр. Для объемов без теплообмена с окружающей
средой связь между р и параметрами рабочего тела обусловли-
вается политропным процессом и dp — (pp/n)/(dplp)t где п —
показатель политропы.
Уравнение динамики газовоздушного тракта между компрес-
сором И турбиной при условии, ЧТО Др2 = ЛРйв = ДрБ = Дрз
н dpi = dp2s = dpb = dp3t запишется в следующем виде:
ФЬ „ _ dTs _ 'Фв ( Ф тз -ф4
dt 1 dt °2 dt °2 dt ~ Ri ' Rt Ra ’
(VII.12)
где
= 0,5 VperPsB/[(Vврв/^ 4~ VperPper 4“ Vjj. cPk. c)1»
a2 = 0,5 (Vper 4~ Vk. c) Pe/(VbPbM 4“ VperPper 4~ VK. cPh. c)>
g2 ~ 0,5Vк. cPk. c/(VbPbM 4~ VperPper + VK. cPk. c)»
= (VBpK/rt -J" VperPper I- V«. сРк. c)/[^GT/dpg dG^dp^) Psp]>
= (VBpB/rt 4~ VperPper I" VK. cpH> c)/[(dGK/5co) Юр];
= (VbPbM 4~ VperPper 4_ VK, cpK. ^[(dG^dTg) T8p];
= (VbPb/^ 4“ VperPper 4~ VB_ сРн. с)/[(^^т/^Ра) P4pl-
B тех случаях, когда один из объемов отсутствует, в урав-
нении (VII. 12) соответствующее значение V принимается равным
нулю.
При операторной записи уравнение динамики рассматривае-
мого объема принимает вид
(Rip 4- 1) фз = kiv<p 4- (Rzp — k2V) т3 4- Т?зрт2 4- ^4рт6 — £3иф4,
(VII. 13)
где
= 0,5VK. срз/[(<?0т/дрз — dGb/dp?) р3р];
7?з = 0,5Vperp2B/[(dGT/dp3 — dGvJdp^ рзр];
Т?4 = 0,5 (VреГ 4- VK. с) Рб/[(д6т/др3 — dG^dpi) р3р];
Л1У = (dGK/dco) ®p/[(dGT/dp8 — dGJdp^ рар];
k3V = (dGr/dTz) TSp/[(dGT/dp9 — dG^/dpz) pSiA;
k3V = (dCjdpt) pip/[(dGT/dp3 — OGjdp^p^}.
Структурная схема рассматриваемого тракта представлена на
рис. VII.2, а, где оно показывает, что давление ps определяется
346
Рис. VII.2. Структурные схемы аккумуляторов материальной среды: а —
грлкт между компрессором и турбиной; б — тракт между компрессорами; в —
тракт между турбинами; г — тракт иа выходе из турбины
изменением не только параметров со, Тъ н но и температур
г2 и Тъ.
Динамика воздушного тракта между компрессорами при на-
личии промежуточного охладителя воздуха определяется урав-
нением вида VB.-xdp^Jdt = AGK.H —AGK. Е, где VB.х — гео-
ме|рический объем рассматриваемого тракта: рв.х — (р2н 4-
I Р1вУ2 — средняя плотность воздуха в объеме. В относитель-
ных параметрах это уравнение примет вид
„ ^1В п 4Ткн Ф1В I Фн
di dt °*™ dt ~ Д1И.Х + Я2В.Х
Фев________Фв ______ т1в
^8 В. X Ri В. X Rb В.Х
(VII. 14)
в. х = ОДрЕн/рв. xj С?2 в. х = 0,5р1к/рв. х»
в.х = VB. ipB. x/[(5GK. к/dpua dGv, в/^Ргн) Pl в. р]»
^2 В. И “ ^В. ХрВ. k/[(<5Gb. (||н. р]»
347
^В В. X “ Vb. хРв. X./[[dGF, к/дрйв) Pz В. р]»
^4 в. х = У в. хрв. x/[dGK. в/<3юк) ЮЕ. p]j
Яб в. х = У в. хрв. x/[(dGK. ^дТ 1В) 7*1 в. р].
В операторной форме
(^1 в. хР 4“ 1) Ф1в = в. х<Рн 4* (^2 в. хР в. х) Т1в 4"
4“ ^?3 в. хР^2н ' — &3 в. хфйв — ^4 в. х<Рв»
где
в. х — 0»5Ув. Хр2к/[(^СК. в/др1в — dGK. н/др2к) Pl в. р];
$зв. х — 0>5Ув. kP1b/[(^Gk. B/dpiB — дСк. н/др^н) Pi в. р]>
в. х — (dGH. Б!дТ1В) Тг в. p/[(dGK. в/др^в — дСк к/дргн) Pi в, р]»
&2в.х (^GH. F/dtt)H) (йН- p/[(5GK_ в/др1в — dGF> к/^Ргн) Р1 в. р]>
^8 в. х ~ (^GK. в/^Ргв) Рз в. p/[(^GK. в/^Р1в dGK. Р1 в. р]»
^4 В. X = (<5GKw в/^йв) ®В. p/[(^GH. в/dpiB - к/др2н) Р1 В, pl-
Структурная схема тракта между компрессорами приведена
на рис. VII.2, б.
В газовом тракте между турбинами обычно происходит акку-
муляция рабочего тела при наличии промежуточной камеры сго-
рания, при этом уравнение динамики записывается как VF. с -fo-с =
= AGT_ в — ДСТе Е. В относительных параметрах это уравнение
примет вид:
*Рзн
dt
___п ^Т4В а ^т:8Я _________________
1 к’ с ~~di 2 «• с ~dt~~ ~
Л1Н- С ^2Н. С Аз к. С А4 к, С Аб к. С
где К. С = G,5p4B/pK. С» ^2 К. С ~ О>5рвя/рк- с>
н. с = У;к. сРк. c/[(^GTw ц/дРза 5GT> в/дРт) Рз н. р]»
Въ к. с = Ук. сРк. c/l(dGT. в/дТ 8в) Та в. р];
К. С = Ук. сРк. c/[(^GT. в/дРзв) Рз в. р!»
^4 к. с = Ук. сРк. c/[(dGT. к!дТзн) Ts н. р];
^б в. с ~ Ук. сРк. c/[(dGT, н1др^а) Pi н. р].
При операторной записи
к. cP + 1) фзн = (^2 к. cP — ki к. с) Тзн 4-
4- Вз к. сР^4в 4" ^2 к. с'ГЗв 4" ^3 к. сфзв — ^4 к. сф4н» (VII. 17)
где
^2 к. с ~ 0,5Ук. ср4в/[(<ЗСт. н/дрзк'— dG-r. в/др^в) РЗн. р]>
к. с = 0,5Ук. срзы/[(дСт. а!дрзв — dGT. в/др4с) р3 н. Р1;
348
kl К. С = (^GT. вн) ^8н. р/[(^^Т. н/^РвН dGT_ в/dpiis) Рв н. p]j
С = (5GT в!дТни) Тв в, p/[(5GTw и/^РвН ^Т. в/^Рав) Рз И. р]>
н. с ~ (5GT. в/дрзв) Рб в. p/[(dGT. н/^Рзн ^GT, b/^Pzjb) Рз н. р!>
^<1к. с = (^Лг. в/^Ран) Ра н. p/[(^GT. н/5рвя <3GT, в/^Рав) Ре н. р]-
Структуриая схема тракта между турбинами изображена на
рис. VII.2, в.
Влияние инерционности выпускного газового тракта за тур-
Ьпнной группой на динамические характеристики обычно сказы-
вается при наличии регенератора или теплообмеиника-утилиза-
Kipa, поэтому Увыхйрвых/^ = AGT — ДСрер. В работе [531 по-
казано, что Gper — f (pit Т\, Т6). Тогда уравнение динамики
выпускного тракта в операторной форме запишется как
(1^1 регР “Ь 1) Фа ~ (^2 регР per) (^в регР &з per) ^8 И- &з рег®3>
(VII. 18)
где
per = Vperpper/[(<3Gper/5p4 — dG^jdpi) Р4р1»
^2 per = 0>5УрегРрег/[(5Срег/5р4 — dG^dp^ P4p]j
^?aper = 0>5Vperpper /[(5Gper/5p4 — dGijdp^ p4pJ;
&i per = (dGper/d7\) T 4рД(ЭСрег/^р4 dGjdp^ p4pJ;
^2 per ~ (^Gper/dT e) T ep/[(^Gper/5p4 dG.cldp/^ p4pJ;
^8 per — (^Gper/dTe) i 8p/[(^Gper/^p4 — dG^/dp^) Рдр]«
Структурная схема выпускного тракта приведена на
рис. VII.2, г.
В составе газотурбинной установки могут быть и другие
объемы, являющиеся значительными аккумуляторами рабочего
п*ла. Для каждого из иих можно составить уравнение динамики
по методу, изложенному выше. Однако для современных ГТУ,
выполненных в блочной компоновке, характерны высокие ско-
рости рабочего тела и относительно малые промежуточные объемы,
поэтому влиянием аккумулирующей способности объемов часто
пренебрегают.
Уравнение динамики аккумуляторов тепловой энергии. Уравне-
ние динамики камеры сгорания получено в предположении, что
процесс сгорания топлива происходит без запаздывания. Если
принять, что аккумуляция теплоты определяется свойствами ие
юлько металла камеры сгорания и газохода, ио и рабочего тела,
< осредоточеииого в объеме камеры, то ее уравнение динамики
можно записать в виде
смвтПмет dTK. с 4- VK. ccpTd (pPTv)/dt - Д&, (VII. 19)
349
Рис. VII. 3. Структурные схе-
мы аккумуляторов тепловой
энергии: а — камера сгора-
ния; б — регенератор; о —
воздухоохладитель
где смет — удельная теплоемкость металла; DMeT — масса ме-
талла конструкции камеры сгорания, газохода; Тк.с— средняя
температура металла; рг, Тг — плотность и температура газа,
осредненные по камере сгорания; Qi и Q2 — количество теплоты
на входе в камеру сгорания и иа выходе из нее.
Пренебрегая изменением давления газа в пределах камеры
сгорания и полагая, что теплообмен между газом и стенками ка-
меры происходит без запаздывания, т. е. что температура стенки
7К.С определяется только температурой газа, уравнение дина-
мики камеры сгорания можно записать в виде
_________Тв ~Фз I <р I gjon /57ТТ
dt dt w1K.c >- Nir.c + W3„.o + ’ C™.20)
где
v. c — з 4“ (dQz/dG^) (dGT/dTsj] T8p);
к. с = смет^мет^3p/{[(dQx/dG^ (dGKfdp^ 4- (dQx/dT3) (dTddp%) —
— (dQ2/dGT) (dGjdps)} p8p);
Mi н. C = cMcTCMeTT 3p/[(5Qi/dG„) (dGK/dco) top];
^4 к- с = Смет^мет^8p/[(^Ql/^GTcn) GTOn. p];
^к. с ~ ^к. с^ргРзр/^Рмет^мет^Вр» £>топ = AGTon/GTon, p.
Уравнение динамики в операторном виде:
(Л^1 к. cP 4" 1) Тз = (Л^2 к. cP к. в)^3 4- &2 к. сф 4~ ^3 к. сётоп»
(VII.21)
где Л^2 к. о ~ Ск- сЛ'1 к ,с; ki к. с = Ni к. C/N% к. 0; &2к. с ~ к. с/^Зк. о
И ^8 К. С = К. с/^4 К. С"
350
[la рис. VII.3, а приведена
« руктурная схема камеры сгора-
ния как теплового аккумулятора
ч i-ргии. В тех случаях, когда
г 1ЛОВОЙ инерционностью камеры
• । лрания можно пренебречь, ура-
нление имеет вид
'С8 ky в. (фд k2 к. сф = ^8 К. сйтоп-
(VII.22)
Динамику аккумулятора те-
пловой энергии в пределах реге-
нератора, приняв параметры Ра-
O'чего тела и его массу сосредо-
юченными, можно определить по
Рис. VI 1.4. Принципиальная схема
регенератора
следующим уравнениям:
Сметные» (^7рег/^) = AQper Дфрег,
CprVрег<^ (prTrjldt ~ Д<2г1 —
cPBVpcr<i (pB7B)<i/ - AQni — AQb2, (VII.23)
где Qper = arFr [Тг Тper) и Qper =: ссв7в (Трег — Те) — тепловые
потоки через теплообменные поверхности регенератора со сто-
роны газа и воздуха (рнс. VII.4); Qrl = GTcprT4и Qra — GrZcrrT6 4-
I агТг (Tr — Тгег) — количество теплоты со стороны газа на
в \оде в регенератор и выходе из него; QB1 — GByCpBTz + ctBfB (7рег—
Тв) и Qb2 = G^CpjjTf, — количество теплоты со стороны воз-
духа па входе в регенератор и выходе из него; VpeP и У®ег — объ-
емы газовой и воздушной полостей регенератора; с^ет и DMeT —
юплоемкость металла и масса теплопередающих поверхностей
регенератора; 7™г — средняя температура теплопередающей по-
верхности; Тг и Тв — средние температуры газа и воздуха, в даль-
нейшем принятые среднеарифметическими, т. е. Тр = (Т4 -J-
I- ^б)/2 и Тв = (73 + 7Б)/2.
Поскольку в регенераторах современных ГТУ тепловая акку-
муляция рабочего тела существенно меньше аккумуляции тепло-
обменных поверхностей, ею обычно пренебрегают. Тогда после
перехода к относительным величинам динамику регенератора
к 1к теплового аккумулятора будет определять следующая си-
псма уравнений:
= «4/^1 рег + ^в/^й рег 4" ^b/N8 per + ^б/^4 рег»
&11Фз 4~ ^21т8 + — ^41трег ’— ^Ыт6 = G;
^129 4“ ^22фз 4~ ^22Т2 — — ^Б2Трег-- ^62Т8 = О, (VII.24)
per — 2cMeTZ)мет (Т рег/Т 4)p/(ccrF г);
рег ~ 2смет£)мет (7 рег/7 г);
•^8 рег = 2сМетОыет (7 pevlT r)p/(c^rF г);
351
N4 per ~ 2сме5Омет (T per/71 г)>
kn = (dQi/dGT) (dGjdp^ p8p; fc8X = (3Qi/dGT) (dG-JdT 8) T 8p;
^31 = (dQri/dTй — dQrddTT4p; k&i = (dO^/dTрег) Tper. p;
^51 ~ [(dQrzfdGr.^ (dG^dTe) + dQ^dTe] T6p;
&13 = (^Qbi/^Gbi) (dG^lda) cop;
k22 = [(dQui/dGsi) (dGB1]dp^ — (dQB2/dGIl2) (dGBZ/dpJ\ pSp;
^32 = (dQni/dT2) T2p; ki2 = (dQB2/dT6 — dQ^/dTT&p;
k& = (dQB1/dT^) Tper. p» ^в2 — (dQB2/dGBa) (dGB2/dT3) Tgp.
При определении частных производных принято, что GB1 —
= Gv, Gb2 = GT, Grl = GT и Gr2 = f (Te).
Исследование динамических характеристик ГТУ при исполь-
зовании уравнения регенератора в виде (VII.24) связано с трудо-
емкими вычислительными операциями. В ряде случаев без боль-
шой погрешности можно принять, что аккумуляция массы воз-
духа и газа в пределах регенератора не оказывает существенного
влияния на его тепловое состояние, т. е. что Grl = Gr2 и GB1 =
= Gb2. Тогда два последних уравнения в системе (VII.24) приво-
дятся к виду
Трег == ^11Т2 “Г ^21*^6, == ^1йТрег ^22*^4, (VII.25)
где = [0,5 — GBcPB/(aBFB)] (Т ?JT рег)р;
= [0,5 -J- GBCpB/(ttB.FB)] (71б/Трег)р5
&12 = [0,5 GBCpB/(aBfB)] 1 (Трег/Т’б)р;
/ги = {[0,5 - Grcpr/(arFr)]/[0,5 + 0^/^)]} (Т4/Т6)р.
Совместное решение первого уравнения системы (VII.24) и
уравнений (VII.25) позволяет записать уравнение регенератора
в следующем виде:
A^i per dts/dt Л^2 per dXzjdi /^i РегТ4 ~~I- ^2 регТ2 ~f- ^3 регТб, (VII .26)
ГДЕ per = 0,5 Рв, Л^2рег с= 0,5 Рг,
kr per = 1//Vx per + (1/Л^2 per) (0,5 - Рг)/(0,5 + Рг);
^2 рег = 1/Л^зрег + (l//V2Per) (0,5 — рв)/(0,5 + Рв);
^3 per = 1/JV, per + (1/^2 per) (0,5 + рв)/(0,5 + ₽,);
₽. = бвСрвДИвГе); Рг = G,Clir/(<Z,J'r).
Поскольку величины Рв и 0Г обычно меньше единицы, то
коэффициент Л/йрег оказывается существенно меньше МрРГ;
в связи с этим в уравнении (VI 1.26) вторым членом в левой части
часто пренебрегают.
352
Для температур Т4 и Тй имеем: Г4 = Ts (1 —HTi]T) и Т2 =>
/\ (1 + Як/Пк)» поэтому в дополнение к уравнению (VII.26)
mi»>кно записать
«4 = k'l рег^З + ^2 регфз» ®2 = &3 рег'Фз. (VII .27)
• l<i ki per = (дТ\1дТ\3) (Тз/Т4)р; kz реР = (дТ\1дръ) (P2I.T4)р;
per = (дТ z!dpz) (pvjT г)₽.
Уравнения (VII.26) н (VII .27) позволяют исследовать ди-
намику регенератора с достаточной для практики точностью.
При расчетах, требующих повышенной точности, необходимо ис-
пользовать систему уравнений в частных производных.
В операторной форме уравнение динамики регенератора имеет
вид
(лГр - 1Ь - (М“р + ЛГ) 'Рз = ЙеЧ, (VII.28)
I ie Я?еГ = N\ РегМзрег> ЯВе = Ягрег^Зрег/^Зрег! kf ~
(^1 per&2 per рег^З per)/7-3 per» ^2 ~ per^l per/^3 per*
Структурная схема регенератора приведена на рис. VII.3, б.
При выводе уравнений динамики воздухоохладителя его можно
рассматривать как объект с сосредоточенными параметрами.
1|< «скольку температура металла теплообменных поверхностей
близка к температуре охлаждающей воды и в динамике практи-
чески не меняется, прн выводе уравнения учитывается аккумуля-
ция теплоты только рабочим телом, находящимся в воздухоох-
ладителе. Уравнение, определяющее динамику воздухоохлади-
I ш как теплового аккумулятора: CpBVB.xd (pBT^ldt ~ AQB.xi —
AQb. Х2» Qb. xl = £рвОк. HJ2H И Qb. Х2 = СрвОк. в ^1В ’
- х (^в — 7»од) — тепловые потоки на входе в воздухо-
ах/гадитель и на выходе из него; Тв = 0,5 (7^ + Т1В) — средняя
нм перату ра воздуха; k и FB>X— коэффициент теплопередачи и
площадь теплообменной поверхности. Приняв рвТв = Р1В/Я в без-
p. । «мерных параметрах, получим
= --Ф1в/Я1в.Х 4" ^Рн/Яйв.и --- ^Ib/Явв.Х' Фз/Ядв.Х Ч’в/Ябв.х»
* (V1I.29)
I дс Ni в. х = СрвКв. xPi в. Р7[^ OQt/dpza) Pi в, pl;
В. X ^рв Vв. хР1 в.р/[Я (dQJda^) (DH. р];
Яв в. х = ср’вУв. xPi в. Р/[7? (dQzJdTib) Tib. ph
в. х = c₽bV в. хР1 в. р/[7? (^Фг/дргв) PspJ;
М,в.х ^ртУВ. хР1 В. рДТ? (^Сй/^^в) ив. pl-
Частные производные, определяющие коэффициенты Яв.х»
nJ'едятся в соответствии с уравнениями для <22 и Qa- При этом
12 п/р Л- В. Арсеньева и др. 353
следует иметь в виду, что коэффициент теплопередачи опреде-
ляется по формуле 153]
k = kv (GB/GB. (7\/Тв, р)Л»
Уравнение динамики воздухоохладителя в операторной форме
(^1 В. хР 4" 1) Ф1В ~ в. хФн ^2 в. х ^1в ^2 ВХ Фа ^4 В. кФв» (VII.30)
где в, х = A^J в> в. X» ^2 В. X = в. х/^8 В. X» ^2 В. X = В. х/Л^4 В. X»
в. х = У1 в. х/^ь в. х-
На рис. VI 1.3, в приведена структурная схема воздухоохла-
дителя.
Результаты расчетов показывают’, что в некоторых случаях
тепловой аккумуляцией воздухоохладителя можно пренебречь
[53]. Тогда уравнение воздухоохладителя будет линейным:
^1 в. к^1в 4~ &2 в. хФ1в 4~ &3в. кфз — &4 в. кфн 4~ &3 в. ифв = О, (V 11.31)
где
в. я = (dQs/dT 1в) Ti в. р! &2 в. и = (dQz/dpiB — dQi/dpzn) pi в. pj
^Эв.я = (^Qz/dpZs) р2в. р» ^4в. я~ (^Ql/dtOja) С0н. pj
^5 в. к = (^Qz/C^b) СЙв. р.
Система уравнений динамики однокомпрессориой ГТУ. Наи-
более существенным аккумулятором энергии одновальной ГТУ
при отсутствии регенератора является ротор, а аккумуляцией
материальной среды и тепловой энергии в камере сгорания обычно
можно пренебречь. Динамические свойства такой ГТУ будут
определяться следующими уравнениями:
уравнение ротора J dw/dt — AAfT — А7ИК — AAfnj
уравнение объема AGK — AGT = О?
уравнение камеры сгорания AQi — AQ2 » 0.
Поскольку Мт = f (со, р8, Т8|); Мн = f (со, ра); Л4П = f (со, L);
О? = / (®» Рг)» От = f (Рз, Q1 — f (pTOWI GK, Tz)‘ Q2 = f (TS1
GT), переход к независимым параметрам, выраженным в безраз-
мерном виде, дает
(Т'хР “Г 1) ф — ^Дффз = &3qAj Фв — &11фф 4~ ^2ф*®8 = О»
(VII.32)
ф8 к. ©Фа — &2 в. сФ = к-тРтоп-
Значения постоянных коэффициентов здесь и далее опреде-
ляются соответствующими функциональными зависимостями.
При наличии регенератора система уравнений с учетом тепло-
вой инерционности камеры сгорания будет иметь следующий вид:
(Г -Г 1) ф PltpTg РйфФз =
(Я1Р + 1)фз — (Rzp — k2<b) т3 — R'spib — R4pv& — Л1^ф 4- £эфф4 = 0;
(^1 рвгР 4~ 1) Фз (Rz perP ^2 per) ^4 “Ь (Rtf регР ^2 рвг)т8 ^2 рег^В =
(У1 к. ер + 1) Ч?з 4- (Л/г к. cP — ki к. 0) Фз ~ ^2 к. сФ = &3 к. с£топ;
(МеРр— 1) *б— (Ме р 4- АГГ)фз - = 0. (VIL33)
354
Рис. VII.5. Структурная схема одновальной ГТУ с регенератором
К этой системе необходимо добавить уравнения связи, опреде-
ляющие т4, т2 и тв. Параметры т4 и т2 находят по формулам (VII.27),
а Tg — /?13”фз “Ь &23тб —* &З3Г3» где /?13 = kizkuks реР — kzzk^ev'i &23 =
— 12^21; &33 = &22&1 рсг.
Система приведенных уравнений позволяет составить струк-
турную схему одновальиой ГТУ с регенератором, которая иллю-
стрирует внутренние связи между отдельными элементами уста-
новки (рис. VI 1.5). Входными параметрами (возмущениями) яв-
ляются внешняя нагрузка и расход топлива, а выходные пара-
метры могут быть определены, так как схема замкнута. Для опре-
12* 355
деления параметров следует использовать теорему Крамера, ко-
торая позволяет исключить из системы (VI 1.33) все неизвестные,
кроме определяемого. Для этого необходимо найти главный опре-
делитель системы А и частный определитель, который получают
путем замены в главном определителе коэффициентов искомого
параметра коэффициентами правой части системы (VI 1.33), т. е.
коэффициентами при внешних возмущениях. Деление частного
определителя на главный определяет искомый параметр, напри-
мер: частоту вращения <р = Аф/А.
При наличии в одновальной установке промежуточного ох-
лаждения воздуха без регенератора уравнения, определяющие
динамику, имеют вид:
уравнение ротора J dtaldt ~ Л7ИТ — А7ИН.Н — А7ИН.В — А7ИП,
где Мт = f (<о, р3, Тв); Л1,,ц = f (ш, рш); М*. „ = f (ш, р2, р1в,
Т1В);
уравнение объема камеры сгорания AGK, е — AGT = 0, где
^К. В ~ f (^» Р2» Р1В» Д|.б)’
уравнение теплоты камеры сгорания AQt — AQ2 — 0, где
Qi = f (GTon, GK.B, Т2); Q2 = f (GT, T3);
уравнение объема между компрессорами AGH, н — AGK. в — О,
где 6„.н = f (ш, р2н);
уравнение теплоты воздухоохладителя AQB.X1 — AQBх2 = О»
где Qb.xi = f (Qv.at ^2н)» Qb.xs = f в» Д1в)» или после пере-
хода к относительным параметрам:
Т1 dqldt + <р — Л1фт2 — ^2(₽Фз Ч- "К ^«фт1в =
Фз — ^1-фф 4“ ^241)^2 — ^З^Фхв —’ &4"фТ1В = О»
^8 &L К. сФз ' ^2и. С Ф ^3 К, С Ф1В ^4 Н. сАв ~ &Ъ К. сётоиг
Ф1в — &L в. хфн 4" ^2 в. хТ1в 4" ^3 в. хФз + &4 В. хФб = 0;
'TlB + в. хФ1в + &2в. хФз — &3в. хф = 0. (VII.34)
В тех случаях, когда ротор является наиболее значительным
аккумулятором энергии и другими аккумуляторами можно пре-
небречь, любое сочетание режимов работы определяется только
двумя параметрами, например: частотой вращения ротора п и рас-
ходом топлива в камере сгорания. Тогда = f (GTon, <о) и
Мк == f (GTon, и), а уравнение ротора имеет вид
(Ttp + 1) <р = ksg^oa — kK\, (VII.35)
где Т^~ 4- й/Ип/дсо — дМа/доо) сор;
kg = (дМц/дСтоп) G-гоп. р/(дМк!д(» 4- dMjdta — дМт1д<й) сор;
kK ~ (dMJdL) Lp/idMjda + дМа/до ~ дМт/да>) ft)p.
Динамическая постоянная Тг, измеряемая в единицах вре-
мени, называется временем машины, а безразмерные коэффици-
енты kg и kK — коэффициентами усиления. Время машины Т
определяется инерционностью ротора и характеризует собствен-
356
пую устойчивость установки. Для ГТУ, равновесные режимы
которой устойчивы, Тг В> 0. Коэффициенты усиления ks и
устанавливают связь между 9 и gTon или К
Частные производные дМт/да> и дЛ4и/до>, вошедшие в урав-
нения для определения 7\, &д и отличаются от аналогичных
выражений в системе (VI 1.4), поскольку эти производные берутся
при 6ТОП = const и могут быть найдены только графически с по-
мощью характеристики компрессора. Производные сМ4т/дбтоп и
dMK/dG^.on находят также графически.
Уравнение (VII.35) предполагает независимость расхода топ-
лива С?топ от частоты вращения ротора установки. Иногда топ-
ливный насос приводится во вращение от ротора ГТУ, и тогда
его расход будет зависеть не только от положения регулирующего
органа т, но и от угловой скорости со, т. е, Стоп = f (m, со).
В этом случае дифференциальное уравнение движения ротора
имеет вид
[Лр + (1 — 01)1 Ч> = W — (VII.36)
где Ci = (ЙЛ4Т/Л7ТОП) (dGvon/datytdMv/da — дМт/да);
km = (дЛ'1.../дОтсш) (dG,m/dm)/(dMK/da — dMJda)
Из уравнения (VII.36) видно, что зависимость расхода топлива
от частоты вращения ротора ухудшает динамические свойства
установки, уменьшая запас по саморегулированию. Для устране-
ния этого недостатка в системе регулирования ГТУ обычно преду-
сматривается стабилизация расхода топлива, которая обеспечи-
вается, например, регулятором расхода топлива.
В ГТУ со свободной турбиной без регенератора наиболее
существенными аккумуляторами энергии являются роторы тур-
бокомпрессорного блока и силовой турбины. Система уравнений,
определяющая динамические свойства ГТУ:
(Т 1Р 0 Фв ^1фт8 ^ЭфФз ^ЗфФзн ~ О»
Фз — А1фФв Ч~ ^зфФзн ~ О»
Тд '—’ ki д. сФз — k-z к. сфв ^3 К. сФзн = kggiony
(Т'1Р + 1) <Рн — &1(рТз — &2фФз — ^Зффзн =
Фзн ~В &1ффз + ^2фТ2 = 0. (VII .37)
Если между турбинами предусмотрена камера сгорания, то
динамические свойства будут определяться системой, включающей
первые три уравнения системы (VII.37) и еще три следующие урав-
нения:
(Т\Р + 1) <Рн —~ ^1фТзн — &2ффзн =
Фзн ~Г &ффз + ^2фтз — РзфТзи = 0;
Тзи k\ к. сФзн ^2 к. c^2 ^3 к. сфз = ^gfiron. н* (VI1-38)
Для более сложных схем уравнения движения выводятся
аналогично.
357
VII.2, Основные элементы
систем автоматического регулирования
Любая система автоматического регулирования (САР) вклю-
чает следующие три элемента: командный орган, или измеритель,
исполнительный механизм и регулирующий орган. Командный
орган служит для формирования управляющего сигнала, который
пропорционален отклонению регулируемого параметра от задан-
ного значения. Воздействие на объект регулирования по этому
сигналу обеспечивает регулирующий орган. Связь между команд-
ным и регулирующим органами осуществляет исполнительный
механизм, который может быть прямого действия или с усили-
тельными устройствами.
Командный орган. Поскольку командный орган формирует
сигнал, пропорциональный отклонению регулируемого параметра,
его иногда называют измерителем. Работа САР в значительной
степени зависит от качества выдаваемого сигнала, поэтому ко-
мандный орган должен обладать высокой чувствительностью и
малой инерционностью. Значение выдаваемого им сигнала опре-
деляет вид исполнительного механизма. Конструктивное оформле-
ние командных органов довольно разнообразно. Классифици-
руют эти элементы САР по виду измеряемого параметра.
Широкое применение получили центробежные, или маятнико-
вые, измерители частоты вращения, принцип действия которых
отражен на рис. VII.6. Положение муфты 7, смещение которой
определяет сигнал по отклонению частоты вращения, зависит от
центробежной силы грузов 2 и натяжения пружины 3. Если все
силы, действующие на измеритель, привести к муфте 7, то ее рав-
новесное состояние характеризуется уравнением Ео — Jo = 0.
Здесь Ео — поддерживающая сила, зависящая от конструктив-
Рис. VI 1.6. Схема центробежно-
го измерителя частоты вращения
ных сил, a Jo — импульсная сила,
определяемая частотой вращения:
= Gi + G2 Aza/AZi + 2F Axg/Azjj
Jo =; Gaco2xa Ax^AZi, (VII.39)
где Glt G.3— масса муфты и грузов;
F—натяжение пружины; и—частота
вращения (измеряемый параметр).
Уравнения (VII.39) показывают,
что Ео — функция натяжения пру-
жины и положения муфты а
Jo — функция частоты вращения to
и положения муфты Статическая
характеристика командного органа,
представляющая собой зависимость
®=f (2)» изображена на рис. VII.7, а,
358
Рис. VII.7. Статические характеристики центробежного
измерителя частоты вращения без учета (а) и с учетом (б)
сухого трения
а формула для ее определения имеет вид со =)/ Е0/Ас, где Ао =
— С2х2 Ax2/Azi — величина, зависящая от положения муфты из-
мерителя. Положение характеристики co=f(z) обусловливается
натяжением пружины Г, поэтому любому положению муфты
регулятора z могут отвечать различные значения частоты вра-
щения (рис. VII.7, а).
Измеритель может обладать собственной неустойчивостью.
Условие устойчивости измерителя: dEfdz — dJjdz £> 0. Для ис-
пользования в САР пригодны командные органы, обладающие
собственной устойчивостью.
В реальных условиях на муфту измерителя при ее движении
кроме перечисленных сил действует сила сухого трения, при учете
которой уравнение измерителя имеет вид Jo — Ео ± 7? =* 0.
Тогда уравнение равновесия муфты запишется как
<о' = уЕ„ (z)/A0 (z) 4- Й/До (г) и а" = У Е„ (z)/Ac (z) — R/Ao (z),
т. е. одному и тому же положению муфты измерителя z отвечают
два значения угловой скорости (рис. VII.7, б). Отсутствие дви-
жения муфты в пределах со' и (&к объясняется нечувствительностью
командного органа, которая количественно характеризуется сте-
пенью нечувствительности т] = (с/ — ®*)/®Ор’ Значение ее рас-
считывают по формуле
Т] = R/Eo (VX1.40)
Динамические свойства командного органа определяются урав-
нением движения, записанным с учетом всех действующих на
муфту сил. Иногда для обеспечения требуемых динамических
качеств к муфте присоединяют гидравлическое сопротивление,
создаваемое в специальном элементе — катаракте (рис. VI 1.8).
Сила, создаваемая катарактом, пропорциональна скорости дви-
жения муфты, т. е. FK == k dz/dt, где k — коэффициент пропор-
циональности, зависящий от вязкости жидкости в цилиндре
359
катаракта и свойств дросселя. В этом
случае уравнение динамического рав-
новесия муфты имеет вид
A (z) со2 — Е (z) — kdzjdt ~ %Jld2z/dt2,
где ЭК —• приведенная к муфте масса
всех движущихся частей измерителя.
Введя относительные величины,
уравнение движения муфты можно запи-
сать как
T^df -J- Тк dy/dt б?] — ф = О,
Рис. VII .8. Схема командно- (VII.41)
го органа с катарактом _________
1 — цилиндр; 2 — поршень; где Тт = УSJlZaaffiE) — Время КОМанД-
дроссель ного органа; Тк = = kz^ffiE) — время
катаракта; 6 = ~ со2^/(2£) — коэффициент, называемый
степенью неравномерности; -q = Az/zmax — относительное откло-
нение муфты измерителя; ф = Дсо/со0 — относительное отклоне-
ние угловой скорости вала.
Если принять Тг — 0 и Тк = 0, то такой командный орган
называют идеальным, а его уравнение имеет вид
£>Tj — ф = 0.
(VII.42)
Измерители давления могут быть различной конструкции
(рис. VII.9). Мембранный измеритель довольно прост, но имеет
малое перемещение муфты zmax (рис. VII.9, a). увеличения
zraax используют гофрированные мембраны (рис. VII.9, б). За-
метно большие деформации допускает сильфонный измеритель
(рис. VII.9, в), который применяют в широком диапазоне давле-
ний. Используют также поршневые измерители (рис. VII.9, а),
а)
б)
Рис. VII.9. Принципиальные схемы измерителей давления: а — мембранного;
б — с гофрированной мембраной; в — сильфонного; г — поршневого
1 чувствительный влеменп?; 2 — пружина; 3 приспособление для изменения на-
чяжения пружины; 4 е- муфта
360
и Zmin Zq Zrnax z
0 Zmtn Zq Zmax z
Рис. VII. 10. Статические характеристики измерителя давле-
ния без учета (<з) и с учетом (б) сухого трения
которые позволяют иметь значительные перемещения муфты.
Уравнение равновесия измерителя давления:
р5вф - (с Az + Fo) = О, (VII.43)
где 5эф — эффективная площадь чувствительного элемента- о —
жесткость пружины; Fo — начальный натяг пружины.
Для этого измерителя импульсная сила Jo = Ар (где А =
=а 5эф), а поддерживающая сила Ео — с Az -f- Fo (массой муфты
и других элементов здесь пренебрегают). Эффективная площадь
зависит от конструкции чувствительного элемента и, например,
для плоской мембраны с жесткой заделкой краев 5эф = SM/3.
Уравнение (VII.43) позволяет построить статическую харак-
теристику измерителя, которая приведена на рис. VII. 10, а.
Для мембранных измерителей линейная зависимость г = f (р)
наблюдается при малых значениях гшах, которые не превышают
толщины материала мембраны. Так же как и в регуляторе ско-
рости, здесь натяжение пружины F может менять положение ха-
рактеристики измерителя, а определенному положению муфты
могут отвечать в зависимости от натяжения пружины различные
значения давления.
В реальных условиях при перемещении муфты возникает сила
сухого трения, в связи с чем равновесие будет иметь место при
р' = Ео/Ао 4- R/Ao и р" = EJAO — R/AG. Вследствие двух зна-
чений давления при одном и том же г появляется зона нечувстви-
тельности (рис. VII. 10, б). Степень нечувствительности измери-
теля давления
Ч = (р' — р")/рср = (NUM)
При одной и той же силе трения R степень нечувствительности
измерителя давления в два раза больше, чем в измерителе частоты
вращения [см. формулу (VII.40)].
Уравнение динамики измерителя давления обычно рассматри-
вают без учета массовых сил, поэтому
6TJ—^ = 0, (VII.45)
361
где 6= (Ртах—ртщ)7ро—степень
неравномерности; ф = Др/Ро —
относительное изменение дав-
ления.
Измеритель давления иногда
используют для измерения ча-
стоты вращения. Такое устрой-
ство называют гидродинамиче-
ским измерителем частоты сра-
щения (рис. VII. 11). Принцип
его действия основан на том,
что подача насоса объемного
Рис. VII. 11. Схема гидродинамического
измерителя частоты вращения
1 — hbcog объемного типа; 2 — импульс»
вви линия; 3 — измеритель давления;
4 — дроссель; б сливная линия
типа пропорциональна угловой скорости его вала со, поэтому дав-
ление в импульсной линии однозначно зависит от со н находится по
формуле р = Ссо2, где С—коэффициент пропорциональности, оп-
ределяемый характеристиками насоса и постоянного дросселя 4.
Достоинство гидродинамического измерителя заключается
в том, что насос 1 и измеритель давления 3 жестко не связаны
друг с другом, в связи с чем могут быть удобно расположены
на объекте регулирования. Характеристики гидродинамического
командного органа очевидны, а его уравнение динамики приве-
дено в работе [49].
Измерители температуры рабочего тела позволяют контроли-
ровать начальную температуру рабочего тела. В настоящее
время в энергетике находят применение различные методы изме-
рения температуры рабочего тела.
Манометрический метод основан на однозначной
зависимости давления газа или жидкости при постоянном объеме
от их температуры. Основными элементами измерителя на базе
этого метода (рис. VII. 12, а) являются контрольный баллон 7,
капилляр 2, чувствительный элемент 3. В зависимости от запол-
нения ампулы различают газовые, жидкостные и парожндкостные
датчики. В газовых датчиках обычно используются инертные
газы (например, азот), которыми заполняется система под давле-
нием 1—4,5 МПа. Этим методом температура измеряется надежно
и достаточно точно. Однако измеритель обладает значительной
инерционностью.
При дилатометрическом методе используются
различия в коэффициентах линейных расширений материалов.
Дилатометр (рис. VII. 12, б) включает кварцевый стержень 2,
наружную трубку 7 н корпус 3. Различные линейные удлинения
кварцевого стержня н наружной трубки (обычно никелевой)
в зависимости от температуры среды являются выходным сигна-
лом. Простота дилатометра обеспечивает высокую надежность его
работы. Однако значительная инерционность чувствительного
элемента также ограничивает применение этого метода.
Электрический метод базируется на использова-
нии различных термопар. В зависимости от уровня температуры
362
(рис. VII-12, в) в термопаре 1 возникает ЭДС, которая усиливается
в магнитном усилителе 2, а затем через выпрямитель 5 этот сигнал
подается на электромагнитный клапан 4. Использование батарей
параллельно включенных термопар позволяет получить осред-
ненное значение начальной температуры газа. Инерционность
термопар умеренная и может быть доведена до 1—2 с. С уменьше-
нием инерционности падает ресурс термопар, особенно при изме-
рении значительных температур газа (выше 1100 К). Инерцион-
ность измерения температуры может быть существенно понижена
методами компенсации с использованием комбинированных тер-
мопар, различных компенсирующих и корректирующих уст-
ройств. Одно из таких устройств применяет в малоинерционном
измерителе температуры НЗЛ на своих ГТУ.
Наряду с непосредственным измерением температуры газа
находят применение различные косвенные методы, к которым
относится контроль начальной температуры газа по замеру тем-
пературы газа за турбиной. Достоинство этого метода состоит
в том, что уровень измеряемой температуры относительно не-
высок, поэтому чувствительный элемент значительно надежнее,
а температурное поле за турбиной более стабильное и равномер-
ное. С ростом скоростей газа за турбиной увеличивается коэффи-
циент теплопередачи между потоком газа и термопарой, что
повышает быстродействие измерителя. Однако неоднозначность
зависимости начальной температуры газа от его температуры за
363
Рис. VII. 13. Схемы испол-
нительного механизма
прямого (а) и непрямого
(б) действия
1 усилительный элемент}
2 — подвод анергии
турбиной при динамических процессах ограничивает использова-
ние этого метода.
Начальную температуру газа можно определять по уравнению
Ts = Т4/(1 —Ятт]т). Слабое влияние КПД турбины Т]т на тем-
пературу Ts дает возможность рассматривать зависимость Тъ =
= f (T.snT) [14]. Изменение КПД турбины на 1 % (абсолютный)
приводит к отклонению начальной температуры газа только на
1,4—1,5 °C. Применяют .и другие методы косвенного измерения
температуры газа в ГТУ Г55].
Исполнительный механизм. Механизм прямого действия пред-
назначен для перемещения регулирующего органа в зависимости
от сигнала со стороны командного органа и за счет усилия, раз-
виваемого этим органом (рис. VII. 13, с). Такой механизм обладает
высокой надежностью, однако его применение ограничено работо-
способностью командного органа.
Уравнение динамики данного механизма оказывается алгеб-
раическим, справедливым и для статики: р> -р т] = О, где р =
= — относительное смещение регулирующего органа.
В САР современных ГТУ обычно применяют исполнительные
механизмы непрямого действия (рис. VII. 13, б), включающие те
или иные типы усилительных устройств, которые перемещают
регулирующие органы. Для обеспечения необходимых усилий
предусмотрен подвод энергии от внешних источников. В зависи-
мости от вида внешнего энергоносителя различают электрические,
пневматические (воздушные) и гидравлические усилители. По-
следние обладают рядом достоинств, к которым относятся простота
конструкции и высокая надежность, малые масса и габаритные
размеры, легкость получения больших усилий, плавность изме-
нения скорости. В связи с этим гидравлические усилители по-
лучили большое распространение в САР ГТУ.
Рабочая жидкость гидравлических усилителей — масло си-
стемы смазки, которое обеспечивает быстродействие усилителя,
а его практическая несжимаемость обусловливает малую инер-
ционность срабатывания. Однако низкая температура воспламене-
ния масла повышает пожароопасность САР, поэтому в настоящее
время разрабатывают невосплвменяющиеся эмульсии, способные
заменить масло в гидравлических системах.
Усилитель (сервомотор) с отсечными золотниками переме-
щается при смещении цилиндрического золотника из нейтраль-
ного положения (рис. VII. 14, с), вследствие чего равновесие этой
системы возможно при одном положении золотника, когда окна
364
Рис. VII. 14. Принципиальные схемы усилителей с отсечными золотинками:
а — без обратной связи; б — с жесткой обратной связью; в — с нежесткой
обратной связью
а, Ь, с, d, е, f — плечи рычагов исполнительного механизма
каналов перекрыты. Следовательно, при любом положении поршня
сервомотора, т. е. регулирующего органа, регулируемый параметр
имеет одно и то же значение.
Отсутствие однозначной связи между значением регулируемого
параметра и положением регулирующего органа в ряде случаев
приводит к неудовлетворительным динамическим показателям
ГТУ, поэтому в исполнительный механизм вводят фактор стабили-
зации в виде обратной связи (рис. VII. 14, б). Хотя при этом рав-
новесие также наблюдается при постоянном положении золот-
ника, обратная связь обеспечивает однозначную зависимость
между положением регулирующего органа и муфтой командного
органа, т. е. значением регулируемого параметра.
В ряде случаев может оказаться целесообразным управлять
связью между положением регулирующего органа и муфтой ко-
мандного органа. Это достигается введением в обратную связь
гибкого звена в виде катаракта с пружиной (рис. VII. 14, в).
Такой исполнительный механизм в динамике проявляет себя как
механизм с жесткой обратной связью, а требуемая статика обес-
печивается за счет катаракта и передаточного числа 7 —
= (f/e) (c/d). Статические характеристики в этом случае обуслов-
ливаются статической неравномерностью 6СТ, а динамические —•
динамической неравномерностью 6ДИН. При этом 6СТ = 6ДИН7.
Динамические характеристики усилителя с отсечным золот-
ником определяются уравнением динамики, которое имеет вид
(не учитывается инерционность поршня сервомотора)
Ts dp/dt + ky> -Н = О, (VII.46)
где Т, = Fnmmax/S„ax6 У 2Дра/р — время сервомотора; Fn —
площадь поршня сервомотора; тшах и 5шах -— максимальные пере-
365
Рис. VII. 15. Принципиальные схемы усилителен с дроссельным болотником (а)
н струйно-дроссельным (б)
1 « импульсная линия; 2 постоянный дроссель: 3 « переменный дроссель
мещения регулирующего органа и золотника; b — суммарная
ширина окна золотника; Дра — перепад давления жидкости на
окно золотника; k — коэффициент обратной связи, равный нулю
при отсутствии обратной связи и единице при жесткой обратной
связи.
Перепад давления Др0 на окно золотника
Дрв = 0,5 (рн — рсл) — 0,5N/Fc, (VII.47)
где N — усилие на поршне сервомотора, необходимое для пере-
мещения регулирующего органа.
Поскольку усилие V может различаться в зависимости от
направления движения поршня, то различным оказывается и
время сервомотора Т3 на открытие н закрытие регулирующего
органа. При исследовании динамики системы обычно принимают
наибольшее значение времени Ts, которое обычно отвечает наи-
худшему динамическому состоянию.
При нежесткой обратной связи динамические свойства си-
стемы определяются уравнениями динамики сервомотора и изо-
дрома, включающего катаракт и пружину:
Тв d^/dt 4- v + = О; Tt (dv/dt — dp/d/) -f- v — =0,
(VII. 48)
где v = — относительное перемещение поршня ката-
ракта; Тt — время изодрома, зависящее от объема жидкости
в катаракте, жесткости пружины и свойств дросселя.
Усилители с дроссельными золотниками обладают внутренним
статизмом, что позволяет исключить механическую обратную
связь в усилителях с дроссельными золотниками (рис. VII. 15).
Здесь связь между муфтой командного органа 2 и перемещением
регулирующего органа т зависит от характеристики перемен-
ного дросселя dpjdz, жесткости пружины и площади поршня
сервомотора. Для определения характеристики дросселя тре-
366
Рис. VII.16. Основные типы топливных регулирующих орга-
нов: а — параболическая игла; б — крестообразная игла; в —
поворотный клапан
буется гидравлический расчет тракта, который проводится с ис-
пользованием уравнений Бернулли, записанных для сечений
0—0 и 1—Л а также /—I и II—II. Этим расчетом определяют про-
филь окна переменного дросселя 5 для принятой закономерности
Ри = f&-
Уравнение динамики усилителя с дроссельным золотником,
записанное на основании неразрывности потока:
Fn dmldt = AQi — AQ2,
где Qi и — расходы жидкости через переменный и постоянный
дроссели.
После линеаризации и перехода к безразмерным параметрам
уравнение динамики примет вид
Те d\k/dt + р + Ч = °, (VII.49)
где Те — Fnm^x/I dQJdS | Smax — время сервомотора.
Это уравнение аналогично уравнению усилителя с отсечным
золотником и жесткой обратной связью, что указывает на иден-
тичность их динамических свойств при равных временах серво-
моторов.
Регулирующие органы. Топливный клапан обеспечивает пере-
менный расход топлива в камере сгорания. Основные типы топлив-
ных клапанов при использовании жидкого топлива приведены на
рис. VII. 16. Одно из требований, предъявляемых к топливным
клапанам, — линейная зависимость расхода топлива от перемеще-
ния регулирующей иглы. Это требование приводит к необходи-
мости профилирования топливных клапанов, которое зависит от
принятого принципа работы: постоянный перепад давления на
клапан или постоянное давление топлива перед ним.
367
VII.3. Динамические характеристики ГТУ
Устойчивость САР. Одной из основных динамических харак-
теристик ГТУ является устойчивость, которая определяет спо-
собность системы самостоятельно возвращаться в равновесное
состояние. Для эксплуатации пригодны только такие системы,
которые при всех нагрузках устойчивы.
Устойчивость исследуют обычно аналитически методом малых
отклонений. Сущность этого метода состоит в том, что систему
путем приложения внешнего воздействия выводят из состояния
равновесия на малую величину, а затем рассматривают колебания
системы под действием собственных сил около положеиия равно-
весия. Поскольку при этом параметры установки отклоняются
от положения равновесия на малую величину, то в пределах этих
отклонений возможна линеаризация основных зависимостей. Со-
гласно постановке задачи исследований при анализе устойчи-
вости изучается движение под действием собственных сил без
внешних возмущений, поэтому совместное решение общей си-
стемы уравнений, описывающей движение объекта и системы
регулирования, приводит к характеристическому уравнению вида
a0Wn + atWn-1 + ... + a^W +an = 0, (VII.50)
где a0, сц, ... — коэффициенты характеристического уравнения,
зависящие от режима работы установки и системы регулирования.
Изменение любого параметра во времени определяется кор-
нями характеристического уравнения, так как
ф = + C2q)ew-' + ...,
ф = Cltew>' + C2tew-' + ... и т. д. (VII.51)
При устойчивом равиовесном состоянии значения параметров <р,
ф, ... с течением времени уменьшаются и в пределе стремятся
к нулю. Устойчивое состояние наблюдается только в том случае,
когда у всех корней характеристического уравнения веществен-
ная часть отрицательная. Поскольку найти корни для характери-
стического уравнения высоких порядков — задача весьма тру-
доемкая, обычно используют критерии устойчивости, опреде-
ляющие знак вещественной части корней по некоторым соотноше-
ниям (без нахождения их значений), составленным из коэффици-
ентов характеристического уравнения. В настоящее время раз-
работаны и широко используются как аналитические, так и гра-
фические критерии.
Критерий устойчивости Рауса—Гурвица, пригодный для
уравнения любого порядка, был разработан математиками Раусом
и Гурвицем независимо друг от друга. Согласно этому критерию
характеристическое уравнение вида (VII.50) не будет иметь кор-
ней в правой полуплоскости комплексного числа, если выполнены
следующие необходимые условия:
368
Рнс. VII. 17. Характеристические кривые устойчивой (а) и неус-
тойчивой (б) систем
1)' все коэффициенты уравнения (VII.50) должны иметь один
знак (обычно положительный), т. е.
ас > 0, aL > 0, .... ап > 0;
2) определители,
(VII.50), вида
составленные из коэффициентов уравиеиия
I <h аз
I «о
а1 ^8 ^6
а0 ^2 ^4
а at а2
и т. д.
до определителя порядка п — 1 должны быть больше нуля.
Критерий устойчивости Рауса—Гурвица позволяет получать
условие устойчивости в аналитическом виде, что дает возмож-
ность провести некоторые теоретические исследования.
При анализе устойчивости систем высоких порядков оказы-
вается удобным графический критерий устойчивости Михайлова,
предложенный А. В. Михайловым в 1938 г. Оценка устойчивости
с помощью этого критерия состоит в том, что в характеристиче-
ском уравнении вида (VII.50) принимают корень уравнения W =
= oi. Полученную при этом комплексную функцию f (toi) иссле-
дуют по приращению ее аргумента при изменении ® от нуля до
бесконечности. Для устойчивой системы приращение аргумента
равно —пл/2. Устойчивость исследуют графическим методом,
для чего вектор полинома f (oi) представляют в виде и (<о) +
-f- iv (со) и, давая значения со от 0 до оо, строят характеристиче-
скую кривую в координатах iv и и. На рис. VII. 17 приведены
примеры расположения характеристической кривой для устой-
чивой и неустойчивой систем различного порядка [49].
Устойчивость ГТУ. Данный показатель зависит от состава
тепловой схемы ГТУ. Результаты динамического анализа различ-
ных тепловых схем свидетельствуют о наличии собственной устой-
чивости установок на номинальном режиме. Введение регенера-
ции несколько ухудшает устойчивость установки, однако обычно
не приводит к ее нарушению. По мере уменьшения нагрузки соб-
ственная устойчивость ГТУ, как правило, ухудшается и на малых
369
на минимальный режим
устойчивой работы. Боль-
шое значение для процесса
запуска имеет правильный
выбор режима холостого
хода. Этот выбор опреде-
ляется следующими сооб-
ражениями:
допустимым уровнем
Рис. VII.25. Принципиальная схема электри- начальной температуры
ческой системы пуска газа, значение которой не
7 *—- источник питания; 2 —* выключатель; 3 —* nytzrjr^ гтт'уР’пт-лтттятт. ггаклпа-
пусковая кнопка; 4 - реле времени; 5 н 6 — ДОЛЖНО Превышать reMlle
контакты; 7 — реле; 8, 70 — контакторы; S — Натуру Газа В НОМИНаЛЬ-
пусковое сопротивление; 77 —. влектростартер НОМ режиме"
запасом устойчивости по
помпажу компрессора, а также собственной устойчивостью
установки;
работоспособностью камеры сгорания о позиции устойчивости
горения и качества распыла топлива;
минимальной полезной мощностью установки.
Раскрутка роторов компрессоров при запуске газотурбинных
установок осуществляется от посторонних источников энергии,
для чего предназначены специальные пусковые агрегаты. Выбор
целесообразной мощности этого агрегата — одна из главных задач
запуска ГТУ.
Другая задача — организация процесса пуска, при котором
обеспечивается минимальное время выхода в режим холостого
хода и исключается как помпаж компрессора, так и перегрев эле-
ментов турбины. Расчет процесса пуска и выбор оптимальной
программы подачи топлива сопряжены со значительными трудно-
стями, поскольку параметры рабочего тела при запуске значи-
тельно отличаются от расчетных.
Запуск авиационных ГТУ рассмотрен в работе [26], сведения
о пуске ГТУ общего назначения приведены в работах [51, 53].
Основные типы пусковых устройств. Для запуска ГТУ широко
применяют электростартеры. Питание электростартеров преду-
сматривается как от аккумуляторных батарей, так и от внешней
электрической сети. При батарейном питании применяют электро-
стартеры постоянного тока. В этом случае в процессе запуска ре-
гулируется частота вращения стартера, благодаря чему полнее
используется мощность пускового агрегата на различных этапах
запуска.
На рис. VII.25 приведена принципиальная схема электриче-
ской системы пуска, позволяющая регулировать частоту враще-
ния [261. В начальный период пуска стартер подключается к источ-
нику питания через пусковое сопротивление 9. При этом на стар-
тер подается пониженное напряжение. Затем сопротивление 9
отключается и сила тока в цепи стартера растет.
376
нагрузках режим работа установки может оказаться неустой-
чивым.
Построение графика переходного процесса. Важная динами-
ческая характеристика любой установки — переходный процесс,
который определяет изменение основных параметров во времени
при наборе или сбросе нагрузки. График переходного процесса
позволяет установить такие важные показатели динамических
свойств установки совместно g ее системой регулирования, как
время переходного процесса, возможные забросы параметров, и др.
Обычно используемые при исследовании устойчивости линеа-
ризованные уравнения справедливы при малых отклонениях
параметров. Часто с помощью этих уравнений определяют пере-
ходные процессы и для конечных отклонений параметров. Полу-
ченная при этом погрешность тем больше, чем значительнее
изменяется режим работы‘установки. При построении переходного
процесса принимают тот или иной способ отсчета переменных.
Если принять начало отсчета координаты времени от установив-
шегося положения после возмущения (новое положение равнове-
сия), то уравнения динамики имеют вид однородных линейных
уравнений без правой части. В этом случае общее решение си-
стемы линейных однородных уравнений по одному из параметров
будет вида (VI 1.51). Начальные значения параметров опреде-
ляются значением внешнего возмущения.
Для получения действительного представления о переходных
процессах в ГТУ при значительных изменениях нагрузки тре-
буется учитывать нелинейности исходных зависимостей установки,
а также элементов регулирования.
Одна из возможностей построения переходного процесса
с учетом различных нелинейностей — использование линеаризо-
ванных уравнений на отдельных участках, в пределах которых
линеаризация ие дает заметной погрешности Однако наиболее
точный результат обеспечивает непосредственное решение си-
стемы нелинейных дифференциальных уравнений, которое обычно
выполняют методами численного интегрирования. В этом случае
при рассмотрении дифференциального уравнения первого по-
рядка dx[dt = f (i, х) выбирают достаточно малый промежуток
времени, в пределах которого можно принять постоянство про-
изводной. Тогда в конце Z-го участка по времени t значение пара-
метра xt = х^ + xt_! At. Точность расчета этим методом тем
выше, чем меньше интервалы времени Д/. Использование ЭВМ
позволяет принимать малые интервалы интегрирования и по-
лучать результаты решения с достаточной для практики точностью.
Приемистость и останов ГТУ. Под приемистостью понимают
возможность установки переходить с малых нагрузок на большие.
Приемистость оценивают временем, в течение которого ГТУ вы-
ходит на режим полной мощности. Приемистость обусловливается
составом установки и условиями ее эксплуатации. Приемистость
определяет свойства аккумуляторов в составе ГТУ.
370
ЛМтк Н
Рис. VII. 18. Моментная характери-
стика ГТУ простой тепловой схемы
I — момент внешнего потребителя; II
и III — разность моментов турбины н
компрессора по границе помпажа и ли-
нии предельной температуры газа Та
соответственно
Влияние инерционности ро-
тора на приемистость можно по-
казать на примере простой ГТУ
со свободной силовой турбиной
при любом внешнем потребителе
мощности. Равновесные режимы
турбокомпрессорного блока нано-
сят на характеристику компрес-
сора в виде режимной линии а—Ь
(см. рнс. VI.20). Все точки этой
л нн нн отвечают условию ра-
венства моментов компрессорной
турбины и компрессора. Мини-
мальная мощность установки, на-
зываемая режимом холостого хо-
да, наблюдается в точке Ь. Для
повышения мощности установки нужно увеличить частоту вра-
щения турбокомпрессора, для чего требуется создать на его валу
положительный избыточный момент.
Время разгона зависит от избыточного момента на ротор,е,
так как уравнение разгона (Jn/30) (dn/dt) = Д/И, где Д/И — сум-
марный избыточный момент на валу ротора, который можно
определить двумя параметрами: частотой вращения птк и расхо-
дом топлива. Зависимость ДЛ4ТК = f GTon) приведена на
рис. VII. 18. Для одновальной установки условием равновесного
состояния ротора будет 7ИТН = 7ИПОТ (точки 1, 2, 3). Для ГТУ
со свободной силовой турбиной статические режимы лежат иа
оси абсцисс, где ДЛ4ТК = 0.
Моментные характеристики удобно строить с помощью ха-
рактеристики компрессора. Для этого на ней строят линии по-
стоянной температуры газа Т3. При любой степени повышения
давления связь между температурой газа и расходом воздуха
определяется как GK = GK. р Т3р/Т3. Здесь индекс «р» соответ-
ствует равновесному режиму, взятому по режимной линии на
характеристике компрессора (см. рис. VI.20). «Пинии постоянных
температур газа дают возможность с помощью уравнения тепло-
вого баланса камеры сгорания нанести на характеристику ком-
прессора линии расхода топлива GTon = const, по которым и на-
ходятся вращающие моменты компрессора и турбины.
Организация процесса набора мощности ГТУ зависит от
принятого закона подачи топлива, который определяет избыточ-
ный момент на роторе. Подача топлива должна быть такой, чтобы
был обеспечен достаточный запас по помпажу и предельно допу-
стимой начальной температуре газа. Для уменьшения времени
набора мощности линия разгона должна располагаться левее
режимной линии а—b на рис. VI.20. Выбор закона подачи топ-
лива при разгоне является задачей организации приемистости
установки.
371
Рис. VII.19. Характеристики раз-
гона ГТУ простой тепловой схема
k? — коэффициент устойчивости комп-
рессора; d — расход воды или пара,
отнесенный к расходу воздуха; I — без
впрыска воды; 2 — впрыск воды по за-
кону предельного насыщения воздуха
аа компрессором; 8 — ввод пара
Для получения оптимальной
приемистости ГТУ разгон тур-
бокомпрессора от частоты вра-
щения холостого хода до номинальной должен быть организован
по следующим участкам (см. рис. VI.20):
начальный бросок топлива (Ь — 6Х), где темп повышения рас-
хода топлива ие лимитирован характеристиками установки и
расход топлива может быть увеличен практически мгновенно, если
отсутствуют ограничения по теплонапряженности деталей турбины;
граница помпажа компрессора (bt — с);
линия предельной температуры (с — d);
линия расхода топлива, соответствующего новому режиму
(d — а), по которой температура газа понижается от предельной
до рабочей; этот участок называют естественным разгоном.
В двухкомпрессорных ГТУ время разгона обычно лимитирует
КНД, поскольку момент инерции ротора низкого давления зна-
чительно больше, чем ротора высокого давления. В связи с этим
рост частоты вращения ротора, КНД отстает по сравнению с КВД.
Характеристики разгона турбокомпрессора высокого давления
аналогичны характеристикам ГТУ простой схемы.
Значительное улучшение приемистости газотурбинных уста-
новок различных тепловых схем достигается за счет впрыскивания
воды или пара в тракт высокого давления. В качестве примера
на рис. VII. 19 приведены графики разгона одновальной установки
[14]. Без впрыскивания процесс набора нагрузки лимитируется
скоростью подъема температуры газа, которая составляет около
15—20 °С/мин. Общее время набора мощности превышает
20—25 мин. Впрыскивание воды сокращает время набора мощности
на 40—45 %. Ввод пара обеспечивает дальнейшее улучшение
приемистости. Для ориентировочной оценки времени набора нагруз-
ки одно компрессор ной ГТУ можно воспользоваться формулой [531
1800А^Ср AWсрТ срЧк. ср
(VII.52)
372
Рис. VII.20. Принципиальная схема гидрозамедлителя
1 — рычаг управления; 2 —• дроссели; 3 -*• сервомотор: 4 —
топливный рычаг
где J — момент инерции ротора; ДЛ^ср» «к. ср» ’Пк.ср— средние
значения величии в течение переходного процесса; V — объем
газовоздушного тракта между компрессором и турбиной; Гср —
средняя температура рабочего тела в этом тракте; индексы а и b
соответствуют режимам полной нагрузки и холостого хода.
Сброс нагрузки в ГТУ осуществляется также воздействием на
подачу топлива, а линия сброса нагрузки располагается правее
режимной линии а—b на рис. VI.20. В связи с тем что при сбросе
нагрузки нет столь жестких ограничений, как при наборе, избы-
точный момент на роторе (отрицательный) может быть значитель-
ным и время сброса мощности обычно меньше, чем набора. При
сбросе топлива следует опасаться чрезмерного падения темпера-
туры рабочего тела в камере сгорания, что может вызвать срыв
факела, а также привести к появлению высоких температурных
напряжений в элементах проточной части турбины. Характери-
стики набора н сброса на-
грузки ГТУ различных теп-
ловых схем приведены в ра-
боте [53].
Для организации опти-
мальных переходных процес-
сов в системе регулирования
предусматривают различные
специальные устройства, обе-
спечивающие дозировку топ-
лива в переходных режимах.
При наборе нагрузки исполь-
зуются автоматы приемисто-
сти, которые бывают незамк-
нутого и замкнутого типов.
К первой группе относятся
различные замедлители, осу-
ществляющие подачу топлива
по заданному временному
Рис. VII.21. Принципиальная схема ре-
гулятора приемистости
I — еолотник; 2 и 4 —• дроссели; 3 «» мемб-
рана
373
Рис. VII.22. Принципиальная схема регуля-
тора приемистости упорного типа
сервомотора определяет темп подачи топлива. Гидрозамедлители
просты и надежны в работе, однако не обеспечивают оптимального
разгона установки и поэтому применяются там, где по условиям
эксплуатации не предъявляются высокие требования к при-
емистости ГТУ.
Оптимальный разгон можно осуществить с помощью регуля-
торов приемистости, организующих подачу топлива по гра-
нице помпажа компрессора к предельной температуре газа. Ши-
рокое распростраиеиие получили регуляторы, реализующие
заданный закон разгона за счет слива части топлива из напор-
ной магистрали перед форсунками. Принципиальная схема одного
из таких регуляторов представлена на рнс. VII.21. К регулятору
поступают импульсы по давлению воздуха за компрессором р2 и
давлению топлива перед фор-
сунками рф. Косвенно эти им-
пульсы характеризуют рас-
ходы топлива и воздуха. Им-
пульс по давлению можно
корректировать, для чего
предусмотрены дроссели 2.
Расход топлива при разгоне
увеличивается по мере повы-
шения давления воздуха в по-
лости мембраны рм, за счет
которого золотник переме-
щается вниз и прикрывает
слив топлива.
Возможна организация
разгона установки путем ре-
гулирования темпа переме-
щения органа подачи топлива
(дроссельного крана или за-
датчика основного регуля-
тора). В этом случае отсут-
ствует регулируемый слив
топлива и не вносятся допол-
закону, ко второй груп-
пе—автоматы, организую-
щие подачу топлива в со-
ответствии с принятым за-
коном разгона установки.
В качестве примера ав-
томата приемистости пер-
вой группы на рнс. VII.20
представлен гидрозамед-
литель, Он включает уси-
лительное гидравлическое
звено, в котором время
Рнс. VII.23. Характеристики разгона ГТУ
малой мощности, обеспеченные регулято-
ром приемистости упорного типа
Ртоп — давление соплива серед форсунками
374
Рис. VII.24. Конструкция регулятора приемистости упорного
типа
иительиые возмущения в топливную систему. Принципиальная
схема регулятора приемистости такого типа, названного регулято-
ром приемистости упорного типа, представлена на рис. VI 1.22 [14].
При резком перемещении рычага / на увеличение мощности уста-
новки тяга 2, определяющая положение топливного регулирую-
щего органа или настройку основного регулятора, перемещается
на увеличение расхода топлива до тех пор, пока соединенный
с тягой стакан 3 не дойдет до упора 4 поршня регулятора при-
емистости 5. Зазор а между упором 4 и стаканом 3 соответствует
начальному нерегулируемому броску топлива. По мере разгона
двигателя растет давление воздуха за компрессором р2, пор-
шень регулятора под действием этого давления перемещается,
а вместе с ним перемещается и упор 4. В результате про-
исходит дальнейший разгон компрессора до выхода установки
на заданный положением рычага управления 1 режим работы.
Разгон установки в каждый момент времени определяется соче-
танием расхода топлива и давления воздуха за компрессором.
Регулятор настраивают, изменяя жесткость пружины поршня ре-
гулятора и зазор а, определяющий начальный бросок топлива.
Работоспособность регулятора приемистости упорного типа
характеризует рис. VII.23 114]. Изменение зазора а позволяет
варьировать режимы разгона в широком диапазоне. Конструкция
регулятора приведена на рис. VII.24.
VII.4. Запуск ГТУ
Задачи процесса запуска. Важная динамическая характери-
стика газотурбинных установок, определяющая маневренные свой-
ства, — режим запуска, который представляет собой вывод ГТУ
375
Батарейное питание электростартера нашло широкое приме-
нение для запуска транспортных ГТУ, в том числе авиационных
двигателей. Основной недостаток электростартера постоянного
юка — большие габаритные размеры и масса аккумуляторных
батарей.
Электростартеры переменного тока с питанием от внешней
электрической сети обычно служат для запуска стационарных
ГТУ, применяемых в электроэнергетике. Электродвигатель обла-
дает удовлетворительной внешней характеристикой и может иметь
значительные мощности. Длительный опыт эксплуатации электро-
двигателей для запуска стационарных ГТУ показал, что ои яв-
ляется эффективным пусковым устройством.
Для запуска ГТУ можно использовать небольшой газотурбин-
ный двигатель повышенной напряженности и малого ресурса,
называемый газотурбостартером. Этот двигатель выполняют по
двум тепловым схемам: одновальной схеме н схеме со свободной
силовой турбиной. В первом случае в системе редукторной пере-
дачи устанавливают гидромуфту, которая обеспечивает требуе-
мый закон изменения вращающегося момента и уменьшает дина-
мические нагрузки. Во втором случае свободная силовая турбина
позволяет изменять частоту вращения в широких пределах. Бла-
годаря пониженному ресурсу газотурбостартера развиваются зна-
чительные мощности при малых его массе и габаритных размерах.
К недостаткам газотурбостартеров относится некоторое услож-
нение запуска установки, поскольку требуется организовать за-
пуск самого стартера. Их достоинством является возможность за-
пуска ГТУ значительной мощности без посторонних источников
питания.
Аналогичными свойствами обладает запуск ГТУ с использо-
ванием две.
Турбинная установка с внешним источником рабочего тела
называется турбостартером. В зависимости от вида рабочего
тела различают воздушные турбостартеры, турбины, работающие
иа сжатом газе, например природном (турбодетандеры), паровые
турбостартеры.
Воздушный стартер обычно выполняют в виде воздушной осе-
вой турбины, работающей на холодном или слабо подогретом
воздухе. Этот воздух поступает из специальной системы или от
работающего двигателя, например газотурбинного. Расходы ра-
бочего тела значительны, так как из-за низкой температуры
воздуха удельная мощность стартеров невысока. Даже при давле-
нии воздуха 1,0—1,5 МПа их удельная мощность составляет
только 120—150 кВт.
Турбодетандеры также обладают невысокой удельной мощ-
ностью, поэтому их использование целесообразно при значи-
тельных запасах сжатого газа. Турбодетандеры получили
широкое распространение для запуска ГТУ газоперекачи-
вающих станций.
377
Рис. VII.26. Режимы пу-
ска на характеристике
компрессора
ЛииияЗ 1 — равновесных ре-
жимов; 2 — холодной рас-
крутки ротора; 3 — разго-
на по границе помпажа; 4 —
разгона по предельной темпе-
ратуре газа; В — разгона
при постоянном расходе
топлива
Паровой турбостартер представляет собой небольшую паро-
вую турбину, которая работает обычно с выбросом пара в атмо-
сферу. Этот стартер находит применение там, где может быть
обеспечено надежное снабжение паром. Этому условию отвечают
электростанции, где кроме газотурбинных установок имеются
паровые турбины. Так, паровой турбостартер используют для
запуска газотурбинной установки ГТ-100 ЛМЗ. Мощность пуско-
вой турбины 1000—1200 кВт, а общий расход пара на запуск
этой ГТУ — около 3 т [51 L
Основные этапы запуска ГТУ. Процесс запуска одиовальной
ГТУ разбивается иа три характерных этапа и начинается включе-
нием пускового устройства. На первом этапе вращающий момент
генерируется только стартером и раскрутка ротора компрессора
происходит за счет пускового устройства. Газовая турбина в этот
период вращающего момента не создает. Этот этап, называемый
холодной раскруткой, заканчивается при частоте вращения nlt
составляющей 20—25 % частоты вращения холостого хода п*.*-
На втором этапе начинается участие газовой турбины в рас-
крутке ротора. При частоте вращения пх зажигается запальное
устройство и подается топливо на форсунки. При этом резко
возрастают температура газа
и его давление, что приво-
дит к повышению момента
турбины. На втором этапе
пусковое устройство рабо-
тает вместе с турбиной, по-
этому общий вращающий мо-
мент определяется суммой
моментов стартера и турби-
ны. Второй этап заканчи-
вается при частоте вращения
п2, при которой газовая тур-
бина развивает достаточную
для самостоятельной рас-
крутки ротора мощность.
Рис. VII.27. Характеристика моментов
при разгоне ротора
Момент; 1 — пускового устройства; 2 — комп-
рессора; 3 — газовой турбины; 4 — избыточ-
ный ДМ (и увеличенном масштабе)
378
При частоте вращения п2 пусковое устройство отключается
и дальнейший разгон ротора до частоты вращения холостого
хода их.х, т. е. третий этап, осуществляется только газовой тур-
биной. Частота вращения п2 составляет 50—60 % пх,т. Проте-
кание процесса разгона в соответствии с выделенными этапами
па характеристике компрессора представлено на рис. VII.26, а за-
кономерность изменения вращающего момента — на рис. VII.27.
Мощность пускового устройства. Процесс запуска опреде-
ляется системой дифференциальных уравнений динамики акку-
муляторов энергии. Вид этих аккумуляторов и их число в со-
ставе ГТУ различных схем рассмотрены в параграфе VII. 1.
Вследствие того, что основное воздействие на динамические ха-
рактеристики при запуске установки оказывает аккумуляция ме-
ханической энергии, а также с учетом приближенного характера
расчетов пусковых режимов влиянием объемов можно пренебречь.
Погрешность из-за введения этого допущения невелика и даже
при наличии регенерации допустима. Что касается тепловой акку-
муляции, то в ряде случаев ее влияние существенно. В связи
с этим при определении расхода топлива приходится учитывать
теплоту, идущую иа нагрев элементов проточной части. Если
в качестве независимого параметра принять не расход топлива,
а начальную температуру газа, то разгон газотурбинной уста-
новки будет определяться только аккумулирующей способностью
ротора, а тепловой аккумулятор установит связь между темпера-
турой газа и расходом 6ТОП.
Разгон ротора описывается уравнением
J teldt - Ма. у + Л4Т - Мк - Л1тр, (VH.53)
где Л4П.У и Л1Т —вращающие моменты пускового устройства и
турбины; Мк и Мтр — моменты сопротивления компрессора и
сил трения.
Уравнение (VII.53) позволяет найти общее время разгона
“х. X
t = / J &&/&№> где ДМ — положительный избыточный мо-
мент на валу ротора.
Для сокращения времени разгона при заданной конструкции
ротора следует обеспечить на всех этапах запуска максимально
возможное значение избыточного вращающего момента ДЛ4. На
его значение в начале процесса разгона влияет мощность пуско-
вого устройства. Чем выше Мп.у, тем быстрее и надежнее осуще-
ствляется процесс запуска. Однако чрезмерная мощность пуско-
вого устройства влечет за собой необходимость увеличения массо-
габаритных показателей установки. В связи с этим одна из глав-
ных задач расчета процесса запуска — определение рациональной
мощности стартера. Мощность его изменяется в значительных
пределах и зависит от номинальной мощности ГТУ и требований
к скорости пуска. При мощности установки 1—10 МВт мощность
379
Рис. VII.28. Режим изменения
температуры газа при пуске
Линия: / — равновесных режимов;
2 — холодной раскрутки; 8 — раз-
гона на границе помпажа при &у’=’
= 10 %; 4 — разгона по предель-
ной температуре газа; Б — раз-
гона при постоянном расходе топ-
лива; б — изменения температуры
по границе помпажа; — —
температура газа 7Ж: — — —
расход топлива
стартера составляет 1,5—2 % номинальной мощности ГТУ. Для
ГТУ большой мощности (свыше 20 МВт) мощность стартера умень-
шается до 1,0—1,5 %, а для ГТУ малой мощности (меньше
1 МВт) — увеличивается до 2,5—3 %. Указанные значения мощ-
ности стартера являются ориентировочными и могут быть суще-
ственно большими при повышенных требованиях к скорости
запуска.
Температурный режим при запуске. Важный фактор, влияющий
на время пуска, — выбор рационального температурного режима
запуска, который определяет характер изменения момента тур-
бины, а следовательно, и Д7И. Холодный пуск происходит при
практически постоянной температуре Т3 (рис. VII.28). Подача
топлива к форсункам при частоте пх сопровождается повышением
температуры газа. Ее уровень обычно лимитируется границей
помпажа. Уровень изменения температуры газа при разгоне
по линии 3 (рис. VII.26 и VII.28) следует выбирать с некоторым
запасом по помпажу, который оценивается коэффициентом устой-
чивости ky == 5-г-1б %. По мере роста температуры Т3 момент
турбины растет и при некоторой частоте вращения пс оказывается
равным моменту компрессора. При частоте п' температура газа
достигает предельного значения Тзпред и сохраняется постоянной
на участке 4.
Указанная закономерность изменения температуры Т3 реали-
зуется соответствующим законом подачи топлива. По мере раз-
гона ротора расход топлива растет и при частоте вращения п" до-
стигает величины Стоп.,.!, поэтому дальнейший разгон и выход
на режим холостого хода происходят при GTon.x.x = const
(линия 5 на рис. VII.28).
В некоторых случаях процесс холодной раскрутки ротора
протекает достаточно близко от границы помпажа. В связи с этим
температура газа при воспламенении топлива оказывается низкой,
а линия 3 на рис. VII.28 проходит значительно правее. При таком
запуске момент турбины повышается слабо и процесс разгона
оказывается растянутым во времени. Для устранения этого не-
достатка обычно применяют перепуск воздуха за частью ступеней
компрессора, для чего на компрессоре предусматривают клапан
перепуска воздуха. При его открытии граница помпажа сдвигается
380
Таблица VII.l
Пусковые характеристики одновальных ГТУ
Характеристика Фирма-изготовитель и чип ГТУ
«Дженера л электрик» «Вестингауз» «Броув Боиери» кви
М9001 М7001 Б01А 1101 I3D 11В 93-2 94-1
Пусковое устрой- ство: мощность, МВт 1,3 0,7 0,9 1,85 0,9 1,35 2,6
тип Д.Э д, э, —. Э сч, сч. сч, Д.Э
Число сбросов п 2 2 д,э 3 А 2 2
воздуха из компрес- сора Продолжитель- ность нагружения, мин: нормального 16 15 10—15 4 8
ускоренного 4 — 2 — 2 — 2 3
Условные обозначения! Д — диэель, Э электрический двига-
тель; П — паровая турбина; СЧ — статический преобразователь частоты.
в сторону меньших расходов воздуха, что позволяет повысить
температуру газа и момент турбины.
Важное ограничение броска температуры газа при зажигании
топлива на частоте вращения пх и темпа ее увеличения связано
с допустимыми термическими напряжениями, возникающими
в наиболее нагруженных деталях турбины. Чрезмерный уровень
этих напряжений при многократном повторении процессов пуска
может привести к появлению термоусталостных трещин. В связи
g этим при организации процесса запуска ГТУ должна быть
проведена оценка градиента температур и термических напряже-
ний в соответствующих элементах турбины. Целесообразный темп
увеличения температуры газа должен быть принят с учетом этих
напряжений.
Основные данные запуска ряда энергетических ГТУ с одним
компрессором приведены в табл. VII.1 [511.
Запуск двухкомпрессорных ГТУ начинается с раскрутки стар-
тером турбокомпрессорного блока высокого давления. Компрес-
сор низкого давления в начальный период вращается валопово-
ротным устройством. После включения камер сгорания перепад
на турбину, связанную с КНД, достигает необходимой для вра-
щения компрессора величины. КНД с этого периода начинает
активно участвовать в запуске установки.
Вращающий момент пускового устройства. Для применяемых
в настоящее время пусковых устройств вращающий момент зави-
сит от частоты вращения и записывается в виде Л1п.у = — bn,
381
где Мо —• момент стартера при заторможенном роторе; b — коэф-
фициент, зависящий от типа пускового устройства. Максималь-
ная МОЩНОСТЬ пускового устройства 126] Vn. углах — 1,57 X
X 10-8 Мо/Ь наблюдается при частоте вращения п —
В качестве пусковых устройств часто используют турбины,
имеющие постоянные начальные параметры рабочего тела. Для
таких стартеров текущее значение момента при одноступенчатой
турбине определяется уравнением
М = G0G2 (dt/2) [с1и0 - dc2a0 + d2 (uM - u/G)], (VII.54)
где индексом «О» обозначены параметры режима максимальной
мощности; G == G/Go — относительный расход рабочего тела; d =
= dx/da — отношение средних диаметров; и 4 — средние диа-
метры облопачивания при входе в ступень и на выходе из нее.
Момент компрессора. Для нахождения момента компрессора
требуется знать характеристики компрессора в области пусковых
режимов. Поскольку для области характеристики при малых
частотах вращения не имеется достаточно удобных методов рас-
чета, эту область достраивают различными приближенными ме-
тодами.
При использовании метода экстраполяции на характеристику
компрессора следует нанести линии постоянной температуры газа
Тг = const и по ним построить вспомогательные графики л;к/лк>р =
= f(nJJnK_^ и бн/бк. р = f (^к/^н.р)- Кривые на этих графиках
экстраполируются в начало координат, что позволяет достроить
в области малых частот вращения линии пк = const. Для нане-
сения линий т]н = const следует построить вспомогательный гра-
фик т]к — f (лк) для различных значений GB = const. Экстрапо-
ляция этого графика в начало координат позволяет провести соот-
ветствующие построения кривых для определения значений г]н
в области малых расходов воздуха. Для построения границы
помпажа принято, что линия границы близка к параболе, урав-
нение которой имеет вид лк — 1 = (бк/бк)1,8, где G'K — расход
воздуха через компрессор при пн •< 2 [141.
Для определения момента компрессора при холодном разгоне
на линию Пх.х наносят точку D (см. рис. VII.26), которую
можно найти по уравнению расхода через турбинную группу
Сс/лкр = (Сь/эГць) ^TeblTiD » (VII.55)
где Тщ и Тъь —температура воздуха за компрессором на линии
холодного разгона и температура газа на холостом ходу.
Для построения линии холодного разгона следует принять,
что расход воздуха через компрессор в пусковых режимах изме-
няется пропорционально частоте вращения. Тогда линию холод-
ного разгона можно представить как GK = GKDnK]nKr>. Холодный
разгон заканчивается в точке F при частоте вращения (см.
рис. VI 1.26). Положение точки F определяется устойчивым вос-
пламенением и горением топлива.
382
Момент трения. При трогании с места момент сопротивления
можно определить по уравнению Мстр = ^pPdm/2 1161, где
= 0»З-г-0,35 — коэффициент трения; Р — масса ротора; с!ш —
диаметр шейки вала. При холодном разгоне момент сопротивле-
ния, вызванный трением в подшипниках и приводом вспомога-
тельных агрегатов, можно учесть увеличением момента компрес-
сора на 3—5 %.
Момент газовой турбины. В режимах холодной ра скрутки
моментом турбины обычно пренебрегают. Положительный момент
турбина создает при воспламенении топлива и его определяют
по уравнению момента.
Расход рабочего тела через турбину обусловливается расходом
воздуха через компрессор, причем добавкой топлива обычно пре-
небрегают. В ГТУ с несколькими турбинами параметр зависит
от распределения общей степени понижения давления между тур-
бинами. Для схем ГТУ с двумя турбинами, когда турбина низкого
давления на первом этапе пуска неподвижна, степень понижения
давления в турбине высокого давления можно найти по уравне-
нию [16]
РЗв = Рв^т. ЛЁ — (этт.в — 1) (1 — вТ]т. в) Кх. J, (VII.56)
где — коэффициент, определяемый отношением давлений между
турбинами; Кх.х — постоянная величина.
Коэффициенты £' и х находят по режиму холостого хода,
причем £ — piJS/pss. С помощью уравнения (VII.56) строят гра-
фик !ггт> в = f (рвв), по которому определяют pSB при любом
значении <iT. в.
В режимах запуска изменение КПД турбины определяется
отклонением параметра X = ‘у £к2/(2Ят) от оптимального зна-
чения. Это отклонение учитывается коэффициентом fj = 2Х — Xй.
При пусковых режимах КПД турбины может заметно пони-
жаться при уменьшении числа Re. Для учета его влияния вводят
коэффициент который можно подсчитать по эмпирической
формуле [161
rjRB = 1,0- 7,3- 103/W.pRelJ), (VII.57)
где "Пт. р — КОД турбины на номинальном режиме; Re >
>0,1-10*.
Тогда КПД турбины на пусковых режимах т]т = "Пт. р’Пке'П-
Система управления запуском. Одна из задач управления
запуском — организация закона подачи топлива. Другой задачей
является обеспечение операций по включению и выключению раз-
личных элементов, работа которых связана строгой последователь-
ностью. Все эти задачи решает система управления пуском, прин-
ципиальная схема одного из вариантов которой изображена на
рис. VI 1.29. Перед запуском проверяется готовность вспомогатель-
ных механизмов, и после этого дается команда в блок управления
383
ГТН — главный топливный насос; СК — стопор-
ный клапан; Ф—топливная форсунка; СТ—*
стартер; УС управляющие сигналы
пуском БУП на запуск
установки. Этот блок ре-
шает логическую задачу
реализации последова-
тельности заданных опе-
раций.
Процесс запуска начи-
нается включением пуско-
вого устройства, которое
раскручивает ротор. При
частоте вращения щ вклю-
чается пусковой топлив-
ный иасос ПТН, имеющий
самостоятельный электри-
ческий привод, и дается
сигнал в воспламенитель-
ное устройство ВУ. После
включения пускового на-
соса начинает поступать ток к соленоиду и запальной свече.
Основное топливо к рабочей форсунке подается после откры-
тия электромагнитного клапана ЭМК., сигнал на открытие кото-
рого поступает также от БУП.
Перед главной форсункой распо-
ложен автоматический распреде-
литель топлива APT, который
служит для последовательного
распределения топлива по кана-
лам рабочей форсунки. При пуске
установки вплоть до режима холо-
стого хода APT подает топливо
в один канал форсунки.
Рис. VII.30. Топливный автомат
пуска со ступенчатым регулирова-
нием расхода топлива
Рис. VII.3L. Топливный автомат
пуска с плавным регулированием
расхода топлива
I ₽- плунжер; 2 —мембрана; 3 — ва даю-
щая пружина; 4-—дроссель
384
Топливный автомат пус-
ка. Принятый закон измене-
ния температуры газа Тв реа-
лизует топливный автомат
пуска ТАП, который управ-
ляет расходом основного топ-
лива. Наиболее простой спо-
соб регулирования подачи
топлива — регулирование по
времени с помощью замедли-
телей. Одиако этот способ не
обеспечивает оптимального
режима разгона установки.
Оптимальный разгон при
запуске можно получить,
если осуществлять подачу
топлива в зависимости от
параметров установки. ТАП
со ступенчатым регулирова-
нием расхода топлива в за-
висимости от частоты вра-
щения ротора показан на
рис. VII.30. При частоте вра-
щения, на которой зажигает-
ся основное топливо, от БУП
поступает к ТАП сигнал и
Рис. VII.32. Осциллограмма автоматиче-
ского пуска н нагружения ГТ-100
jf — качало вращения; 2 — зажигание топли-
ва в КСВД; 3 — зажигание топлива в КСНД;
4 — отключение пусковой турбины: 5 — вклю-
чение в сеть; 6 — завершение автоматического
нагружения
один из клапанов открывается. По мере разгона ротора после-
довательно открываются и два других клапана, что приводит
к ступенчатому увеличению расхода топлива в камере сгорания.
Рациональная организация процесса запуска установки может
быть реализована в том случае, когда ТАП обеспечивает подачу
топлива в зависимости от температуры газа. Топливный автомат
пуска, контролирующий температуру газа по соотношению давле-
ний топлива перед форсунками и воздуха за компрессором, пред-
ставлен на рис. VII.31. Масса подаваемого к форсункам топлива
определяется положением плунжера, управляющего сливом топ-
лива. Это положение зависит от давлений и р2 топлива и воз-
духа, подаваемых в верхнюю полость мембраны, а также от на-
тяжения пружины. Требуемый закон подачн топлива в камеру
сгорания при запуске обеспечивается регулировкой натяжения
пружины и дросселя.
На рис. VII.32 приведена осциллограмма автоматического
пуска энергетической установки ГТ-100 [511.
VII.5. Устройства защиты ГТУ
Во время эксплуатапии ГТУ могут возникнуть случайные
нежелательные состояния, связанные с нарушениями нормальной
работы, которые могут привести к аварии. Для исключения ава-
13 П/р л. В. Арсеньева и др. 385
рийных ситуаций каждую ГТУ
снабжают устройствами защи-
ты Поскольку современные
установки характеризуются вы-
сокими динамическими и тепло-
выми нагрузками, предъявля-
ются высокие требования к точ-
ности измерения параметров и
инерционности системы.
Принцип воздействия уст-
ройств защиты на объект—пре-
дельное ограничительное регу-
лирование, при котором кон-
тролируемый параметр поддер-
живается на заданном предель-
ном уровне, либо предельная
защита (автоматы безопасно-
сти), при которой достижение
контролируемым параметром
Рнс. VII.33. Центробежный регулятор
бойкового типа
1 — боек; 2 — направляющая втулка; 8 —
пружина; 4 — вал турбины; б — заглушка
предельного уровня приводит к экстренной остановке агрегата.
В первом случае происходит пропорциональное регулирование
с заданной статической характеристикой. Во втором случае ха-
рактеристика регулирования астатическая, что обеспечивает
срабатывание устройства. __
Бойковый автомат безопасности. При достижении предельной
частоты вращения устройство срабатывает на останов ГТУ, т. е.
работает по принципу предельной защиты. В качестве командного
органа часто используют центробежный регулятор с астатиче-
ской характеристикой (рис. VII.33). При вращении вала на боек
действует центробежная сила, обусловленная смещением его цен-
тра тяжести от оси вращения на значение эксцентриситета е.
При п < лПред боек удерживается на упоре натяжением пружины.
При частоте вращения nnpeA центробежная сила и сила натяжения
пружины равны. При п > «пред центробежная сила растет ин-
тенсивнее, чем сила натяжения пружины, и боек переходит в др у-
гое крайнее положение, сместившись на величину а. Конец бойка,
выступивший за обводы вала, оказывает нужное воздействие на
исполнительный механизм, в результате которого перекрывается
подача топлива.
Гидродинамический автомат безопасности. Для получения
астатической характеристики здесь используют неустойчивый ис-
полнительный механизм. Схема предельной защиты с астатиче-
ским гидравлическим золотником, разработанная на Невском ма-
шиностроительном заводе им. В. И. Ленина (НЗЛ), показана на
рис. VII.34. В качестве датчика частоты вращения служит ше-
стеренчатый насос, который вместе с шайбой генерирует импульс
в виде перепада давления. Этот перепад, пропорциональный
квадрату частоты вращения, затем используется в системе за-
386
Рис. VI 1.34. Схема предельной зашиты с астатическим
золотником
1 — шестеренчатый насос; 2 — мерная шайба; 8 — регуля-
тор давления; 4 — астатический золотник: 6 — сервомотор
быстрозапорного клапана
щиты. Астатический золотник при нормальной работе установки
находится в нижнем положении. При повышении частоты враще-
ния до лпред силы, действующие на золотник со стороны давления
и натяжения пружины, уравновешены. Дальнейший даже не-
значительный рост п приводит к перемещению золотника и от-
крытию сливного окна. Это вызывает падение давления в верхней
пол ости, золотника и перемещение золотника под действием натя-
жения пружины до упора.
Защита от превышения начальной температуры газа. Кон-
троль уровня начальной температуры газа в современных ГТУ
имеет исключительно большое значение, что связано с высокой
теплонапряженностью элементов турбины. В качестве начальной
температуры принимают температуру рабочего тела на выходе
из камеры сгорания, полученную с помощью уравнения тепло-
вого баланса. Эга температура зависит прежде всего от расхода
топлива, поэтому даже небольшие скачки в подаче топлива приво-
дят к забросам температуры газа.
Защита от превышения температуры раза может выполняться
по принципу как предельного регулирования, так и предельной
защиты. Предельное регулирование обеспечивает сохранение за-
13* 387
Рнс. VII.35. Принципиальная схема защити от превышения температуры газа
1 — батарея термопар; 2 — источник постоянного тока; 3 — выпрямитель; 4 ~~ магнит-
ный усилитель; 5 — электромагнитный клапан; 6 — сопло-эаслонка; 7 — сервомотор;
8 — блок постоянного давления; 9 — от топливного насоса; 10 — жиклер; 11 — топ-
ливный клапан; 12 — к форсункам
данного режима работы н исключает останов ГТУ при кратко-
временном забросе температуры Тъ. Однако этот вариант оказы-
вается довольно сложным, так как должен удовлетворять всем
требованиям, предъявляемым к системам регулирования быстро-
меняющегося параметра. Предельная защита по Ts более проста
и надежна, однако приводит к останову ГТУ даже при кратко-
временных забросах температуры газа.
На рис. VII.35 представлена схема простейшего электриче-
ского защитного устройства, в котором температура измеряется
батареей термопар, содержащей несколько параллельных групп.
Для повышения выходного сигнала термопары внутри группы
включены последовательно. Такая батарея термопар характери-
зуется высокой надежностью и позволяет получить осредненное
значение измеряемой температуры.
Противопомпажная защита. Защита компрессора от помпажа
осуществляется применением поворотных спрямляющих лопаток
или путем перепуска части воздуха за компрессором или группы
ступеней в атмосферу. Первый вариант более экономичен, но его
реализация приводит к заметному усложнению конструкции ком-
прессора.
При создании противопомпажной защиты возникает задача
выбора параметров для определения области неустойчивой работы
компрессора. На универсальной характеристике компрессора гра-
ница помпажа определяется двумя параметрами из следующих
трех: приведенный расход воздуха через компрессор GK.np =
= 6кР1оУ T1/(pi]/r 7 io) ; степень повышения давления; приведенная
частота вращения йн.пр — пк VTl0/Tlt где 7\0 и р10 — темпера-
тура и давление воздуха на входе в компрессор при стандартных
условиях.
Приведенный расход связан довольно стабильной зависи-
мостью с перепадом давления во входном патрубке. Существова-
ние этой зависимости позволяет контролировать расход по отбо-
рам давления.
В качестве регулирующих органов противопомпажной защиты
применяют различные конструкции сбросных воздушных клапа-
388
нов. На рис. VII.36 приведен
сбросной клапан конструкции
113Л [80]. Клапан открывается
при повышении управляющего
давления масла, поступающего
из системы регулирования. В за-
крытом положении клапан удер-
живается натяжением пружины
и давлением нагнетания. Си-
стема защиты по помпажу на-
страивается на границу помпа-
жа с некоторым запасом. Этот
запас оценивается коэффициен-
том устойчивости, который при-
нимается равным 0,05—0,1.
В системах защиты ГТУ
предусматривается также за-
щита по осевому сдвигу рото-
Рнс. VII.36. Конструкция сбросного
противопомпажного клапана
1 — воздух вз компрессора; 2 — в атмо-
сферу; 3 — масло от золотника измерителя
частоты вращения; 4 — дренаж
ров, давлению в системе смазки
и др. Эти способы защиты являются общеэнергетическими, ши-
роко используются в паровых турбинах и здесь не рассматри-
ваются.
VII.6. Системы автоматического регулирования
и управления ГТУ
Основная задача регулирования ГТУ для привода генера-
тора — поддержание в заданных пределах частоты вращения ге-
нераторного вала. В связи с этим командным органом этих систем
является измеритель скорости. При работе установки параллельно
с другими агрегатами на одну энергетическую сеть целесообразно
использовать в качестве регулируемого параметра температуру
газа в контрольном сечении, что повысит экономичность уста-
новки. В ее системе регулирования предусматривается приспо-
собление для изменения регулируемого параметра (синхрониза-
тор). Это приспособление позволяет включать установку в энер-
гетическую сеть и менять ее нагрузку.
Генераторные ГТУ обычно являются пиковыми с частыми пу-
сками и остановками. Система управления такой установки
должна включать автоматизированный запуск, настроенный на
получение высоких маневренных показателей при минимальных
затратах топлива на каждый пуск.
Одновальная установка. В качестве примера системы регули-
рования и управления одновальной энергетической ГТУ на
рис. VII.37 приведена схема СЛР типа «Спидтроник», которую
широко применяет фирма «Дженерал электрик» [511. Особенность
системы — широкое использование электронных элементов. Ре-
гулируемые параметры и управляющие сигналы, преобразованные
369
Рис. VII.37. Принципиальная схема системы регулирования и управления
одновальной энергетической ГТУ типа «Спидтроннк»
1 —• батарея термопар; 2 — блок осреднения; 8 — усилитель; 4 — прибор, показываю-
щий температуру газа перед турбиной; 5 — выходная информация; 6 — обратная связь;
7 — коррекция по давлению за компрессором; 8 — задатчик допустимой температуры
rasa; 9 — задатчик допустимой скорости изменения температуры; 10 — задатчик частоты
вращения вала, равной частоте тока в энергосистеме; 11 — прибор, показывающий ча-
стоту вращения вала; 12 — вал ГТУ; 13 — частотно-аналоговый преобразователь;
14 — размножитель; 15 — селектор; 16 — устройство минимального расхода топлива;
17 — питание реле скорости; 18 — контур разворота ГТУ; 19 — ограничение расхода
топлива при пуске; 20 — задатчик частоты вращения от оператора; 21 — табло; 22 —
устройство изменения управляющего напряжения, 23 — регулятор ускорения; 24 —
установка допустимого ускорения; 25 — сигнал зажигания топлива; 26 — сигнал про-
грева турбины; 27 — сигнал ускорения вала ГТУ; 28 — синхронизация энергетиче-
ского генератора с сетью; 29 — управляющий сигнал; 30 — система подачи жидкого
топлива; 31 — сервомотор; 32 — клапан регулирования подачи жидкого топлива; 33 —
главный топливный насос; 34 — дозатор топлива; 35 — сигнал подачи жидкого топлива;
36 — сигнал подачи газообразного топлива; 37 — сигнал подачи смеси жидкого и газо-
образного топлива; 38 — блок выбора типа топлива; 39 — система подачи газообразного
топлива; 40 — клапан регулирования подачи газообразного топлива; 41 — допол-
нительный клапан
в электрические импульсы, затем отрабатываются в электронной
части. Схемы, созданные на базе электрических и электронных
элементов, позволяют легко вводить различные усовершенствова-
ния систем регулирования (дополнительные импульсы, диффе-
ренциаторы и др.) и логические схемы управления.
Рассматриваемая схема имеет кроме контура регулирования
частоты вращения контур регулирования температуры газа перед
турбиной, что повышает надежность работы установки и в ряде
390
эксплуатационных режимов сокращает расход топлива. В каче-
стве измерителей контура регулирования температуры использо-
вана батарея из 12 малоинерциониых хромель-алюмелевых тер-
мопар с постоянной времени около 3 с.
Система типа «Спиндтроник» обеспечивает автоматизированный
запуск ГТУ, для чего в схеме предусмотрен контур логического
управления, рассчитанный на выполнение следующих операций:
разворот вала пусковым устройством, зажигание топлива, про-
грев турбины, раскрутка вала турбины до частоты вращения
холостого хода по заданному режиму ускорения ротора и повыше-
ния температуры газа, синхронизация электрического генератора
с сетью. Система предусматривает работу установки как иа жид-
ком, так и на газообразном топливе. Переход с одного вида топ-
лива на другой осуществляется автоматически на работающем
агрегате.
Привод основных регулирующих органов (топливных клапа-
нов) выполнен гидравлическим, что обеспечивает высокое быстро-
действие системы, ее простоту и надежность. Электронная часть
системы рассчитана на ввод большого числа дополнительных сиг-
налов (по производной регулируемого параметра, нагрузке и др.),
что позволяет иметь высокую точность регулирования, хорошие
динамические качества.
Система обладает высокой надежностью. При выходе из строя
одного из контуров регулирования система автоматически перево-
дит управление установкой на другой контур. Предусмотрена также
возможность ручного управления пуском и нагружением ГТУ.
Двухвальная установка ГТ-100. Система регулирования
и управления ГТ-100 также выполнена электрогидравлической
(рис. VI 1.38) [51]. Система имеет два контура регулирования,
обеспечивающих поддержание частоты вращения валов ТНД
и ТВД. Измерителями частоты валов являются электрические
датчики, а управление топливными клапанами осуществляется
гидравлической частью системы. Контур регулирования частоты
вращения вала ТНД включает воздействие на топливные клапаны
как КСНД, так и КСВД, а контур регулирования частоты вра-
щения вала ТВД •— лишь на топливные клапаны КСВД.
Для обеспечения надежной эксплуатации установки в системе
предусмотрены различные защитные устройства. Так, система
снабжена защитой от перегрева элементов газовых турбин, датчи-
ками которой являются малоинерциоиные термопары типа
ТХА-280М с постоянной времени меньше 10 с. Термопары распо-
ложены до и после турбин (до ТВД — 10 шт., за ТВД •— 6 шт.,
до ТНД — 12 шт., за ТНД — 8 шт.), что повышает точность
измерения температуры газа, а следовательно, и надежность ра-
боты установки.
Система предусматривает автоматизированный запуск ГТУ,
который подразделяется на следующие этапы: подготовитель-
ный — включение вспомогательных механизмов и проверка го-
391
Рис. VII.38. Принципиальная схема системы регулирования и управления ус-
тановки ГТ-100
1 — золотник защиты; 2 — гидравлический ограничитель температуры перед ТВД;
8 — золотник регулятора скорости ТВД: 4 — электромеханический преобразователь;
ТВД; 5—золотник автомата безопасности ТНД; 6 — электромеханический преобразова-
тель ТНД; 7 — золотник регулятора скорости ТНД; 8 — гидравлический ограничитель
температуры перед ТНД; 9 — золотник управления АПК; 10 — электрическая часть
системы регулирования ТНД; 11 — механизм управления; 12 — электрическая часть
системы регулирования ТВД; 13 — автоматический затвор КСВД; 14 — сервомотор
регулирующего клапана КСВД; 15 — сервомотор регулирующего клапана КСНД;
16 — автоматический затвор КСНД; 17 — регулятор давления жидкого топлива; 18 —
антипомпажные клапаны; 19 — датчик частоты вращения вала ТНД; 20 — датчик ча-
стоты вращения вала ТВД; 21 — расцепная муфта; 22 — автоматический затвор пуско-
вой турбины; 23 — выключатель пусковой турбины; 24 — механический автомат безо-
пасности пусковой турбины; 25 — переключатель положения муфты; 25 — электрома-
гнитный выключатель; 27— антипомпажный регулятор; 28— механический автомат
безопасности ТНД; I — вход воздуха; II — выход газов; III — жидкое топливо от на-
сосов; IV =- пар. Связи] — -J- электрические; — —- ™ гидравлические; =>
механические
товности системы к пуску; разворот вала ТВД, при котором пар
подается к паровой турбине, ТВД раскручивается до 1500 об/мии;
включение КСВД и КСНД, после чего раскрутка вала ТВД осу-
ществляется паровой и газовой турбинами, частота вращения
вала в конце этого этапа повышается до 2500 об/мин и пусковая
турбина отключается; дальнейший разгон валов, осуществляемый
за счет газовых турбин, с повышением частоты вращения вала
ТНД до 3000 об/мин; синхронизация и включение электрогене-
ратора в электрическую сеть. Автоматизированный пуск прекра-
щается при достижении заданной температуры за ТВД. Дальней-
шее иагружеиие производит оператор.
Газоперекачивающие станции. Системы автоматического регу-
лирования установки для газоперекачивающих станций обладают
рядом особенностей, главными из которых являются следующие.
392
1. Затраты энергии на нагнетание газа от одной станции до
другой в большой степени зависят от давления перекачиваемого
газа. Чем выше давление, тем меньше удельные затраты энергии
ил перекачку данного газа. В связи с этим задача регулирования
заключается в поддержании на предельном уровне давления за
газоперекачивающей станцией.
2. Нагнетатели газоперекачивающих сганций работают на
участок газопровода относительно большой протяженности (100—
150 км и больше), который обладает большой аккумулирующей
способностью. Вследствие этого изменение расхода газа за счет
потребителей вызывает плавные во времени изменения давления
газа за станцией. Такие возмущения можно компенсировать с до-
статочной точностью одним регулятором, следящим за общим
давлением за станцией. Этот регулятор должен управлять часто-
той вращения нагнетателей станции, а следовательно, и мощностью
агрегатов. Вместо регулятора давления может быть применено
ручное или дистанционное управление. Это, конечно, снижает
уровень автоматизации, но из-за плавного характера изменения
давления газа технически осуществимо.
3. Газоперекачивающую станцию оснащают, как правило, не-
сколькими агрегатами, работающими параллельно или последо-
вательно. При их эксплуатации требуется изменять нагрузку
работающих машин вплоть до включения или выключения от-
дельных агрегатов.
Указанные особенности ГТУ газоперекачивающих станций
определяют основные элементы их системы регулирования и
управления. Каждый агрегат имеет свой командный орган в виде
регулятора скорости приводного вала. Так как частота вращения
приводного вала меняется в широких пределах, то целесообразно
применять гидродинамический регулятор скорости. В этом случае
задатчик частоты вращения может получать сигнал от общего
для станции регулятора давления. При его отсутствии частота
вращения устанавливается обслуживающим персоналом.
Наличие свободного вала полезной мощности в рассматривае-
мых ГТУ делает их весьма чувствительными к разгону при сбросе
нагрузки. В связи с этим помимо основного регулирующего ор-
гана, управляющего подводом топлива, применяют дополнитель-
ные средства снижения мощности. Примером этого являются
сбросные клапаны, которые при сбросе нагрузки выпускают воз-
дух из компрессора в атмосферу, минуя газовую турбину.
На рис. VII.39 представлена принципиальная схема регули-
рования установки ГТК-10 (НЗЛ) [80]. Командным органом
системы регулирования является регулятор скорости Л изме-
ряющий частоту вращения силовой турбины. Этот командный
орган работает по гидродинамическому принципу, получая сиг-
нал о частоте вращения от импеллера 16. При изменении частоты
вращения меняется давление за импеллером, что приводит к пе-
ремещению золотника регулятора 1. Последний через дроссельное
393
Рнс. VII.39. Принципиальная схе
1 — регулятор скорости с пусковым устройством; 2 — гидродинамический автомат безо
4 — регулятор давления; 5 — электромагнитный выключатель; 6 — датчики осевого сдвига
бодетандера; 9 — автомат безопасности турбодетандера; 10 — автомат безопасности ТВД
нести вала низкого давления; 14 — главный масляный насос; 15 — электромагнитный
регулятор давления «после себя»; 20 — инжектор; 21 — пусковой масляный насос; 22 —
регулятор скорости турбодетандера; 26 — клапан регулирования подачи пускового газа
I — воздух от осевого компрессора; II — подвод газа; III — к дежурной горелке; IV —
вал ТВД; VIII — вал ТНД; IX — в атмосферу; X — воздух из полости нагнетания ком-
прессора; XIV — к остальным семи сбросным клапанам; XV — в систему смазки;
пеллера, в -=> предельной защиты, а —* проточное, д от инжектора, в — посто-
394
ма регулирования установки ГТК-10
пасностн; 8 — блок стопорного и регулирующего клапанов с ограничителем приемистости;
валоп ТНД и ТВД: 7 — выпускной воздушный клапан; 8 — расцеиное устройство тур-
е масляным выключателем; II п 12 — переключающие золотники; 13 — автомат безонас-
выключатель; 16 — импеллер; 17 — дроссельный клапан; 18 — маслоохладитель; 19 —
с I тный к. шан; 23 — скоростной золотник; 24 — сбросные воздушные клапаны; 25 —
о сер >мот рм; 27 — переключатель турбодетаидора; 28 — электромагнитный золотник;
к рабочей горелке; V — давление за КС; VI — к реле осевого сдвига нагнетателя; VII —
пр. сора; XI — пусковой газ; XII — к турбодетандеру; XIII — отбор воздуха из ком-
XVI — к винтовым насосам и на смазку нагнетателя. Масло: а — силовое, б — от им-
инного давления, <ж — на смазку; з — предельное регулирование; и воздух
395
окно воздействует на давление масла в системе, что вызывает
перемещение отсечного золотника, расположенного в блоке кла-
панов 3. Этот блок, включая обратную связь и действие регуля-
тора приемистости, работает по схеме, обеспечивающей надеж-
ную эксплуатацию установки.
В конструкции регулятора 1 предусмотрена возможность управ-
ления частотой вращения ротора силовой турбины. Это управле-
ние регулируемым параметром осуществляется за счет перемеще-
ния буксы регулятора, которое может быть дистанционным или
ручным.
В системе регулирования имеются устройства защиты ГТУ.
К иим относятся автоматы безопасности валов низкого давления 13
и турбодетандера 9, которые при отрабатывании бойковых изме-
рителей сливают масло из системы предельного регулирования.
В целях предотвращения заброса частоты вращения вала низ-
кого давления при сбросах нагрузки предусмотрены выпускные
клапаны с сервомоторами. Для измерения осевого сдвига валов
высокого и низкого давления служат датчики б, которые позво-
ляют как производить визуальное наблюдение, так и воздейство-
вать на систему предельного регулирования. Запуск установки
осуществляется турбодетаидером, система управления которого
включает регулятор скорости турбодетандера 25, клапан с серво-
мотором 26 и переключатель 27.
Аналогичные системы регулирования применяет НЗЛ и на
других своих ГТУ для компрессорных станций.
Глава VIII
СИСТЕМЫ ТОПЛИВОПОДАЧИ,
МАСЛОСНАБЖЕНИЯ И ШУМОГЛУШЕНИЯ.
ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
VIII.1. Системы топливоподачи
Топливо для ГТУ. По физическому состоянию все органиче-
ские топлива делятся на газообразные, жидкие и твердые. Основ-
ными горючими элементами органического топлива являются
углерод С и водород Н, которые содержатся в виде различных
химических соединений (углеводородов). В его состав входят
также кислород О, азот N, сера S и ряд других элементов. Техни-
ческим топливом называется смесь различных соединений указан-
ных элементов, а балластом — негорючая часть, состоящая нз
минеральных неорганических включений (воды) и влаги.
В стационарных и транспортных ГТУ открытого цикла исходя
из требований обеспечения высокой степени надежности и долго-
вечности (моторесурса) повсеместное практическое применение
находят высококалорийные кондиционные сорта газообразного и
жидкого органического топлива.
Решение проблемы использования твердого органического топлива в ГТУ
открытого типа путем непосредственного его сжигания из-за значительный
технических трудностей ие вышло еще из стадии поиска 13, 8J.
Основными характеристиками органических топлив для ГТУ
являются:
удельная теплота сгорания — количество теплоты Qb, которое
выделяется при полном сгорании единицы массы сухого топлива
в постоянном объеме; поскольку обычно входящая в состав топ-
лива вода в продуктах сгорания всегда находится в газообразном
состоянии, в расчет вводится удельная теплота сгорания за вы-
четом той доли теплоты, которая была затрачена на испарение
воды, низшая теплота сгорания
физико-химический состав органического топлива, определяе-
мый химическим анализом.
Для газообразного топлива определяют процентное содержа-
ние отдельных газов, образующих газовую смесь (Н2, О2, N£, СО»
СО2, СН4, тяжелые углеводороды С„Нт и др.), и влаги W. Для
жидких топлив устанавливают процентное содержание отдель-
397
ных химических элементов (С, Н, О, N, S), а также минеральных
включений (золы) и влаги.
Газообразные топлива, применяемые в ГТУ, подразделяют на
следующие:
природный газ, состоящий в основном из метана СИ* с при-
месью углеводородов метанового ряда (этана, пропана, бутана
и др.), высших углеводородов (этилена, пропилена и т. д.) и не-
большого количества СО2, Na> Н2, Не; для него « (34 -4-
-4-38) 103 кДж/м3.
Основные характеристики природных газов различных месторождений
СССР приведены в приложении 10;
попутный газ, получаемый обычно как побочный продукт при
эксплуатации нефтяных месторождений и состоящий в основном
из тех же компонентов, что и природный газ, но с относительно
большим содержанием высшнх углеводородов; для него Qh
w (32-4-41) 108 кДж/м3;
искусственный газ, представляющий собой продукт перера-
ботки различного сырья в промышленных процессах (доменном,
коксохимическом, нефтеперерабатывающих и т. д.) и газогенера-
торных установках; в его состав обычно входят На, СО, СО2
и большое количество N2 (до 50—75 %). Для искусственного
газа Qh а* (0,35-4-3,5) 103 кДж/м3.
К применяемым в ГТУ жидким топливам относят:
легкие, светлые дистилляты, к которым относят реактивное
н дизельное топлива;
тяжелые дистилляты —• газотурбинные топлива;
остаточные нефтяные топлива — мазуты и моторное топливо,
представляющие собой смесь легких топлив с мазутом.
Наряду с низшей теплотой сгорания, содержанием воды и ме-
ханических примесей к важным характеристикам жидких топлив
применительно к ГТУ относятся нижеследующие.
1. Вязкость, характеризующая степень текучести, определя-
ющую возможность перекачки и способность к распыливанию
топлива. Она измеряется в единицах кинематической вязкости
V — мм2/с.
Иногда ее намеряют в градусах условной вязкости — °ВУ, за которую при-
нимают время истечения определенного количества топлива прн данной темпе-
ратуре через калиброванное отверстие к времени истечения такого же количе-
ства воды при 20 °C [51]. Количественная зависимость между единицами °ВУ
и кинематической вязкостью V в мм2/с прн данной температуре имеет вид: v =
= 7,319 ГВУ]4-6,31/[°ВУ].
Вязкость зависит от температуры топлива, уменьшаясь с ее
повышением (рис. VIII.1). Поскольку качественное распылива-
ние жидкого топлива может достигаться лишь при относительно
небольшой вязкости (ие более 6 °ВУ), для тяжелых, а иногда и
газотурбинных топлив требуется предварительный их подогрев
перед подачей в камеру сгорания ГТУ [511.
398
вязкости жидких топлив
от температуры
Топлива! 1 — реактивные;
2—4 — дизельные ДА, ДЗ,
ДЛ соответственно; 5, 6 —
газотурбинные; 7 — мотор-
ные ДТ; 8 — мазут флот-
ский Ф-12; 9 — моторные
ДМ
2. Температура застывания — показа-
тель перекачиваемости жидкого топлива
но трубопроводам.
3. Температура вспышки, являющаяся
косвенным показателем степени пожаро-
опасности топлива.
4. Зольность — основной показатель
степени возможного эрозионного износа,
коррозии и образования отложений в про-
точной части газовой турбины.
Элементами, активно способствующими
коррозии деталей проточной части, в том
числе из жаропрочных сплавов, являются
сера, ванадий, натрий, калий, кальций и
свинец. В связи о этим даже относительно
небольшое количество указанных элемен-
тов, особенно ванадия и натрия, в золе
жидких топлив приводит к необходимости
предварительной его подготовки путем
промывки с последующим обессоливанием,
а также введения различных антикорро-
зионных присадок (ингибиторов), напри-
мер каолина, ZnO, МпО, MnSO4, изме-
няющих физико-химические свойства зо-
ловых отложений в благоприятную сторону g точки зрения сни-
жения интенсивности коррозии.
Основные характеристики отечественных жидких топлив,
рекомендуемых к применению в ГТУ, приведены в прило-
жении 11.
Системы хранения, подготовке и подачи жидкого топлива.
Эти системы предназначены для хранения определенного количе-
ства жидкого топлива, его предварительной подготовки н подачн
в камеру сгорания при требуемых режимах работы ГТУ, соответ-
ствующем расходе и др. Для образования высококачественной
горючей смеси жидкое топливо подается в камеру сгорания в мел-
кораспылеином виде с помощью специальных устройств — фор-
сунок.
Топливные системы ГТУ для работы на жидком топливе должны
обеспечивать:
прием топлива в основные емкости (цистерны) и последующую
передачу его в расходные емкости;
достаточно длительное хранение топлива без интенсивного
образования осадка вследствие его окисления и продуктов других
химических реакций (кислот и щелочей).
Из-за более интенсивного окисления газотурбинные топлива целесообразно
хранить при минимальной температуре, обеспечивающей их достаточную те-
кучесть;
399
удаление из топлива воды н растворенных в ней солей химиче-
ских элементов, вызывающих коррозию и занос деталей проточ-
ной части турбины;
очистку топлива от механических примесей, приводящих
к эрозии и загрязнению отдельных элементов системы (форсунок,
фильтров, насосов и т. д.);
подачу топлива к форсункам при требуемых расходе, давлении
и температуре.
Поскольку допустимый уровень концентрации агрессивных
металлов в жидких топливах для ГТУ весьма мал, следует избе-
гать попадания в цистерны для хранения топлива соленой воды,
пыли или мазута, для чего все емкости и трубопроводы на нефте-
базах для хранения жидкого топлива должны быть тщательно
очищены от остатков мазута (или же топливо хранят в специаль-
ных емкостях).
Для обеспечения длительной исправной работы ГТУ нужно
иметь не менее двух емкостей для хранения жидкого топлива
с таким расчетом, чтобы объем каждой из них был достаточен
для питания ГТУ в течение примерно 25—30 ч. В указанный про-
межуток времени в остальных емкостях осуществляются надле-
жащий отстой и подготовка топлива. (Температуру отстоя для
газотурбинных топлив целесообразно поддерживать в пределах
315—330 К.)
Забор топлива из емкостей следует осуществлять с помощью
плавающих устройств для предотвращения возможного попадания
в топливо воды и механических примесей из отстоя [511. Внутрен-
ние поверхности баков следует покрывать антикоррозионным
составом и снабжать внешней тепловой изоляцией.
На атмосферных (дыхательных) клапанах баков требуется устанавливать
фильтры. Они должны иметь устройства для забора контрольных проб топлива.
Удалять воду из топлива необходимо по следующим причинам:
в воде содержатся в виде растворов соединения (соли) таких
коррозионно-активных элементов, как Na и К, а также Са и Mg;
вода, находящаяся в жидком топливе, способствует интенсив-
ному его окислению и накоплению осадков;
вода в топливе в свободном состоянии или в виде эмульсий
ухудшает процесс очистки топлива фильтрацией.
Непосредственное сжигание тяжелых дистиллятов в ГТУ без
предварительной их обработки допускается при содержании:
V < 0,5 мг/кг; Na + К 0,5ч-1 мг/кг; РЬ 14-2 мг/кг; Са
14-5 мг/кг. В целях снижения до допустимых пределов содер-
жания в жидком топливе элементов, вызывающих коррозию дета-
лей проточной части турбины, включая камеру сгорания и вы-
пускной тракт, топливо предварительно обрабатывают специаль-
ными присадками (ингибиторами). Введение присадок позволяет
также интенсифицировать процесс горения тяжелого жидкого топ-
лива и уменьшить его химический недожог (с выделением сажи).
400
Таблица VIII.l
Основные данные о присадках к тяжелым газотурбинным топливам [51 ]
Покаэвтель Тип присадки
1 2
Активный элемент Mg Mg-|- Сг
Вязкость условная при 323 К, °ВУ Температура, К: 9—20 4,8
вспышки 356—372 360
застывания 248—250 242
Плотность при 293 К, г/см3 Массовая доля, %: 0,99—1,0 0.Q6
Mg 4,4—4,7 2,2—2.4
Сг — 1,1—1,8
Специальные присадки (деэмульгаторы) применяют для предотвращения об*
разевания эмульсии и_ сокращения времени отстоя тяжелых жидких топлив.
В табл. VIII.l приведены основные данные о присадках к тя-
желым газотурбинным топливам: типа 1 — магнивая соль жир-
ных кислот, выпускаемая по ТУ 38УССР 01-275—77; типа 2 —
комбинированная присадка НИМБ-2 по ТУ 38УССР 301230—82
[511. Дозирование этих присадок необходимо производить с со-
блюдением соотношений Mg/V = 34-3,5, Cr/Na л; 2.
На рис. VIII.2 изображена схема ввода присадок к газотурбин-
ному топливу на установке ГТ-100 ЛМЗ [511.
Поскольку присадки приводят к повышению зольности сжи-
гаемого топлива, а тем самым к образованию отложений на дета-
лях проточной части ГТ, для устранения подобного явле-
ния в топливо иногда добавляют в качестве присадки соедине-
ния Si или А1. Для удаления таких коррозионно-активных элемен-
тов, как Na и V, а также К и частично Са и РЬ тяжелое жидкое
топливо для ГТУ подвергают промывке водой. Последующее
отделение воды, содержащей соли указанных элементов, осуще-
ствляется с помощью центробежных сепараторов или неподвиж-
ных электрогидраторов. В большинстве случаев применяют двух-
ступенчатую промывку, при которой из топлива удаляется при-
мерно 99 % Na. Обработанное присадками топливо закачивают
в отдельную емкость для хранения и контроля содержания вред-
ных с точки зрения коррозии элементов. Типовая схема двух-
ступенчатой промывки тяжелого жидкого топлива для ГТУ пока-
зана на рис. VIII.3.
Для транспортировки по трубопроводам и обеспечения высо-
кого качества распиливания топливо предварительно подогревают
как в емкостях (бачках), так и в специальных теплообменниках,
греющим агентом в которых служит водяной пар, горячая вода,
электрический ток, горячий газ и т. д. Примерная схема подо-
401
Рис. VIII.2. Схема ввода присадок к газотурбинному топливу на установка
ГТ-100
/ — приемный бак; 2 — бачки с присадкой; 3 — насосы; 4 бан для дозирования при-
садки; 5 — бак для приготовления присадки в топливо (с мешалкой); 6 — фильтр;
7 — насос-дозатор; 8 — регулирующий клапан: 9 — буферная емкость; 10 — смеси-
тель; 11 — к насосам второго подъема; 12 — дренаж: Т — топливо; П —• присадка:
Р — раствор присадки в топливо; В — воздух; Г — горячая вода
грева тяжелого жидкого топлива при сливе изображена иа
рис. VIII.4 (применена для ГТ-100 «ПМЗ на ГРЭС№ 3 Мосэнерго).
Топливо очищается от механических примесей в фильтрах. Топ-
ливные фильтры, применяемые в ГТУ, по конструкции делятся
на поверхностные и обьемные. В качестве фильтрующих элемен-
тов служат металлические проволочные сетки с размером ячейки
от 0,48 до 2 мкм, искусственные ткани, термостойкая бумага,
фибра, керамические материалы. В некоторых конструкциях
фильтрующая поверхность образуется навивкой проволоки или
ленты на ребристый каркас.
В качестве примера конструкций поверхностных фильтров иа
рис. VII 1.5 изображен сетчатый фильтр для очистки топлива от
частиц размером до 50—100 мкм, а на рис. VIII.6 — пластинча-
тый фильтр, допускающий очистку топлива от механических при_
402
Рис. VIII.3. Типовая схе-
ма двухступенчатой про-
•х>1вки тяжелого жидкого
топлива для ГТУ
/ — непромытое топливо;
2 — емк> сТЬ для хрвненля
нес! г,, дного топлива;
• ' - < чинен ид*! вод i; 4—•
। ; 'лени е воды т члиео;
очhi . ка замазученных
ид; 6 - свежая вода; 7 —
1 |догр"" гель свежей воды;
— усц Ji ст во для измере-
ния массы в ды в топливе;
— сеп гор ступени II;
10— Вид* отсев арнрован-
ная в ступени II; /I —сме-
ситель ступени II; 12 — во-
,11 , отсепарировадная в сту-
> *“и I; 13 — топливоводя-
и । смесь: 14 — бак с де-
ь'- льг тором; 15 — сег ipa-
гор ступени I; 16 — сброс
шлака; 17 — смеситель сту-
вини I; 13 — паровой (электро) топливоподогр—штель; 19 — топливо-топливный
*и .югреватель; 20— промытое топливо; 21 — смеситель; 22 — грубый фильтр; 23 —•
насос-дозатор; 24 — насос
месей с размером частиц 15—25 мкм [571. Такой фильтр очи-
щается путем поворота пластинчатой звездочки 3 с помощью
маховика или периодически включаемого электродвигателя. В объ-
емных фильтрах отложение примесей происходит в массе филь-
трующего материала, вследствие чего эти фильтры имеют элементы
разового действия. Достоинством объемных фильтров является
возможность не только очистки топлива от механических приме-
сей, но и отделение воды. Одна из конструкций объемного топлив-
ного фильтра для ГТУ показана иа рис. VIII.7 [141. Объемные
фильтры обеспечивают очистку жидкого топлива от твердых ча-
Рис. VIII.4. Схема подогрева тяжелого жидкого топлива при сливе
1 — цистерпа; 2 — устройство для поступления подогретого топлива и слива основ-
ного топлива; 3 — сланной трубопровод; 4 — трубопровод подогретого топлива; 5 —•
гидроэатчор; 6 —- приемная емкость; 7 — насосы; 8 — подогреватель топлива; 9 ~~ под-
вод пара; 10 — отвод конденсата
403
Рис. VIII.5. Сетчатый топ-
ливный фильтр
I » крышка; 2 — корпус;
3 — сетка; 4 — каркас
Рис. VIII.6. Пластинчатый топливный фильтр
маховик; 2 » корпус; 5 — пластинчатая авеэдочка;
4 <— крестовина
Рис. VIII.7, Объемный топливный
фильтр
Рис, VII 1.8. Центробежная форсунка: а —• конструктив-
ная схема; б — график изменения рс, а, Р от А для одно-
ступенчатой форсунки; в — гидравлическая характери-
стика одно- и двухступенчатой центробежной форсунки
стиц размером до 2—7 мкм. Для тяжелого жидкого топлива преду-
сматривается двухступенчатая очистка. В первой ступени уда-
ляются механические примеси с размером частиц более 3 мкм и
отделяется свободная вода, а во второй ступени, выполненной
в виде перегородок из гидрофобного материала, происходит прак-
тически полное отделение эмульгированной воды.
Для транспортировки жидкого топлива по трубопроводам си-
стемы применяют шестеренные, винтовые и центробежные насосы.
Для непосредственной подачи к форсункам жидкого топлива
с достаточно большим избыточным давлением (примерно до 6 МПа)
используют шестеренные и винтовые насосы. В ГТУ на легком
жидком топливе широко распространены поршневые насосы плун-
жерного типа с качающейся шайбой. Для подачи распыленного
жидкого топлива в камеру сгорания наиболее часто применяют
форсунки центробежного типа. Принцип действия простейшей
центробежной форсунки (рис. VIII.8, а) основан на том, что пода-
ваемое по тангенциальным каналам 3 в камеру со скоростью пу0
топливо получает интенсивную закрутку wu, поэтому струя рас-
пыленного топлива выходит из сопла 2 в виде конической пелены
с центральным углом 0 и центральным воздушным шнуром
405
радиусом гш [571. Расход через такую форсунку определяют по
формуле
^топ — ТСГсрс ЗртопО/Ь’топ » (VIII. 1)
где рс == 1/]/Л2 (1 — о) + 1/о2 — коэффициент расхода; ст = 1 —
—(rm/rc)z— коэффициент живого сечения форсунки; А —
= — комплексный геометрический параметр (характе-
ристика) форсунки; z — число тангенциальных каналов.
Максимальное значение рс описывается формулой
Нс шах = 0/7/ °7(2 СТ) 1
а угол распиливания р — формулой
tg (₽/2) « 2р,Л /К(1 + гш/гс)2 — 4рсД2 . (VIII.2)
Зависимость рс, ст и ₽ от параметра А дана иа рис. VIII.8, б.
Гидравлическая характеристика I центробежной форсунки на
рис. VIII.8, в описывается формулой
GTon Лх yfРтоп о •
Поскольку диапазон относительного изменения расхода топ-
лива в ГТУ при изменении нагрузки от нуля до полной сравни-
тельно мал (не более 3—5), для расширения его и в целях улучше-
ния характеристики регулирования ГУТ в ряде случаев приме-
няют групповые распылители, оборудованные несколькими одно-
ступенчатыми центробежными форсунками, последовательно вклю-
чаемыми в работу по мере увеличения нагрузки ГТУ. Однако
чаще всего в этих случаях используют двухступенчатые центро-
бежные форсунки, в которых при малых нагрузках топливо
подается только через первую ступень (линия I на рис. VIII.8, б),
а при больших — одновременно через первую и вторую ступени
(линия //). Суммарная характеристика GTOn — f (/4>п о) двух-
ступенчатой форсунки изображена иа рис. VIII.8, в, линией abed,
а ее конструкция показана иа рис. VIII.9, а [14].
Расход топлива в одноступенчатых форсунках можно регули-
ровать, изменяя площадь проходного сечения ее тангенциальных
каналов, а также сливая часть топлива по перепускному каналу
обратно в бак (рис. VIII.9, б).
Некоторое применение в ГТУ находят комбинированные пнев-
момеханические форсунки (рис. VI П.9, б), в которых за счет
использования дополнительной энергии вводимого сжатого воз-
духа улучшается качество распыливания топлива в широком
диапазоне изменения его расхода. Для таких форсунок необходим
автономный источник сжатого воздуха высокого давления (до
2,5—3 МПа). Эффективность распыливания жидкого топлива ха-
рактеризуется средним диаметром капель, который в первом
приближении можно определить по формуле
^к. ср "V
(VIII.3)
406
Рис. VIII.9. Конструктивные схемы топливных форсунок: а — двухступен"
чатой центробежной; б — одноступенчатой с обратным сливом; в — пневмо-
механической
1 — тангенциальные каналы: 2 — камеры еакручивання; 3 — сопла; 4 — каналы
а также исходя из закона (спектра) распределения капель по
диаметрам, приближенно описываемого соотношением [571
0Сщ = е-°-е93 (4/d«. ср)*, (VIII.4)
где АрТоп — перепад давления топлива в форсунке; Вк — число
капель диаметром dK > dK. ср; Вк. общ — общее количество ка-
пель; х = 3.
Принципиальная схема топливоподачи ГТУ, работающей иа
легком жидком топливе, показана на рис. VIII.10 [471, а на тя-
желых газотурбинных топливах — на рис. VIII.11 [511, причем
правая верхняя часть схемы представляет систему промывки
легким жидким топливом, обеспечивающую надежность пуска.
Системы подачи газообразного топлива. В природном или
попутном газе, используемом в качестве топлива для ГТУ, могут
содержаться твердые частицы, горючие конденсаты, вода и соеди-
нения серы. Во избежание отрицательного воздействия указанных
примесей на соответствующие элементы установки (эрозии, обра-
зования отложений, коррозии и т. д.) эти газы очищаются от
твердых частиц с размерами d 10 мкм в фильтрах с допустимой
концентрацией 4—30 мг/кг [51]. Жидкие-фракции удаляют из
газа на входе в систему путем сепарации, а очищенный газ в слу-
чаях необходимости подогревают горячей водой, паром или элек-
407
11’
Рис. VIII. 10. Принципиальная схема топливоподачи ГТУ, работающей иа
легком жидком топливе
1 — топливный бак; 2 — подкачивающий насос; 3 — отсечной кран; 4 — фильтр гру-
бой очистки топлива; б — топливный насос низкого давления; 6 — перепускной клапан.
7 — топливный насос высокого давления; 8 — фильтр тонкой очистки топлива; 9 —•
распределитель; 10 — клапан; 11 — пусковые форсунки; 12 — основные форсунки
тронагревателями до температуры, превышающей на 10—25 °C
температуру конденсации водяных паров при рабочем давлении
(за клапанами).
При наличии в газообразном топливе соединений серы, серни-
стых органических соединений, хлоридов, СО и СО2 трубопроводы
и элементы топливоподачи следует изготовлять из нержавеющей
Рис. VIII.lI. Принципиальная схема топливоподачи ГТУ, работающей на тя-
желых жидких топливах
1 — расходная цистерна промытого топлива: 2 — щелевые фильтры; 3 — подкачивающий
насос: 4 — сетчатые фильтры; 5 — главный топливный насос; б — подогреватель; 7 —
байпасный клапан; 8 — отсечной кран; 9 — дроссельный край; 10 — продувочный
баллон; 11 — распределитель; 12 — основные форсунки; 13 — пусковая форсунка:
14 — топливный иаеос; 15 — цистерна легкого топлива; I — нз системы промывки
топлива (см. рис. VIII.3); II — в расходную цистерну
408
Рис. VIII. 12. Схема подачи природного газа к ГТУ типа ГТ-100
1 — сборник конденсата; 2 — сепаратор; 3 — газ из газопровода; 4 — расходомерная
диафрагма; б — фильтр; 6, 7 — газ к системе распределения соответственно КСНД и
КСВД; В — воздух на продувку; 9 — ресивер; 10 — нагнетатель природного газа с элект-
роприводом; 11 — перепускной клапан; 12 — сброс в газопровод; I — клапан с пневмо-
приводом; II — предохранительный клапан; III — выпуск газа в атмосферу (в свечу)
стали [511. Для предотвращения возможной низкотемпературной
сернистой коррозии иа участке выпуска температура детали
должна быть выше точки росы сернистых соединений.
Давление газа в подводящей магистрали примерно на 0,5 МПа
должно превышать давление в камере сгорания. При невозмож-
409
Рис. VIII. 14. Комбиниро-
ванная горелка камеры
сгорания высокого давле-
ния ГТУ типа ГТ-100 ЛМЗ
1 — регистр; 2 — выход
основного газа; 3 — выход
дежурного газа; 4 •= фор-
сунка
ности выполнить указанное требование для создания нужного
давления газа устанавливают дожимающий компрессор.
На рис. VIII.12 приведена схема подачи природного газа
к ГТУ типа ГТ-100 151]. Обводная магистраль с клапаном вве-
дены в схему для перепуска части топливного газа на всасывание
компрессора в режимах частичной нагрузки. В системе топливо-
подачи должна предусматриваться продувка отдельных участков
магистрали за фильтрами (сепараторами) и перед камерой сгора-
ния через «свечи», оборудованные вентилями, которые выводятся
на наружную сторону здания на высоту примерно 5 м (т. е. выше
его крыши). Вследствие токсичности топливных газов (особенно
с содержанием H2S, СО или меркаптанов) необходимо обеспечить
высокую плотность всего газового тракта ГТУ. Дожимающие
компрессоры должны иметь внешние герметичные уплотнения.
Перед запуском ГТУ и после ее остановки все топливопроводы
следует продуть воздухом. На топливопроводе, подводящем газ
к камере сгорания, необходимы автоматические запорные устрой-
ства, предохраняющие газ от попадания в него воздуха при ава-
рийных остановках компрессора или падения давления в газо-
проводах.
Необходимость указанных мер обусловливается как токсич-
ностью, так и взрывоопасностью смеси горючего газа с воздухом
(при содержании газа 5—14 % объема смеси и ее температуре
около 300 °C). В связи с этим в дополнение к перечисленным мерам
необходимо обеспечивать вентиляцию помещений, в которых уста-
новлены ГТУ. Газообразное топливо подается в камеры сгорания
с помощью специальных горелочных устройств (горелок), которые
по конструкции и принципу действия делятся на регистровые,
диффузионные, диффузионно-регистровые, с раздачей горючего
газа через отверстия или прямоугольные щели, струйно-стабили-
заторные, многоканальные, составленные из отдельных стабили-
410
Рис. VIII. 15. Комбинированная горелка ГТУ типа V93 фирмы
KBY (ФРГ)
1 — регистр; 2 —« конус; 3 — форсунка; 4 — пусковой газ; 5 — санов-
ной газ
411
заторов, собранных в секторе и устанавливаемых по фронтовому
кольцу камеры сгорания. Каждый сектор имеет отдельный подвод
топливного газа от общего коллектора. На рис. VIII. 13 показаны
газовые горелки камеры сгорания приводной ГТУ типа ГТК'10
НЗЛ [33]. В энергетических ГТУ средней и большой мощности
широкое применение находят комбинированные горелки
(рис. VIII. 14 и VIII.15), предназначенные для сжигания как
газообразного, так и жидкого топлива.
VIII.2. Система маслоснабжения
Система маслоснабжения ГТУ предназначена для обеспечения
смазки подшипников турбомашин, зубчатых передач и различных
шарнирных соединений узлов системы автоматического регули-
рования.
За счет смазки подшипников скольжения турбомашин умень-
шается коэффициент трения между вращающимся ротором и не-
подвижным подшипником (вкладышем), а следовательно, и доля
полезной работы, затрачиваемой на преодоление сил трения,
обеспечивается длительная надежная работа подшипников во всем
диапазоне режимов ГТУ благодаря как созданию устойчивого
масляного слоя между ротором и вкладышем подшипника, так
и отводу теплоты, выделяющейся при трении в этом масляном
слое.
При наличии в ГТУ подшипников качения подаваемое в них масло исполь-
зуется в основном для отвода теплоты, выделяющейся при трении.
Масло, подаваемое для смазки зубчатых (червячных) передач
и шарнирных соединений системы автоматического регулирова-
ния, предназначено для уменьшения работы трения в указанных
элементах и повышения их износостойкости. Когда в ГТУ приме-
няется гидравлическая или электрогидравлическая система авто-
матического регулирования, смазочное масло является также ра-
бочим телом, используемым для передачи импульсов и способ-
ствующим нормальному функционированию этой системы.
Технические требования к смазочным маслам установлены
ГОСТ 3274.1—72* и ГОСТ 10289—79*. В табл. V1II.2 приведены
основные характеристики смазочных масел, рекомендуемых к при-
менению в стационарных и транспортных ГТУ [471.
Массу жидкой смазки GM, которую следует подвести к тру-
щимся поверхностям, можно приближенно рассчитать по коли-
честву теплоты QTp, выделяющейся при трении, и допустимому
нагреву смазки А£м:
GM = QTp/(cpM А/м), (VIII.5)
где срм — средняя теплоемкость масла.
Перепад температур на выходе и входе в подшипники А/м
определяется допустимой кинематической вязкостью и стойкостью
412
Таблица VIII.2
Технические характеристики масел для газовых турбин
Карактеримгика
Кинематическая вязкость, мм2/с:
при 323 К
» 293 К, ие более
Кислотное число
Зольность, %, не более
Содержание примесей: водорастворимых
кислот и щелочей, механических приме-
сей, воды, серы
Температура застывания, К. не выше
20—23
0,02 0,05
0,005
0
7—9,6
30
0,04
258 I 228
масла против окисления, оцениваемой так называемым кислотным
числом, поскольку с увеличением температуры вязкость масла
уменьшается, а склонность его к окислению возрастает.
Кислотное число измеряется количеством щелочи (КОН), необходимой
для нейтрализации кислотности заданной массы масла.
В ГТУ, имеющих открытую систему смазки, температура масла
на сливе не должна превышать 70—75 °C.
Зольность смазочных масел характеризуется нх склонностью
к образованию твердого остатка (шлама) и массой механических
примесей. Количество теплоты QTp с достаточной точностью можно
вычислить по мощности, затрачиваемой на преодоление трения
в опорных н упорных подшипниках турбомашин.
При наличии редуктора, а также передач на приводе вспомогательных агре-
гатов от основного вала необходимо учесть дополнительные затраты мощности иа
преодоление в них сил трения.
В каждом из опорных подшипников скольжения затраты мощ-
ности (кВт) определяют по формуле
Wtp.oh = Л (Г + 2а) ^2рсо2/(102и), (VIII.6)
где L — длина шейки ротора в пределах вкладыша; а — ширина
(вдоль оси ротора) каждого из двух поясков вкладыша; R —
радиус окружности вкладыша; о — solR — максимальный отно-
сительный зазор между шейкой ротора и вкладышем; со — угло-
вая скорость ротора.
413
Нагрев масла в опорном подшипнике
AfM = 36,7- lOVco/a2. (VIII.7)
При нормальной работе подшипника А/м 15 °C. В каждом
на упорных подшипников турбомашины, имеющих самоустанавли-
вающиеся колодки, затрата мощности (кВт) на трение
Т/ур. уп « 7,2циср. у. rFУ, «/Si- (VIII.8)
Здесь «ср.т.г —средняя окружная скорость упорного гребня;
Fy. н — суммарная площадь упорных колодок; Sj — минималь-
ный зазор в масляном клине на рабочих упорных колодках, мм:
Si ж 2,56 -10а У Гу. KLy. иыср. у. Г/Рос, (VIII.9)
где Ьу.н —ширина упорной колодки по среднему диаметру;
Рос — осевое усилие на упорный подшипник.
Если упорный подшипник заполнен маслом, то дополнитель-
ная затрата мощности (кВт) на трение упорного диска о масло
/Утр.д « 94₽О2.ди2. Д (1 - Гу.н/Гд- Ьд/Оя.п), (VIII.10)
где р = f (Re) — численный коэффициент; Re = £)в. дМн. E/v;
&н. д, иа. д — наружный диаметр и периферийная окружная
скорость упорного диска; Гд — площадь боковой поверхности
упорного диска; Ьд — ширина цилиндрической части упорного
диска.
В предварительных расчетах для средненагруженных подшип-
ников значения ЛГтр. Оп» ЛГтр.уп и д (кВт) можно опреде-
лить по приближенным формулам [14]
л/Тр. сп« 8бОц (n/iooo)2; л/1р. у„« 86D„ («/1 ооо)®;
Л/,р. д « 5,070 ш6 (п/1000)2'8,
где Da — диаметр шейки вала; гг — частота вращения ротора,
об/мин.
Нагрев масла в упорном подшипнике А/м 0,64рср, при
нормальной работе турбоагрегата А/м <1 104-15 °C.
Циркуляционный расход смазочного масла оценивают по его
удельному расходу == GJNe. Действительный расход смазоч-
ного масла определяют с учетом его физических потерь (утечек
во фланцевых и ниппельных соединениях, испарения, потерь
со шламом и т. д.). Эти потери при нормальных условиях эксплуа-
тации ГТУ не должны превышать Адм л; 0,5-10“® кг/кДж. Рас-
четное значение расхода GM, определяющее требуемую произво-
дительность маслонасоса, должно быть увеличено примерно на
10 % с учетом дополнительного расхода масла на смазку подшип-
ников вспомогательных механизмов, шарнирных соединений узлов
системы автоматического регулирования и т. д. ГТУ оборудуют,
как правило, напорными системами смазки, в которых масло под
соответствующим избыточным давлением подается к каждому под-
414
шипнику через каналы во
вкладышах, снабженных
дроссельными шайбами,
или через форсунки. Необ-
ходимые давление и рас-
ход масла обеспечиваются
при нормальной работе
агрегата маслонасосом
(шестеренным, винтовым
нли центробежным).
В аварийных ситуаци-
ях, когда прекращается
подача масла от масло-
насоса, используют грави-
тационную систему смазки,
в которой масло самотеком
поступает из емкости, рас-
положенной на некоторой
высоте по отношению к
Рис. VIII. 16. Принципиальная схема смазки
ГТУ
1 — расходная цистерна; 2 — фильтр магнитный;
3 — основной насос; 4 — резервный насос; 5 —
фильтры; 6 — маслоохладитель; 7 — охлаждаю-
щая вода; 8 — гравитационная емкость; 9 —
резервная цистерна; 10 — напорная магистраль;
11 — сливная магистраль; 12 — перекачиваю-
щий насос; 18 — сепаратор
подшипникам (8—10 м).
Из всех смазываемых эле-
ментов масло самотеком
сливается в общую емкость.
(Во многих конструкциях
современных ГТУ в каче-
стве такой емкости служит
фундаментная рама агрегата.) В некоторых случаях для отсоса
масла из корпусов подшипников применяют специальные отса-
сывающие насосы.
Рабочий объем Ум, м3, емкости (маслобака) можно определить
по формуле
Гы — 3,6- 10sg’KjVre/(zqpM),
(VIII. II)
где — кратность циркуляции в системе, т. е. число полных
его смен в маслобаке в течение 1 ч работы ГТУ на номинальной
нагрузке; рм — плотность масла.
Рекомендуется принимать для ГТУ: стационарных гц = 30-?-
4-40; судовых = 15-4-20; транспортных = 54-7.
В системе маслоснабжения стационарных ГТУ должна быть
предусмотрена отдельная емкость для полного слива отработав-
шего масла.
Принципиальная схема смазки ГТУ приведена на рис. УШ.16.
Наряду с упомянутыми элементами в указанную систему входят
фильтры для очистки масла: как на входе в насос (2), так и на
выходе из него (5). Обычно применяют фильтры поверхностного
типа с фильтрующими элементами в виде сетки, проволоки, а
иногда — магнитные фильтры в качестве первой ступени.
415
Резервный насос включается при падении давления масла
в системе ниже допустимого (избыточное давление примерно
10 кПа). Для охлаждения напорного масла, подаваемого к под-
шипникам, в схему входит теплообменник, в котором в каче-
стве охлаждающего агента используют циркуляционную воду,
прокачиваемую насосами, или воздух, продуваемый вентиля-
тором.
В системе маслоснабжения ГТУ, расположенной в неотапли-
ваемом помещении, должен быть предусмотрен обогрев масла
(в расходном маслобаке или маслоподогревателе) для обеспечения
ее пуска после длительного останова.
Во время пуска и останова агрегата работает пусковой насос,
обеспечивающий подачу масла в систему через обратный клапан
и включаемый автоматически в зависимости от давления в напор-
ной магистрали. Пусковой насос (обычно центробежный) приво-
дится во вращение от электродвигателя переменного тока. Из
маслобака должен быть предусмотрен аварийный слив по трубо-
проводу достаточно большого сечення. В ГТУ, используемых для
привода нагнетателей природного газа, система маслоснабжения
должна обеспечивать подачу масла через обратный клапан на
торцевое уплотнение нагнетателя. Загазованное масло из этого
уплотнения перед сливом в маслобак очищают в гидрозатворе.
VIU.3. Устройства для глушения шума
Поскольку газотурбинные установки являются мощными источ-
никами шума, вредного для здоровья обслуживающего персонала,
обязательно устанавливают специальные устройства и преду-
сматривают другие защитные мероприятия для снижения уровня
шума до допустимых санитарных норм. К основным источникам
шума при работе ГТУ относятся всасывающий и выпускной тракты
установки, собственно турбомашнны (компрессор и турбина),
турбопривод, в том числе электрогенераторы н вспомогательное
оборудование.
Шум, создаваемый ГТУ, представляет собой синтез различных
по частоте (тону) колебаний и силе звуков, образующих звуковое
поле, которое характеризуется звуковым давлением р, интенсив-
ностью J = р2/(рс), мощностью W = Js dl [12]. Уровень шума
измеряется в децибелах — относительных единицах, выражаемых
зависимостями: для звукового давления Lp ~ 20 1g (р/р0); для
интенсивности L3- ~ 10 1g Для звуковой мощности Lw =
= 10 1g (1Г7Ц7О). При этом До — 2 - 10“ь Па, = 10~12 Вт/м,
IF0 = I0-12 Вт — условные пороговые значения соответствующих
параметров.
За характеристику шума, измеряемого в данной точке (на ра-
бочем месте илн окружающей территории), принимается уровень
звука (дБА), измеренный по шкале А шумомера, соответствующий
примерно частотной характеристике человеческого уха. Допу-
416
стимые уровни шума определены и регламентированы соответ-
ствующими стандартами на разных частотах (октавных полосах).
В местах нахождения обслуживающего персонала допустимые
уровни звукового давления, создаваемого ГТУ, регламентированы
ГОСТ 21199—82*.
Среднегеометрическая ча-
стоста полос, Гц....... 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Уровень звукового давле-
ния, дБА................ 99 92 86 83 80 78 76 74
Примечание. Допустимый уровень ввука составляет 85 дБ А.
В зависимости от длительности воздействия и характера шума
эти значения требуется корректировать в соответствии с данными
табл. VIII.3. В помещениях щитов управления ГТУ допустимые
уровни звукового давления не должны превышать нижеследу-
ющих значений.
Среднегеометрическая ча-
стота полос, Гц .......... 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Уровень звукового давле-
ния, дБА.................. 94 97 82 78 75 73 71 70
Примечание- Допустимый уровень составляет 80 дВА.
В прилегающих к ГТУ жилых районах уровень звука при
частоте 63 Гц ие должен превышать 80 дБ А, что соответствует
55 дБ А, отнесенным к частоте 1—4 кГц.
Наибольшая интенсивность шума в ГТУ наблюдается во вса-
сывающей части компрессора, через которую распространяются
звуковые колебания, возбужденные переменными аэродинамиче-
скими силами, возникающими при прохождении воздуха через
лопаточный аппарат. Основными видами шума на всасывании
компрессора являются сиренный и вихревой. (Перед первой сту-
пенью осевого компрессора уровень звука может достигать 140—
150 дБ А.)
Таблица VII 1.3
Поправки к уровню звукового давления
в зависимости от длительности воздействия
шума
Суммарная длительность воздей- ствия за смену (рабочий день), ч (мин) Характер шума, ДБА
широко- полосный тональ- ный
4-8 0 -5
1 4 6 1
()5>—1 12 7
(S 15) 18 13 '
(<5) 24 19
14 П/р Л. В. Арсевьева и др_
417
Вход бг&ма
Рис. уШ. 17. Схема
шумоглушащего уст-
ройства на всасывании
в компрессор ГТУ
Сиренный шум, обусловленный неоднород-
ностью потока воздуха при аэродинамическом
взаимодействии неподвижных направляющих
и вращающихся рабочих лопаток ступени,
наиболее вреден, так как имеет наибольшую
тональность ~ .
вительности
его частота
в области максимальной чувст-
человеческого уха. Основная
[12]
ho = pi/60, (VIII. 12)
где пк —• частота вращения ротора комп-
рессора, с-1; «к. р — число рабочих лопаток
первой ступени компрессора; i — порядковый
номер гармоники.
На интенсивность сиренного шума оказы-
вает также влияние соотношение числа на-
правляющих и рабочих лопаток ступени.
(Оптимальное их соотношение, при котором
обеспечивается снижение основной гармоники
сиренного шума, равно 1:2, первой гармо-
ники 1 : 4 и т. д. [121.)
Вихревой шум в осевом компрессоре
обусловлен периодическими срывами потока
прн нерасчетном обтекании с образованием
вихрей. Уменьшения уровня шума на всасы-
вании ГТУ добиваются как путем снижения
уровня звука в самом его источнике (компрессоре, турбине ит. д.),
так и установкой активных глушителей.
Наибольшее распространение получили глушители пластин а-
того типа. В корпусе прямоугольного сечения такого глушителя
расположены ряды параллельных панелей из звукопоглощающего
материала (рис. VIII. 17). Для обеспечения прочности и надеж-
ности в эксплуатации боковые поверхности звукопоглощающих
панелей покрывают металлическими перфорированными листами
(с круглыми отверстиями) толщиной примерно 1 мм с коэффи-
циентом перфорации около 20 %. Изнутри панели заполняют
минеральной ватой или тонким стекловолокном, переложенным
стеклотканью. Плотность набивки панелей должна составлять
15—20 кг/м8.
Эффект гашения шума с помощью таких пластин приближенно
можно подсчитать по формуле
Д ДйП —' ®в. п^п/^п»
где а3.п — коэффициент звукопоглощения набивки,
длина и толщина панели соответственно.
Толщина панели составляет обычно 50—200 мм,
между ними (2-7-5) 6П. Желательно это расстояние
по нижнему пределу, однако следует следить за тем, чтобы ги
418
(VIII. 13)
и 6П -
расстояние
принимать
дравлические потери потока воздуха в глушителе не превышали
100—200 Па, что соответствует скоростям воздуха примерно
Г> —15 м/с (с указанной целью входные кромки панелей закруг-
ляют, а выходные заостряют [48]).
Глушитель иногда делят на две части с соединением, демпфи-
рующим вибрацию, а его стенки покрывают звуко- и виброизоля-
ционным материалом [48].
На выходе главным источником шума является газовая тур-
бина. Ее звуковая мощность передается потоком выпускных газов
через газоходы, теплообменники и дымовую трубу в атмосферу.
Уровень звукового давления на выходе может достигать 140 дБА.
Характер шума низкочастотный (преобладают частоты 30—125 Гц).
С учетом отмеченного обстоятельства, а также относительно вы-
сокой температуры газа на выпуске (700—800 К) глушители
шума, устанавливаемые в выходном тракте ГТУ, выполняют
из толстых панелей или кольцевых цилиндрических элементов,
которые заполняют звукоизолирующим материалом (обычно
минеральной ватой), защищенным слоями металлической ваты
или проволоки и перфорированным листом из нержавеющей
стали.
Уровень шума на выпуске из ГТУ в ряде случаев можно сни-
зить, предусмотрев несколько поворотов потока газа от турбины
до дымовой трубы и установив внутреннюю звукоизолирующую
обшивку тракта н трубы. В помещении машинного зала уровень
шума, генерируемого турбогруппой ГТУ через корпус агрегата,
может достигать 100—ЙО дБА. Для уменьшения его до пределов,
допустимых санитарными нормами, над турбогруппой устанавли-
вают металлическую обшивку (кожух), снабженную изнутри одно-
или двухслойной набивкой из звукоизолирующего материала,
защищенного со стороны турбоагрегатов тонким металлическим
перфорированным листом. Во избежание вибрации кожух поме-
щают на фундамент (опоры), отделенный от основного фунда-
мента ГТУ [48].
В целях снижения шума предусматривают так же звукозащит-
ные кожухи или звукоизолирующую изоляцию вспомогательного
оборудования ГТУ, соединительных газопроводов, турбопривода.
Кожухи следует оборудовать вентиляцией, отводящей нагретый
воздух из пространства между кожухом и корпусом агрегата.
VIH.4. Вспомогательное оборудование
В состав вспомогательного оборудования ГТУ входят фильтры
для очистки воздуха на входе в компрессор; устройства для
подогрева и охлаждения засасываемого в компрессор воздуха;
охладители смазочного масла и воздуха; источники питания элек-
троэнергией для собственных нужд; противопожарную систему;
устройства для очистки (промывки) проточных частей компрес-
сора и турбины.
14*
419
Рис. VIII.18. Инерционный фильтр жалюзийного типа системы ЦКТИ: а —
элемент фильтра; б — группа элементов в сборе
1 — отооо пыли: 2 короб для сбора пыли
Воздухоочистные устройства. Очистку засасываемого в ГТУ
воздуха от естественной или промышленной пыли производят для
предохранения проточных частей компрессора, турбины и всего
газовоздушного тракта от механического износа (эрозии) и обра-
зования отложений (заносов).
Попадание промышленной пыли, а также солей (например,
из морской воды) может вызвать коррозию деталей проточной части
и газовоздушного тракта.
В связи с этим для обеспечения высокой надежности работы
ГТУ оборудуют воздухоочистными устройствами (фильтрами),
к которым предъявляются достаточно жесткие требования (в соот-
ветствии с ГОСТ 21199—82*): остаточная запыленность на входе
в компрессор не должна превышать 0,3 кг/м8, а для твердых ча-
стиц размером более 15 мкм — 0,03 мг/м8; в периоды повышенной
запыленности (например, пыльных бурь в степных и пустынных
районах) допускается кратковременное (около 100 ч/год) увели-
чение концентрации пыли до 5 мг/м8 с размерами частиц не более
30 мкм.
В зависимости от уровня внешней запыленности применяют
нижеследующие типы воздухоочистительных устройств (филь-
тров).
Для зон средней и высокой запыленности (свыше 10 мг/м8)
наиболее рациональна двухступенчатая очистка воздуха; в ка-
честве первой ступени используют инерционные фильтры жалю-
зийного или циклонного типа, а в качестве второй ступени приме-
няют различные типы тканевых или масляных сетчатых фильт-
ров 1481.
Принцип действия инерционных фильтров основан на сепара-
ции твердых частиц, увлекаемых потоком воздуха при резких его
420
поворотах или закрутке, из-за большой
ризницы плотности твердых частиц и
воздуха.
На рис. VII 1.18 показан инерцион-
ный фильтр жалюзийного типа системы
11.КТИ [48]. Отдельные элементы этого
фильтра с контрольными размерами А,
В, L, b, t, сс0, <Р собирают в общую па-
нель (блок) стандартных размеров.
Отсепарированная пыль отсасывается
вентилятором вместе с небольшим объ-
емом воздуха (4—6 % общего расхода)
и собирается в короб, откуда периоди-
чески удаляется. С помощью инерци-
онных фильтров удается отсепари ро-
пать из засасываемого воздуха доста-
точно, крупные твердые частицы (раз-
мером более 15—20 мкм). Для жалю-
зийного элемента инерционного филь-
тра ЦКТИ оптимальные основные гео-
метрические размеры равны: длина
L 1 м, угол конусности <р 8°,
раскрытие (шаг) решеток жалюзи т
Рис. VIII. 19. Секция рулон-
ного фильтра фирмы AAF
(США)
1 — фильтрующая ткань; 2
барабан
яз 4 мм, ширина щели
для отсоса воздуха b ж 8 мм. В целях уменьшения гидрав-
лического сопротивления элемента жалюзным каналам при-
дается криволинейная форма. Эффективность процесса сепа-
рации (улавливания) пыли оценивается коэффициентом Т1У.П ==
= Gy, п/дц-п, где Су,и — массовый расход пыли, уловленной
фильтром; Gn, п — массовый расход пыли, поступившей в фильтр
с воздухом.
Для лучших конструкций инерционных фильтров при ука-
занных размерах частиц пыли коэффициент т]у.п » 0,95-? 0,99.
Твердые частицы размером менее 15 мкм улавливаются чаще
всего с помощью тканевых фильтров (рулонных или панельных).
На рис. VIII. 19 показана секция рулонного фильтра, широко
применяемого в качестве второй ступени очистки для ГТУ зару-
бежных фирм (14]. Фильтрующим материалом в них служит
синтетическая многослойная пористая ткань, плотность слоев
которой увеличивается по ходу воздуха. Для повышения эффек-
тивности улавливания мелкой пыли ткань смачивают специаль-
ным составом (вискозином) или висцииовым маслом, имеющим
хорошую прилипаемость н низкую температуру застывания (до
—15 °C). По мере загрязнения фильтрующая ткань автоматически
перематывается с верхнего барабана на нижний. (В отечественной
практике для тонкой очистки воздуха ГТУ находят применение
рулонные фильтры типа ФРУ [48].)
В качестве второй ступени очистки засасываемого воздуха
в ГТУ также применяют сетчатые фильтры с неподвижными или
421
перемещаемыми панелями. Их сетки смачивают специальным мас-
лом (типа висцинового), на пленке которого и происходит улавли-
вание пылн. Отработанное масло периодически заменяют чистым.
В отечественной практике среди фильтров рассматриваемого типа широко
распространены типа КДМ производительностью до 240-10® м®/ч [48].
Максимальная эффективность улавливания мелкой пыли (раз-
мером не более 3—5 мкм) фильтрами тонкой очистки достигает
0,984-4),99 [481. Скорость воздушного потока перед полотнами
фильтра не должна превышать 3 м/с, что обусловливает их отно-
сительно большие массогабаритные показатели. Гидравлические
сопротивления их прн этом сравнительно малы. (Для инерцион-
ных фильтров скорость воздуха на входе обычно составляет 10—
15 м/с, гидравлическое сопротивление Ар » 50-4-70 кПа.)
В тех случаях, когда требуется очистка воздуха от частиц
размером не более 1 мкм, в качестве второй (или даже третьей
ступени) применяют аэрозольные фильтры [48].
Устройства для охлаждения и подогрева засасываемого воз-
духа. Охлаждение засасываемого в компрессор воздуха позволяет
увеличить удельную мощность ГТУ (до 10—12 %). Особенно
эффективным оно оказывается при высокой температуре и низкой
относительной влажности окружающей атмосферы. Обычно воздух
охлаждают перед поступлением в компрессор путем впрыскива-
ния мелкораспыленной воды (через форсунки), причем для улав-
ливания неиспарившейся влаги устанавливают сепаратор.
Требования к химическому составу впрыскиваемой воды опре-
деляются режимом работы ГТУ и ее назначением. В отдельных
случаях допустимо кратковременное впрыскивание химически
неочищенной воды.
При температуре наружного воздуха, близкой к нулевой
(269 < Тн. в < 279 К) и высокой относительной влажности (80—
100 %) необходимо предусматривать меры, предотвращающие
вероятность обледенения входного участка тракта и входного
направляющего аппарата компрессора. Наиболее эффективной
мерой является подогрев засасываемого воздуха как перепуском
небольшой части циклового воздуха, отбираемого за компрессо-
ром, или подачей продуктов сгорания на выходе нз ГТУ во всасы-
вающий тракт, так н пропусканием подогретого воздуха через
лопатки входного направляющего аппарата компрессора. (Подо-
грев засасываемого воздуха может быть целесообразным также
для расширения диапазона регулирования ГТУ [14].) Обычно
управление антиобледенительными устройствами автоматизиро-
вано и включено в систему защиты ГТУ.
Все рассмотренные выше устройства, т. е. фильтры, глушители
шума, охладители и подогреватели засасываемого воздуха, обычно
компонуют в едином блоке, устанавливаемом на входе в компрес-
сор, собираемом из стандартизированных узлов и элементов и
422
Рис. VIIL20. Типовая модель КВОУ фирмы AAF
I инерционный фильтр; 2 — фильтр тонкой очистки; 3 — блок испарительного ох-
лаждения; 4 — шумоглушитель
транспортируемом отдельно от турбогруппы. Этот блок называют
комплексным воздухоочистительным устройством (КВОУ).
На рис. VI 11.20 изображена модель подобного КВОУ фирмы
AAF [48 ] широко применяемого в зарубежной практике для ста-
ционарных ГТУ мощностью 5—100 тыс. кВт в различных его
модификациях. Для отечественных приводных ГТУ типа ГТК-10
в НПО ЦКТИ разработано и внедрено унифицированное КВОУ
[48]. В стационарных ГТУ большой мощности на всасывании
в компрессор и на выходе из турбины иногда устанавливают спе-
циальные заслонки (жалюзи), с помощью которых при остановке
агрегата автоматически прекращается доступ холодного воздуха
из атмосферы в газовоздушный тракт, благодаря чему умень-
шаются перепады температур, а следовательно, снижается тер-
мическое напряжение в деталях турбин.
Охладители масла и охлаждающего воздуха- Смазочное масло,
сливаемое из подшипников турбоагрегатов ГТУ, охлаждается
в маслоохладителях с помощью воды или воздуха. Для прокачки
циркуляционной воды через маслоохладители необходимо уста-
навливать специальный насос (обычно центробежный), а для про-
качки охлаждающего воздуха — вентилятор с приводом от элек-
тродвигателя постоянного или переменного тока.
Водяные маслоохладители имеют меньшие габариты и массу
по сравнению с воздушными, но для них требуется автономный
источник водоснабжения, что может оказаться нежелательным
в ряде случаев, например в безводных районах. Поскольку для
водяных маслоохладителей необходима более частая очистка теп-
лообменной поверхности (с водяной стороны), их обычно делают
двухсекционными, чтобы отключать одну нз секций для очистки
без остановки ГТУ.
423
Расход охлаждающего агента в маслоохладителе можно под-
считать из уравнения теплового баланса:
^охп = G„/(c„
охл Д'охл), (VIII. 14)
где Д/охл = 4охл •— 4охи — разность температур охлаждающего
агента на выходе и входе в маслоохладитель (обычно принимают
Д4хл — 104-15 °C); ср охл — средняя теплоемкость охлаждающего
агента.
Кратность охлаждения, т. е. отношение расхода воды в масло-
охладителе к расходу масла, составляет обычно 1,5—2,5. Тепло-
обменная поверхность маслоохладителей сформируется чаще всего
из труб с наружной оребренной поверхностью (для интенсифика-
ции теплообмена). Внутри труб обычно проходит масло, а сна-
ружи — охлаждающий агент (вода или воздух). Площадь тепло-
обменной поверхности и гидравлическое сопротивление масло-
охладителя рассчитывают по общепринятой методике [50, 69]
(см. также гл. V).
Для повышения эффективности системы воздушного охлажде-
ния деталей газовой турбины, подверженных воздействию высоких
температур, отбираемый из циклового компрессора воздух иногда
предварительно охлаждают в специальных теплообменниках цир-
куляционной водой, подаваемой самостоятельным насосом нли
отбираемой из водопроводной магистрали.
Устройства для промывки компрессоров. Применяют эти уст-
ройства для периодической промывки проточной части цикловых
компрессоров в целях восстановления (полностью или частично)
их основных расчетных характеристик. Необходимость в такой
промывке возникает из-за того, что, несмотря на воздушные филь-
тры на входе в компрессор, небольшая часть твердых частиц все же
попадает в его проточную часть, образуя отложения (заиосы) на
Рис. VIII.21. Схема размещения оборудования для промывки (очистки) про-
точной части компрессора
I — дренаж; 2 — бак для приготовления моющего раствора; 3 — налив очистителя;
4 — пар; Б — конденсат; б — насос; 7 — фильтр; 8 — эжекпнонный смеситель; 9 —
кран; 10 — загрузка крошки: 11 — бак для косточковой крошки; 12 — форсунки перед
проточной частью илн во всасывающем патрубке: 18 — компрессор; 14 — сжатый воздух;
15 — помпажный клапан; 15 —- бак для сбора дренажа
424
поверхности лопаток н других элементах воздушного тракта.
1 Ira прошествии некоторого времени эти отложения начинают за-
мспю сказываться на основных показателях работы компрессора
(расходе, напоре и КПД) и тем самым на мощности и КПД всей
1 ГУ 1511.
На рис. VIII.21 показана схема расположения вспомогательного
оборудования для промывки (очистки) проточной части компрес-
сора.
После подачи моющего раствора в компрессор ротор ГТУ про-
кручивают при малой частоте вращения (вал о поворотным устрой-
ством) для пропитывания и разрыхления образовавшихся отло-
жений, а затем смывают чистой (обессоленной) водой. В некото-
рых случаях должный эффект обеспечивает сухая очистка проточ-
ной части компрессора с помощью специального устройства путем
подачи под давлением в мелкораздробленном виде мягких абра-
1 нвов (различных минеральных или растительных отходов, на-
пример дробленой плодовой косточки) [511.
Противопожарная система. Предназначена она для подачн
чреду пре тигельного сигнала о пожаро- или взрывоопасном состоя-
нии в помещении, где смонтирована ГТУ, а также для автоматиче-
ского включения устройства тушения начавшегося пожара. Им-
пульсом для подачи предупредительного сигнала служат перио-
дически отбираемые из различных точек помещения пробы воз-
духа. Специальные приемники, установленные в местах отбора
проб, автоматически определяют содержание в воздухе газа, про-
дуктов сгорания топлива или масла и сопоставляют эти данные
с допустимыми, В качестве приемников импульса чаще всего
используют термопары [14].
Противопожарные системы работают обычно в трех положе-
ниях: «Спокойно», «Тревога», «Пожаро(взрыво)опасность». В по-
ложении «Тревога» включаются продувочные и дренажные устрой-
ства, в положении «Пожаро(взрыво)опасность» — соответствующие
противопожарные средства. Автоматическое управление противо-
пожарной системой обычно является составной частью системы
автоматического управления и защиты ГТУ (СЛУ).
Источники питания электроэнергией для собственных нужд.
Питание электроэнергией (пусковых и аварийных топливных и
масляных насосов, валоповоротпых устройств, пусковых электро-
двигателей, элементов САУ и т. д.) может производиться как
от внешней электросети, так и от автономных источников: дизель-
генерагоров, электрогенераторов с газотурбинным приводом, ак-
кумуляторных батарей и др.
Затраты мощности на привод вспомогательных механизмов
определяют следующим образом.
1. На валу топливного, масляного, водяного насосов или
вентилятора
АГН (n) = G* <р) Ар/(РПн (.и). (VIII. 15)
425
Если запуск ГТУ производится с помощью электродвигателя,
его мощность определяют по методике, рассмотренной в гл. VII.
Общую электрическую мощность, требуемую для собственных
нужд, находят суммированием мощностей, потребляемых при-
водными электродвигателями каждого из вспомогательных меха-
низмов, приборами и устройствами системы автоматического
управления (САУ), с учетом коэффициентов одновременности
их использования, степени загрузки электродвигателей и потерь
в них.
2. При наличии автономного электрогенератора для энерго-
снабжения ГТУ его электрическую мощность определяют по
формуле [47]
(я
К с д f/lQs. д i) (К1^Сг)/‘Пэ. с. н> (VIII. 16)
где К с = 1,05 — коэффициент, учитывающий потери в электри-
ческой сети; z — число одновременно работающих электродвига-
телей для вспомогательных механизмов ГТУ; V8.Ki— потребляе-
мая мощность на валу каждого из электродвигателей 1; т]а. д» —
КПД электродвигателя; Ki — коэффициент использования элек-
тродвигателя, равный отношению мощности, потребляемой вспо-
могательным механизмом на данном режиме, к номинальной мощ-
ности электродвигателя; Kz — коэффициент загрузки, равный
отношению мощности механизма на данном режиме к его номи-
нальной мощности; т]э.с.н — КПД электрогенератора для по-
крытия собственных нужд.
1 Для электродвигателей, приводящих насосы (вентиляторы), эту мощность
определяют по формуле (VII 1.15).
Глава IX
МАТЕРИАЛЫ В ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
IX.1. Лопатки газовых турбин
Условия эксплуатации и предъявляемые к материалам требо-
вания. Температура металла сопловых лопаток определяется
температурой рабочего тела, омывающего лопатки данной ступе-
ни, и системой охлаждения. Напряжения изгиба, возникающие
под действием газового потока, составляют 50—80 МПа, а в пер-
спективных высокотемпературных мощных ГТУ достигают
130 МПа.
Лопатки подвергаются статическому и динамическому воздей-
ствию газового потока. Прн этом возможны температурные пере-
пады типа тепловых ударов до 400 °C, а в перспективных ГТУ до
600—700 °C. Для приводных турбин число пусков на ресурс
достигает 200, для пиковых — 5000 (ГОСТ 21199—75*).
Лопатки подвергаются также эрозионному и коррозионному
воздействию потока продуктов сгорания при скорости его до
700 м/с. Запыленность потока твердыми частицами размером до
100 мкм может достигать концентрации 0,3 мг/м3. При неблаго-
приятных атмосферных условиях эти величины могут кратковре-
менно повышаться соответственно до 250 мкм и 2,5 мг/м3. При на-
личии воздухоочистных устройств запыленность воздушного по-
тока не должна превышать установленных норм (см. параграф
VIII.4).
Рабочие лопатки эксплуатируют в условиях значительной раз-
ности температур металла хвостовой и профильной частей в связи
с отводом теплоты в диски. Радиальный температурный перепад
может достигать 400 °C. Неравномерность распределения темпера-
тур наблюдается и в поперечном сечении (по профилю) лопатки
прн нестационарных режимах и в связи с охлаждением.
Рабочие лопатки испытывают одновременно воздействие ста-
тических растягивающих центробежных сил, изгибающих сил под
влиянием потока газа, динамических вибрационных нагрузок и
термических напряжений. Динамические знакопеременные на-
грузки достигают 50—80 МПа. На лопатках имеются конструктив-
ные концентраторы напряжения (уступы, пазы, отверстия под дем-
пферные связи и др.). Суммарные (эквивалентные) напряжения
427
в рабочих лопатках составляют обычно 160 МПа для приводных
турбин мощностью до 40 МВт и 270 МПа при £л < 8004-830 °C
для пиковых турбин мощностью 100 МВт и более. Для лопаток
последних ступеней с максимальной рабочей температурой профиль-
ной части примерно 650 °C этн напряжения достигают 300—
320 МПа. В перспективных высокотемпературных ГТУ темпера-
тура металла рабочих лопаток может составлять 870—900 °C.
Таким температурным условиям эксплуатации способны удовлет-
ворять лишь принципиально новые материалы (композитные,
эвтектические и Др.).
Материал для лопаток должен соответствовать определенным
требованиям, в первую очередь по жаропрочности и жаростой-
кости.
Жаропрочность — способность материала сопротивляться воз-
действию нагрузки при высоких температурах. Она оценивается
пределами длительной прочности и ползучести, в некоторых
случаях, кроме того, сопротивлением релаксации.
Предел длительной прочности ад>ц характеризуется напряже-
нием, вызывающим разрушение металла (образца) за заданный
срок при заданной температуре. В зависимости от продолжитель-
ности воздействия данного постоянного напряжения различают пре-
делы длительной прочности для 100, 1000, 10000 ч н т. д. Предел
длительной прочности является основной исходной характеристи-
кой, которой руководствуются в ходе прочностных расчетов дета-
лей, эксплуатируемых при высокой температуре (500 °C и выше).
Предел ползучести сгп. п соответствует напряжению, при кото-
ром суммарная деформация испытуемого образца металла за оп-
ределенный промежуток времени (500—105 ч) достигает некоторого
значения (0,01, 0,1, 1 %), допустимого для данной детали прн за-
данной температуре. Наиболее употребительной расчетной вели-
чиной является предел ползучести, соответствующий деформации,
равной 1 % за 105 ч.
Сопротивление релаксации характеризуется остаточным напря-
жением пг, сохраняющимся в испытуемом образце специальной
формы через 100, 1000, 10 000 ч при заданных температуре и пер-
воначальном напряжении а0 (напряжении затяга), приложенном
к образцу.
Материал лопаток должен обладать запасом прочности по пре-
делу длительной прочности не менее 1,6 для штампованных и 2,0
для литых лопаток (по отношению к максимальному эквивалент-
ному напряжению при данных температуре и ресурсе). При экс-
плуатационной температуре менее 500 °C для сплавов на никелевой
основе и ниже 450 °C для хромистых нержавеющих сталей указан-
ные коэффициенты запаса прочности рассчитывают по пределу те-
кучести металла а0>2. Для лопаток нз хромистых (нержавеющих)
сталей должен быть обеспечен также запас по отношению к пре-
делу ползучести не менее 1,1 для штампованных и 1,3 для литых
лопаток.
428
Важнейшей характеристикой металла лопаток наряду с жаро-
прочностью является уровень длительной высокотемпературной
пластичности, непосредственно связанный с работоспособностью
лопаток в стационарном и в особенности при циклически изменя-
ющемся режиме эксплуатации (подробнее см. в гл. X). При испы-
1.inиях на разрыв длительностью 7000—10 000 ч во всем диапазоне
рабочих температур рекомендуется минимальное относительное
удлинение металла 6 2,5 %.
Для жаропрочных сплавов на никелевой или никель-кобальто-
вой основе характеристикой работоспособности металла наряду
с жаропрочностью является относительное удлинение образцов
при разрыве в условиях их деформации с постоянной скоростью
растяжения. При выборе лопаточных материалов на указанной
основе желательно проводить такое испытание со скоростью растя-
жения 0,1 % в час при температуре, соответствующей понижен-
ной пластичности данного металла [14, 65]. Для данных сплавов ре-
комендуются испытания при 650—700 °C. Относительное удлинение
при испытаниях в таких условиях не должно быть меньше 4,5 %.
В процессе испытания на длительную прочность образцов
гладких цилиндрических и с кольцевым надрезом (радиус скруг-
ления г = 0,154-0,2 мм) материал лопаток не должен проявлять
чувствительности к концентратору напряжения такого типа, от-
ношение сТд.п.н^д.п должно быть не ниже 1. Пределы длительной
прочности определяют при испытаниях продолжительностью не
менее 7000 ч в достаточно широком температурном интервале,
включающем температуру, соответствующую пониженной пластич-
ности оцениваемого металла.
Условный предел усталости ссг материала лопаток в области
эксплуатационных температур, определенный на базе 108 циклов
при соответствующей ассиметрии цикла (статическое напряжение
растяжения сгст = 1004-200 МПа), должен быть не менее 250 МПа
для гладких образцов и не менее 150 МПа для образцов с кольце-
вым надрезом, имитирующим концентраторы напряжения в хво-
стовой части лопаток.
Жаропрочные лопаточные материалы должны быть стойкими
к химическому воздействию газовой среды. Они должны обладать
как удовлетворительным сопротивлением высокотемпературному
окислению, т. е. жаростойкостью, так и сопротивлением высоко-
температурной коррозии, которая развивается в присутствии в по-
токе газа солей щелочных металлов, особенно натрия, а также
окислов ванадия.
Необходимые жаростойкость материалов и сопротивление вы-
сокотемпературной коррозии могут быть обеспечены регулирова-
нием и тщательным контролем состава рабочего тела, оптимальным
химическим составом лопаточного материала и применением за-
щитных жаростойких покрытий.
При выборе материалов для лопаток должна быть проверена
склонность их к образованию при эксплуатационных температу-
429
pax нежелательных о и р-фаз. Это фазы со сложным химическим
составом типа (Сг, Мо)Л(№, Со)₽, где х и у меняются от 1 до 7.
В о-фазе доминирующим элементом является хром, в р-фазе —
молибден и кобальт. Эти фазы образуются при длительном тепловом
воздействии в интервале 700—800 °C и определенном сочетании
в сплаве легирующих элементов — хрома, молибдена, вольфрама,
кобальта. Склонность сплавов к образованию охрупчивающих
фаз проявляется особенно резко при содержании хрома более
16% [461.
К важным показателям относится также стабильность свойств
материала лопаток при длительных тепловых выдержках, имити-
рующих температурные условия эксплуатации. Желательно, чтобы
в результате таких выдержек (старения) в течение 104 ч при наи-
менее благоприятной температуре (для сплавов на никелевой и ни-
кель-кобальтовой основе 550—700 °C) относительное удлинение
при разрыве образца при комнатной температуре было бы не менее
10 %, а ударная вязкость не ниже 300 кДж/м2.
Нержавеющие стали. В турбостроении для лопаточного аппа-
рата с рабочей температурой металла до 580 °C широко применяют
хромистые (нержавеющие) стали с содержанием 12—14 % Сг,
прошедшие закалку и отпуск. Они обладают высокими коррозион-
ной стойкостью, декрементом затухания и низким коэффициентом
линейного расширения. Высокая частота металла и отсутствие
характерных для стали этого типа дефектов (волосовин) обеспечи-
Таблица IX.1
Механические свойства стали на железной основе
для лопаток газовых турбин (ГОСТ 19442—74*)
Сталь Темпе- ратура Испыта- ния, °C °0,2 | °в * KCU, кДж/м’
МПа %
20 650—650 750—850 13—16 40—50 650—650
20Х13Ш 400 400—500 630—620 16—17 55—62 1800—2200
600 380—450 480—520 25—28 62—66 2000—2400
660 360—400 430—470 28—32 70—75 1900—2200
20 680—800 770—920 17—20 56—66 800—1500
400 500—650 600—770 13—17 57—64 1400—1800
15Х11МФШ 600 430—540 520—590 18—20 68—72 1700—2000
600 410—510 460—540 17—20 75—78 1600—2000
20 700—750 850—890 15—18 55—58 900—1200
20Х12ВНМФШ 400 580—600 680—700 13 — 14 55—62 1400—1500
(ЭП428) 600 530—580 560—580 14—15 59—78 1200—1500
600 360—380 380—410 20—23 79—88 1300—1500
20 330—400 750—840 30—44 40—50 900—1000.
31XI9H9MBBT 660 210—260 500—600 25—30 40—47 1000—1100
(ЭИ572) 600 210—260 470—500 18—24 42—46 1050—1150
650 200—240 420—460 22—26 53—56 1050—1150
Условные обозначениям 2 — условный предел текучести;
ав — нременнбе сопротивление разрыву; — относительное удлинение, опреде-
ленное на образе пятикратной длины; ч]> относительное сужение поперечного
сечения; KCU — ударная вязкость.
430
'ioгея при изготовлении стали способом электрошлакового пере-
u । ша. К обозначению марки стали, выплавленной таким образом,
। । вляется буква Ш.
Для лопаток с рабочей температурой металла до 500 °C и ра-
'» «нм напряжением при ресурсе 105 ч, составляющим араб
100 МПа, следует применять хромистую (нержавеющую) сталь
'рки 20Х13Ш с КП45-КП60 (где КП45-КП60 — категории проч-
ц ли стали с минимальным значением предела текучести 450—
। -00 МПа). Для лопаток с рабочей температурой 500 °C и праб =
200-Г-230 МПа или 580 °C и <траб = 100-F 120 МПа рекомен-
.'I. ются упрочненные хромистые (нержавеющие) стали марок
15Х11МФШ, 20Х12ВНМФШ (ГОСТ 5632—72*; ГОСТ 19442—74*).
При рабочей температуре металла 600—650 °C в отдельных
случаях для сопловых лопаток применяют аустенитную сталь
ч карбидным упрочнением 31Х19Н9МВБТ. Эта марка представ-
ляет обширный класс аустенитных сталей с различным уровнем
прочности, в который входят модификации широко распростра-
ненной стали типа Х18Н10Т с o0j2 = 300 МПа (при 20 °C) и более
прочные стали типов Х15Н25 и Х15Н35, дополнительно легиро-
ванные Mo, W, Ti и некоторыми другими элементами с ос 2 до
600 МПа (при 20 °C).
Свойства сталей приведены в табл. IX. 1, IX.2 и на рис. IX. 1,
IX.2.
Жаропрочные деформируемые сплавы- В тех случаях, когда
уровень кратковременных или длительных (жаропрочных) меха-
нических свойств является недостаточным, следует применять спла-
вы на никелевой или никель-
Таблица IX.2
Выносливость хромистой (нержавеющей)
стали за 10г циклов
Сталь Темпе- ратура испыта- ния, СС а-i, МПа, для образца
о к ч га t. с надрезом г — 0,5 мм
20 370 240
200 350 220
20Х13Ш 300 320 200
400 310 170
500 240 130
20 400 168
20Х12ВНМФШ 450 270 .—
(ЭП428) 550 270 —
580 240 —
кобальтовой основе. Сплавы
этого типа получили широ-
кое распространение в каче-
стве материала лопаток газо-
вых турбин в СССР и за ру-
бежом благодаря высоким
Рис. IX. 1. Предел ползучести не-
ржавеющих сталей прн деформации
1 % за 106 ч при различных темпе-
ратурах
t — 20XI3UI; 2 — 15X11МФ1П; Я*-
ЭП428; 4 — ЭИ572
431
Рис, IX.2. Предел длительной прочие ыи нержавеющих сталей при раз-
личных температурах за Ю4 (а) и 10Б ч (б)
1 — 20Х13Ш; 2 — 15ХЦМФШ; 3 =• ЭП428; 4 — ЭИ572
жаропрочным свойствам при 550—850 °C [46]. Сплавы на
указанной основе представляют собой сложные многокомпо-
нентные системы, обладающие рядом положительных качеств,
что позволяет применять их при температуре металла до
(0,64-0,8) Тпл, где Тал — температура плавления. Количество
контролируемых легирующих элементов достигает 13; часть из
них (Ni, Mo, W, Со, Сг, Fe) входит в состав главным образом
твердого раствора, образующего основу сплава, другие (Ti, Al, Та,
Nb) принимают активное участие в образовании упрочняющих
интерметаллидных фаз, характерных для этих сплавов, и, нако-
нец, элементы В, Zr, Се, С образуют карбиды и бориды, концен-
трирующиеся по границам зерен и оказывающие, несмотря на ма-
лое содержание каждого из них, существенное влияние на свой-
ства сплавов. Основной упрочняющей фазой является так назы-
ваемая у'- фаза типа Ni3Al, в которой Ti и Nb замещают в различ-
ной степени А1. В этой фазе присутствуют, замещая часть Ni,
Мо и W (а также Со в сплавах на никель-кобальтовой основе).
Количество у'-фазы зависит главным образом от содержания в спла-
ве Ti и А1. Между количеством у'-фазы и длительной прочностью
сплавов существует непосредственная зависимость.
Следует отметить, что при выборе жаропрочных сплавов для
лопаток ГТУ приходится учитывать ряд обстоятельств, оказы-
вающих на структуру и свойства металла прямо противоположное
влияние. Необходимость образования в сплавах все большего ко-
личества у'-фазы по мере роста требуемой жаропрочности ограни-
чивает содержание хрома до 6—10 %, так как он повышает рас-
творимость у'-фазы в матрице сплава. В то же время высокое со-
держание Сг (18 % и более) является основным фактором, опреде-
ляющим сопротивление сплава высокотемпературному окислению
благодаря образованию защитных поверхностных пленок, богатых
Сг2О3. Однако повышенное содержание Сг при неблагоприятном
сочетании с такими легирующими элементами, как Mo, W, А1,
Ti, способствует возникновению сложных интерметаллидных о и
р-фаз.
432
()собенность жаропрочных сплавов заключается в том, что
। 1 юйствием высокой температуры они становятся нестабиль-
> । in системами. Присутствующие в них фазы вступают во взанмо-
' । типе между собой и с элементами основного твердого раствора,
। приводит к изменению исходной структуры, и соответственно,
* пшческих свойств сплава. Торможение этих процессов, имею-
ш । • обычно неблагоприятный характер, достигается рациональ-
ной технологией изготовления деталей из этих сплавов.
11ринципиальными особенностями таких процессов примени-
|- п.но к сплавам иа никелевой основе являются штамповка и за-
к |лк,1 заготовок лопаток при высокой температуре, обеспечиваю-
||| п достаточно полную рекристаллизацию металла, а также при-
менение ступенчатых режимов отпуска (стабилизации). Ступенча-
ii.il* режимы отпуска получили широкое распространение в отече-
щепной и зарубежной практике, так как при этом достигаются
оптимальные выделение и распределение фазы, упрочняющей
< плав, повышается деформационная способность сплава и резко
снижается чувствительность металла к концентраторам напряже-
ния [14, 46). Сплавы иа никелевой и никель-кобальтовой основе
ныплавляют в индукционных и вакуумно-индукционных или
цуювых электрических печах, во многих случаях с последующим
।мкуумно-дуговым переплавом (БД).
В зависимости от условий эксплуатации рабочих лопаток
(рабочие напряжения, температура металла) могут быть применены
^формируемые сплавы ЭИ607А, ЭИ607, ЭИ893ВД, ЭП800ВД,
>11783В Д, ЭИ929ВД. Сплавы указаны в порядке возрастания уров-
ня жаропрочности.
Расчетный ресурс для лопаток из сплавов такого типа состав-
ляет для приводных ГТУ не менее 2104 ч, для ГТУ, эксплуатируе-
мых в пиковом режиме, не ниже 104 ч. Свойства перечисленных
выше сплавов приведены в табл- IX.3 и на рис. IX.3.
Жаропрочные сплавы на никель и никель-кобальтовой основе
являются высоколегированными и труднодеформируемыми мате-
Рис. fX.3. Предел длительной прочности жаропрочных сплавов при раз-
личных температурах за 10* (а) и 2-Ю1 ч (б)
I — ЭИ607А; 2 — ЭИ607; 3 — ЭИ893; 4 — ЭП80ВД; 5 ЭП783ВД; б — ЭП639ВД;
’ — ЭИ925ВД
433
Таблица IX.3
Механические свойства жаропрочных деформированных сплавов
на никелевой и никель-кобальтовой основе (ГОСТ 5632—72*)
Сплав Темпе- ратура испыта- ния, °С по,а °в Ъв KCU, кДж/м*
МПа %
ХН80ТБЮА 20 500— b10 900—1060 36—44 40—42 1100—1800
(ЭИ607А) 600 400— >0 7.<Ь—790 43—45 48—50 .—<
700 400—*10 баз—750 27—39 27—39
ХН80ТВЮ 20 600—700 1000 -1050 24—30 28—35 1000—1200
600 5Б0—650 780—850 10—12 16—19 —
(ЭИ607) 700 480- 310 • ' । 7 ) 6—8 5—7 —.
20 460—500 930—9К9 36—о8 28—32 730—760
XH65B9M4IOTP 600 380—***>0 780- 28—30 2^—23 —
(ЭИ893ВД) 700 3?.9- 0 61?—о40 31—33 37—39
750 ЗбО- 1и0 6 fed -700 18—20 2ч»— .8
ХН65КМВЮБ 20 700—880 11511—1300 18—28 18—"3 400—700
700 650—L 0 1'1' —1100 12—23 14—zo —।
(ЭП800ВД) 800 6LJ—750 V 950 8—СО 12—22
ТУ 14-1-1769—76 850 600—700 ;оо—вое 10—20 14—25 —
20 7 J- 0 ПВО 1250 14—16 18—22 230—260
ХН70МТФКЮ 700 730—7 00 920 9L 26—29 28—32
(ЭП783ВД) 800 710—740 910— 22—^5 28—32
850 680—71'0 18—20 20 -30 —•
20 6i«' -720 11'0 17—18 17—27 300—450
ХН55ВМТФКЮР 700 590—630 £ 0 । -.0 20— 2 23—27
(ЭИ929ВД) 800 540—020 (0—910 17—90 20—30
850 540- GOO 700—760 17—W 25—39 —
Примечание. Для туроии ш («одического действии (пиковых турбин)
перспективным является применение спл ва Э11J57 (по мере его ^'•воеиия в п роиз-
водстве). Сплав ЭП957 обил дает несЦилько более высокой жаропрочностью, чем
сплав ЭИ929ВД, на протяжения первых 1000—2000 ч эксплуатации.
риалами. В связи с этим лопатки из сплавов такого типа во многих
случаях изготавливают путем точной отливки по выплавляемым
моделям.
Литейные сплавы. Прогрессивное направление в производстве
деталей из жаропрочных сплавов связано с применение м литья
с направленной кристаллизацией или монокристаллической струк-
турой затвердевающего в форме металла. Для реализации указан-
ных способов необходимы специальное оборудование и хорошо от-
работанная технология применительно к каждому виду изделий.
Эти способы изготовления отливок обеспечивают высокую плот-
ность и повышенную жаропрочность металла. Длительная пластич-
ность при этом превышает в 5—10 раз пласгичность обычных по-
ли кристаллических отливок. Относительное удлинение при раз-
рыве в условиях испытания на длительную прочность, например,
сплава ЖС6К с направленной кристаллизацией составляет 6—
15 % против 1,5—3,5 % для металла с обычной поликристалли-
ческой структурой.
Для литых высокотемпературных лопаток рекомендуются спла-
вы ЭИ893Л, ЭП539ЛМУ, ЗМИ-З, ЖС6К Сплавы указаны в порядке
возрастания жаропрочности. Сплав ЭИ893Л представляет собой
434
Таблица IX.4
Механические свойства литейных жаропрочных сплавов
на никелевой и никель-кобальтовой основе
Спляв Темпе- ратура испыта- ния, °C а0.2 °в е. кси, кДж/м1
IV Па %
20 490—570 680—730 13—18 16—21 400—600
600 500—550 620—650 15—18 30—34 —.
КП65В9М4ЮТ 650 530—580 620—650 8—12 23—28
, (ЭИ893Л) 750 500—530 630—670 7—13 15—19 —а
800 460—500 530—570 10 — 12 21—24 —1
20 820 950 950 — 1100 2,5-7 3—13 150—350
х Ньз^МвюТ 800 800—920 950—1000 1,5—1,7 2—3 —,
(ЖСБ К) — поли- 850 800—850 900—950 1,8—1.9 3—4
кристаллические 900 720—780 800—820 2—2,5 2—5 • и
отливки 950 500—580 630—670 1,5—2,1 2—4 —
ХН65КМВЮТ 20 820—900 1000-1100 9—18 13—25 300—350
(ЖС6К) — отливки 900 800 — 830 900—970 5-8 14—18 —<
с направленной 950 550—590 640—680 4—6 10—12 —ч
кри сталл и з а ци ей
20 780—920 880—1000 2—7 3—3,5 80—110
650 850 — 1000 2—5 3—10 —<
700 750—860 920—1050 2,5—7 3 — 15
ХН66КВМТЮ 750 900—1100 3,5—12 4—20 —.
(ЗМИ-З) 800 730—900 830—1000 4,5—15 5—22
850 620—860 750—880 5—20 6—25 —А
900 460—560 560—710 7—20 5—30 —1
20 670—720 770—870 2,5—6,4 2,7—14 100—180
600 530—600 700—780 3—5 6,5—7,8
ХН65КВМБЮТ 700 520—620 780—830 3—5,5 3,7—5,2 .
(ЭП539ЛМУ) 800 550-660 780—850 4,8—9,8 6,5—15
850 460—520 620—720 7,5—8,5 7,8—8,3
Примечание. Лопатки из литейных сплавов поставляют по техниче-
ским условиям заводов-изготовителей лопаток.
литейную модификацию деформируемого сплава ЭИ893. Сплав
ЖС6К имеет наиболее высокие жаропрочные свойства среди ши-
роко применяющихси сплавов иа никелевой и никель-кобальтовой
основе. В связи с ликвацией, неизбежно присутствующей в литейных
сплавах и проявляющейся в обогащении междендратиых участков
металла примесями легкоплавких элементов, легирующими эле-
ментами, карбидными и интерметаллидными фазами, при их тер-
мической обработке применяют нагрев для последующей закалки
до более высоких температур, чем для деформируемых сплавов
аналогичного состава. Высокотемпературный нагрев оказывает
гомогенизирующее действие, благоприятствует при последующем
охлаждении или стабилизирующем отпуске более равномерному
распределению выделяющихся фаз, улучшает механические харак-
теристики сплава. Механические свойства литейных сплавов при-
ведены в табл. IX.4 и на рис. IX.4 [141.
Литейные сплавы выплавляют и разливают в вакууме. Основ-
ную часть шихты для этих сплавов составляет металлургическая
заготовка того же химического состава, что и сплав, которую
435
также следует выплавлять в электрических вакуумно-индукцион-
ных печах.
Для сопловых лопаток с рабочей температурой не более 580 °C
при соблюдении необходимого запаса прочности можно исполь-
зовать литейные модификации хромистых (нержавеющих) марок
стали, указанных в табл. IX. 1. Литые заготовки или точнолитые
лопатки поставляют по заводским техническим условиям.
При изготовлении рабочих и сопловых лопаток способами точ-
ной штамповки нли отливки поверхностный обезлегированный
(обезуглероженный) слой удаляются путем полирования и шлифо-
вания. Неудаляемый обезлегированный слой на необрабатываемых
поверхностях ограничивается определенной допустимой толщиной
в каждом конкретном случае.
Прн выборе легированного сплава следует учитывать, что ус-
ложнение состава сплава может вызвать усложнение производ-
ства лопаток, обусловить особые требования к их конструкции
и условиям эксплуатации лопаточного аппарата.
Защитные покрытия. При температуре металла не менее 700 qG
при сжигании чистого топлива нли 620 °C при сжигании топлива
с повышенным содержанием серы детали из жаропрочных сплавов
нуждаются в защитных покрытиях (при содержании хрома в спла-
вах ниже 20 %). Особенно агрессивны продукты сгорания топлива
при наличии в них паров солей натрия и окнслов ванадия.
Создание защитных покрытий для деталей с длительным ресур-
сом является сложной задачей. Наибольшим распространением
пользуются защитные покрытия на основе алюминия. При темпе-
ратуре 950 °C происходит насыщение поверхности алюминием из
порошка или порошковых смесей алюминия с хромом, кремнием,
хромом и кремнием. Можно наносить защитный слой так называе-
мым шликерным способом, когда раствор алюминиевого порошка
наносят кистью и затем деталь подвергают диффузионному отжигу.
Защитные покрытия на основе алюминия надежны в эксплуатации
при температуре до 850 °C продолжительностью до 104 ч в атмос-
436
I- продуктов сгорания чистого газообразного или жидкого топ-
11ри сжигании тяжелого жидкого топлива перспективны по-
i'i'f пня, наносимые путем плазменного напыления или электронно-
|гш.1м способом, из смесей сложного состава: Fe + Сг -f- А1 +
I . Со 4- Ni + Сг -Н А1 4- Y; Со 4~ Сг 4- AI 4" Si н т. п. Эф-
чптен подслой из платины, изолирующий металл деталей от
ппипого защитного покрытия. Толщина слоя защитного покры-
и । составляет 30—60 мкм [14]. В условиях агрессивной газовой
1 HJ перспективным является применение (по мере его освоения)
плана ЦНК-7, который по жаропрочности близок к сплаву ЖС6К,
но заметно превосходит его по коррозионной стойкости.
IX.2. Лопатки осевых компрессоров
Рабочая температура металла первых ступеней компрессора
низкого давления зависит от температуры засасываемого атмос-
ферного воздуха. Рабочая температура металла лопаток послед-
них ступеней КНД 140—160 °C.
Рабочая температура металла лопаток первых ступеней ком-
прессора высокого давления 30—220 °C (30—50 °C при наличии
воздухоохладителя), лопаток последних ступеней КВД — 320—
450 °C. Статические изгибине напряжения в направляющих ло-
пвтках КНД обычно составляют до 80 МПа, в рабочих лопатках —
до 60 МПа, напряжения от центробежных сил находятся в преде-
л IX 120—220 МПа. Напряжения изгиба в направляющих лопатках
КВД достигают ' МПа, в рабочих лопатках — 170 МПа; напря-
жения от центробежных сил в рабочих лопатках КВД составляют
200—250 МПа. Кроме статических напряжений рабочие лопатки
компрессоров подвергаются коррозионному н эрозионному воз-
действию воздушного потока.
Антикоррозионные свойства и эрозионная стойкость материала
должны обеспечивать возможность эксплуатации направляющих
и рабочих лопаток компрессоров ГТУ в течение заданного ресурса
без образования повреждений, понижающих их статическую или
усталостную прочность либо аэродинамические характеристики.
Материал лопаток должен обладать запасом статической прочности
при рабочей температуре металла по отношению к уровню предела
текучести о012 не меисе 2,5. При работе лопаток в условиях ползу-
чести запас прочности по отношению к пределу ползучести дол-
жен быть не менее 1,2.
Большинство повреждений и разрушений компрессорных лопа-
ток связано с действием динамических циклических напряжений.
Разрушения либо являются часто усталостными, либо начинаются
из очагов эрозионного нли коррозионного поражения при отно-
сительно низких рабочих напряжениях.
Динамические напряжения могут способствовать возникнове-
нию начальных стадий коррозионного поражения, снижающего
437
Таблица
Механические свойства материалов лопаток компрессоров
Сталь нв ‘’о., I °в ». I « кси, кДж/м’ Категория прочности Предельная рабочая температура
МПа %
не менее металла, °C
ЭВ961Ш 3,4—3,7 800 950 15 20 700 КП80 530
ЭП517Ш 3,3—3,5 1030 1080 14 55 850 КП100 550
DT5 3,4—3,9 650 730 8 20 500 КП65 300
ТС5 3,3—3,7 800 860 8 20 400 КП80 400
ВТЗ-1 3,2—3,7 900 1000 10 25 300 КП90 400
усталостную прочность материала лопаток. В связи с этим важ-
нейшим требованием является значительное превышение уровня
выносливости материала и конструктивной усталостной прочности
лопаток над уровнем динамических напряжений, возникающих на
различных этапах их эксплуатации. С учетом этих соображений ма-
териал для рабочих компрессорных лопаток должен обладать
высокой демпфирующей способностью, которая даже при меньшем
пределе выносливости обеспечивает более надежную работу кон-
струкции.
Для умеренно напряженных лопаток можно применять хроми-
стые (нержавеющие) стали марок 20X1ЗШ (КП45-КП60). Для на-
правляющих лопаток используют литейные модификации обяза-
тельно с такой степенью освоенности литейной технологии, при ко-
торой гарантируются устойчивые показатели, удовлетворяющие
Таблица IX.6
Механические свойства стали ЭИ961П1 прн разной температуре
(закалка при I 000 °C в масле)
Температура бв Ф кси,
испытания, °C кДж/м1
МПа %
940—980 1070—1100 15—18 600
780—820 900—970 16—20 1000
300 970—920 980—1050 12—16 66-70 2200
700—750 850—980 13—16 58—62 1900
860—900 940—980 12—16 58—62 1900
400 660 670 780—820 12—14 61—64 2000
500 730—760 580—600 780—820 650—680 18—20 72—74 72—75 2190 2000
Примечание. Значения в числителе соответствуют ожпуаку в течение
Б ч при Б80 °C, в знаменателе — то и?е при 680 °C.
438
Таблица IX.7
Механические свойства стали ЭП517Ш при разной температуре
Температура ао.в <Ъ кси,
испытания. °C МПа кДж/м“
20 900—1000 1080—1120 61—65 780
600 520-580 570—600 72—76 —.
650 450—490 480—520 75—79 —
Примечание. Значение вв => 1Б-1-19.
поставленным требованиям. Особое внимание следует уделять
оценке конструктивной усталостной прочности лопаток.
Направляющие и рабочие лопатки, для которых характери-
стики стали указанных выше марок являются недостаточными, ре-
комендуется изготавливать из хромистой (нержавеющей) стали
повышенной прочности ЭИ961Ш (ГОСТ 5632—72*). Эта сталь
(табл. IX.5, IX.6) обладает высокими демпфирующей способ-
ностью и пределом усталости, относительно низкой чувствитель-
ностью к концентраторам напряжения и уровню статических на-
пряжений, накладывающихся на циклические динамические на-
грузки. Сталь ЭИ961Ш сохраняет высокий уровень ударной вяз-
кости при отрицательной температуре. При —60 °C значение
KCU > 700 кДЖ/м2.
Для эксплуатации при более высоких температурах (до 550 °C)
и напряжениях может быть использована сталь ЭП517. Серийному
применению стали ЭП517 в каждом конкретном случае должны
предшествовать испытания лопаточного аппарата на стенде ГТУ
или в эксплуатационных условиях на головном агрегате данной
серии.
Сталь ЭП517Ш является нержавеющей повышенной прочности,
допускает использование при длительном ресурсе, обладает срав-
нительно низкими чувствительностью к концентраторам и коэффи-
циентом линейного расширения. Как н все хромистые нержавею-
щие стали, ее выплавляют способом электрошлакового переплава
(табл. IX.7).
В табл. IX.8 приведены результаты испытания стали, предназ-
наченной для лопаток компрессоров, на усталость в условиях чи-
стого изгиба при частоте нагружения 100 Гц.
В целях повышения конструктивной усталостной прочности
стальных компрессорных лопаток рекомендуют виброгалтовку
хвостовых частей и ультразвуковой способ поверхностного меха-
нического упрочнениях профильной части лопаток. Для повыше-
ния коррозионно-эрозионной стойкости лопаток можно использо-
439
Таблица ix.8 вать специальные защит-
Вы но с.чип ость стали ЭП961Ш и ЭП517Ш НЫе ПОКрЫТИЯ, В ЧЗСТНО-
для лопаток компрессоров за 107 циклов сти гальваническое ни-
кель-кадмиевое.
Для компрессорных ло-
паток применяют также
титановые сплавы, кото-
рые отличаются высокой
удельной прочностью и
повышенной коррозионной
стойкостью (см. табл. IX.5).
Сплав ТС-5 является
однофазным (cz-фаза) и ре-
комендуется для деталей
с рабочей температурой
20—400 °C. Сплав ВТ-5
однофазный (сх-структур а)
предназначен для длитель-
ной работы при темпера-
туре, не превышающей
300 °C, и может успешно
эксплуатироваться при от-
рицательной температуре
(критическая температура
хрупкости —50°C). Сплав
ВТЗ-1 двухфазный сплав (а -|~ p-фазы) рекомендуется приме-
нять при 100—400 °C. При пониженных температурах он скло-
нен к охрупчиванию. К чистоте поверхности деталей из сплавов
на основе титана предъявляются высокие требования [9]. Физи-
ческие свойства титановых сплавов приведены ниже.
Уровень
прочности,
МПа
1050—1200
950—1000
1100
Выносливость, МПа,
при температуре испытания.
20 | 450 | 500 | 550
Сталь ЭП961Ш
520
330
500
310
460
280
430
270
330
270
300
250
Сталь ЭП 17Щ
I 540 | 340 * I 310 ** |
360 190 * 180**
Примечание. Значения в чис-
лителе — для гладкого типа образца, в зна-
менателе — для образца о надрезом г =
= 0,75 мм.
Температура испытаний 600 °C.
То ясе 650 °C.
Плотность, г/см8..................... 4,4—4,9
Модуль нормальной упругости Е-10"5,
МПа...................................1,05—1,25
Ко рфициент линейного расширения
а-10»................................ 8—10
Теплопроводность, калл/(сМ’С-рС) . 0,017—0,024
Теплоемкость, калл/(г-°С) .... . 0,1—0,13
При изготовлении точноштампованиых или точнолитых лопа-
ток (из любых сталей или сплавов) без механической обработки
не допускается, чтобы толщина обезлегированного (обезуглеро-
женного) слоя превышала толщину слоя, удаляемого при поли-
ровании лопаток.
IX.3. Роторы и диски газовых турбин
и компрессоров
В зависимости от начальной температуры газа и конструктив-
ного выполнения температура центральной части дисков или вала
ротора газовых турбин находится в пределах 230—400 °C, а пе-
440
|ип|»ернйной части дисков (обода с пазами для хвостовой части ло-
шиок) для различных ступеней лопаточного аппарата—380—480°C.
Температура металла роторов и дисков компрессоров в зоне
|и ясывания наружного воздуха зависит от климатических атмос-
ферных условий и может колебаться в пределах ±50 °C. При тем-
пературе наружного воздуха менее —30 °C желательно подо-
1 ревать горячим воздухом металл ротора для поддержания темпе-
ратурного запаса вязкости металла. Эксплуатационная темпера-
iypa дисков ротора по мере удаления их от места засоса наруж-
ного воздуха постепенно повышается, при этом предельная темпе-
ратура металла дисков последних ступеней зависит от конструк-
тивной схемы ГТУ и степени сжатия воздуха. При одно ком прес-
сорной схеме ГТУ температура металла диска последней ступени
может достигать 400 СС. При двухкомпрессорной схеме темпера-
чурный перепад для деталей КНД находится в пределах от —50
до 180 °C, для деталей КВД — от 200 до 400 °C.
Рабочие напряжения от центробежных сил в центральной части
компрессорных дисков в зависимости от конструктивных особен-
ностей и номера ступени составляют 200—600 МПа.
Поковки валов, цельнокованых роторов, дисков и концевых
частей роторов изготавливаются из легированных сталей и сплавов
на никелевой основе и относятся к группе заготовок с индивиду-
альными испытаниями механических свойств.
Технологические свойства металла (деформируемость при го-
рячей пластической деформации, прокаливаемость, возможность
применения относительно простых приемов термической обработ-
ки) должны обеспечивать получение поковок, удовлетворяющие
требованиям технических условий, из слитков, развес которых оп-
ределяется чистовыми размерами деталей и особенностями про-
цесса их изготовления.
Производству валов, роторов, дисков должны предшествовать
изготовление, разрезка, исследование опытных заготовок на за-
воде-изготовителе. Такое же исследование производят в случае
повышения категории прочности стали или сплава, существенного
изменения размеров и конфигурации деталей, принципиального
изменения методов изготовления поковок (выплавки и разливки#
ковки, термической обработки).
Внешний вид изготовленных роторных деталей (валов, рото-
ров, дисков), их макроструктура, результаты контроля травле-
нием мест, указанных на чертеже, а также ультразвукового кон-
троля, результаты механических испытаний должны соответство-
вать в каждом конкретном случае требованиям технических усло-
вий. Определение механических свойств и остаточных напряжений,
оценку микроструктуры производят на образцах для испытаний и
темплетах, вырезанных из наиболее напряженных и наименее
качественных зон, которые указаны на чертеже изделия. При от-
сутствии такой возможности должно быть проведено исследование
опытных поковок.
441
Шероховатость поверхности заготовок, подвергаемых уль-
тразвуковой дефектоскопии, должна быть 2,5 по
ГОСТ 2789—83*. Для повышения надежности и выявления дефек-
тов (типа трещин) заготовки подвергают ультразвуковому кон-
тролю в нескольких направлениях. Особое внимание должно быть
уделено плоскости, перпендикулярной действию наибольших ра-
стягивающих напряжений.
Для изготовления валов, роторов, дисков турбии н компрес-
соров, эксплуатируемых при повышенной температуре в условиях,
требующих повышенного сопротивления коррозии и эрозии,
рекомендуются стали марок 20Х12ВНФШ, 20Х12БНФБД
(ГОСТ 5632—72*) с пределом текучести oCi2 = 6004-730 МПа.
При этом следует принять меры по обеспечению надежной работы
шеек валов в подшипниках (насадные втулки, наплавка поверх-
ностного слоя и др.). Для изготовления роторных деталей, эксплуа-
тируемых при температуре металла не выше 300 °C) в частности,
для валов и дисков компрессоров низкого давления и низко-
температурных ступеней газовых турбин), рекомендуются леги-
рованные конструкционные стали 20Х12ВНМШ, 20Х12БНМВД,
20ХНЗМФА, 27ХНЗМ2ФА (табл. IX.9, IX.10, рис. IX.5).
Применяемые для роторных деталей материалы должны обеспе-
чивать запас прочности при рабочей температуре металла в наи-
более напряженных элементах не менее 1,5 по пределу длитель-
ной прочности или по пределу текучести при менее высокой
температуре. Для хромистых (нержавеющих) сталей следует учи-
тывать запас прочности по отношению к пределу ползучести не
менее 1,1. Для деталей с осевым отверстием допускается предель-
ная деформация по центральному отверстию ие более 0,55 %.
В целях обеспечения надежности
роторных деталей следует ограничи-
вать верхний уровень прочности хро-
момолибденованадиевых и высокохро-
Рис. IX.5. Пределы длитель-
ной прочности и ползучести
стали 20Х12ВНМФШ (о0<2=
= 7004-750 МПа) при раз-
личных температурах
1 — п за 10* ч; 2 — то же за
10® ч; ‘3 — стп п при деформа-
ции 1 % за 10® ч
Таблица IX.9
Механические свойства стали
для дисков газовых турбин и компрессоров
(образцы тангенциальные)
Сталь °0.2' МПа ав« МПа вв кси; кДж/м»
%
не менее
20Х12ВНМФШ, 20Х12ВНМФВД 600—730 770 15 30 400
20ХНЗМФА 600—750 750 12 32 500
27ХНЗМ2ФА 700—850 850 13 37 600
442
Таблица IX. 10
Механические свойства стали 20Х12ВНМФШ при разной температуре
(закалка в масле при 1050 °C, отпуск при 700 °C)
Температура %,8 «в б, Ф кси.
испытания, °C МПа кДж/м*
20 600—730 850—890 15—18 55—58 950—1200
300 610—630 700—760 12—15 59—63 1300—1500
400 580—600 660—690 12—14 55—62 1400—1500
500 530—570 560—580 12—15 59—78 1200—1500
580 420—450 450—450 18—22 79—86 1300—1500
600 360—380 380—400 21—23 79—88 1350—1500
мистых сталей, так как повышение прочности сопровождается
ростом чувствительности стали к хрупким разрушениям. При
выборе марки стали и категории ее прочности необходимо
учитывать уровень переходной температуры хрупкости. Кри-
терием является наличие 50 % волокна в изломе ударных об-
разцов. Переходная температура хрупкости (ГОСТ 4543—71*)
должна быть примерно на 20 °C ниже возможной минимальной
температуры металла данной роторной детали. В ряде случаев ре-
комендуют оценивать малоцикловую усталостную прочность иа
основании расчетов температурных напряжений и эксперимен-
тальных данных.
Для оценки сопротивления хрупким разрушениям, определе-
ния допускаемых размеров дефектов, особенно ответственных ро-
торных деталей (валов, роторов, дисков, соединительных муфт
и т. д.), необходимо проводить расчет критического размера де-
фектов и коэффициента вязкости разрушения К1с на основе ре-
Таблица IX. 11
Механические свойства сплава ЭИ698 при разной температуре
Температура *0,8 °в 4
МПа %
20 720—770 1160—1200 18—20 19—22
500 710—760 1120—1150 29—32 27—30
550 650—670 1020—1080 18—20 25—28
600 630—650 1030—1120 18—22 23—28
650 635—675 1050—1090 20—28 24—30
700 610—670 960—985 29—32 37—43
750 590—650 850—890 26—28 40—52
Примечание. При комнатной температуре KCU =
= 600-т-700 кДж/м1.
443
Рис. IX.6. Предел дли-
тельной прочности спла-
ва ЭИ698 при различных
температурах
ственно. При выборе
разработке технологии
зультатов испытаний образцов с трещи-
нами с использованием аппарата линейной
механики разрушения [21].
Перспективным материалом для дис-
ков стационарных газовых турбин сле-
дует считать сплав на никелевой основе
ЭИ698 (ХН73МБТЮ) (табл. IX.11). Сплав
ЭИ698 хорошо поддается горячей пласти-
ческой деформации, обладает высокими
прочностными и пластическими свойствами
и ударной вязкостью при комнатной и по-
вышенных температурах, высокой жаро-
прочностью (рис. IX. 6). Усталостная проч-
ность за 107 циклов на гладких образцах
при 650 и 750 °C равна 350 и 370 МПа, на
образцах с кольцевым надрезом (г =
= 0,75 мм) — 290 и 340 МПа соответ-
стали для сварных роторных деталей и
их сварки требуется руководствоваться
рекомендациями, изложенными в работе [21 ].
Следует иметь в виду, что легированные конструкционные,
нержавеющие и жаропрочные стали и сплавы имеют повышенную
чувствительность к термическому воздействию сварки и относятся
к числу материалов ограниченно свариваемых. При сварке сталей
перлитного и мартенситного классов необходимо вводить подо-
грев деталей и подвергать сварное соединение последующей тер-
мической обработке.
Сварные соединения аустенитных сталей и сплавов на никеле-
вой основе обладают повышенной склонностью к образованию
трещин в условиях длительной эксплуатации при температуре
550—600 °C. Кроме того, в ряде случаев сварные соединения усту-
пают по прочности основному материалу, поэтому сварные стыки
рекомендуется располагать вне зоны действия повышенных на-
пряжений 1211.
IX.4. Камеры сгорания
и основные высокотемпературные детали
газопламенного тракта
Рабочая температура металла пламенных (жаровых) труб
камер сгорания и высокотемпературных деталей газопламенного
тракта зависит от начальной температуры продуктов сгорания
топлива, наличия и конструктивного выполнения системы охлаж-
дения этих элементов. В большинстве случаев эти детали пред-
ставляют собой сварные листовые конструкции с рабочей темпера-
турой металла до 750 °C. Неравномерность распределения темпе-
ратуры металла в деталях камеры сгорания достигает 200 °C,
444
н перепады ее по длине газопламенного тракта — 600 °C. Число,
частота, режимы теплосмен в этих узлах ГТУ определяются назна-
чением, конструкцией, режимом работы агрегата.
Материал деталей подвергается коррозионному воздействию
продуктов сгорания топлива. Детали газопламенного тракта
эксплуатируются при относительно невысоких статических на-
пряжениях (Ораб 80 МПа). Прн этом вибрационная нагрузка,
обусловленная пульсацией процесса горения, находится в преде-
лах частот от 10 до 1000 Гц.
Материалы высокотемпературных деталей газопламенного трак-
та должны обладать жаропрочностью, высокими жаростойкостью
в продуктах сгорания топлива и коррозионной стойкостью,
обеспечивающими надежность конструкции, находящейся под воз-
действием газового потока и вторичного воздуха. Жаростойкость
таких материалов характеризуется потерей в окалине от 0,005
до 0,01 мм толщины детали в год. При температуре деталей 900 °C
н более потери в окалине составляют 0,05—0,1 мм в год. Для
повышения жаростойкости можно применять эмали, например
эмаль ЭВ-55А. Жаропрочность материала должна обеспечивать
устойчивость (сохранение формы) деталей при рабочей темпера-
туре. Запас прочности при этом по отношению к пределу длитель-
ной прочности для заданного ресурса должен быть не менее 1,25.
Материалы деталей газопламенного тракта должны обладать
удовлетворительной технологичностью, позволяющей изготов-
лять гнутые или штампуемые детали, а также допускающей приме-
нение автоматической сварки под флюсом, аргонодуговой или кон-
тактной сварки.
Для изготовления широкого круга деталей с рабочей темпера-
турой металла до 700 °C рекомендуется сталь 12Х18Н10Т
Таблица IX. 12
Химический состав (в %) окалиностойких сплавов (ГОСТ 5632- 72*)
Сплав с, не бо- лее Сг Мо W Т1 АГ Прочие элементы Предельная ра- бочая темпера- тура, °C (ре- сурс 10* ч)
ХН7БТ (ЭИ 4 36) 0,12 10—22 - - - <0,1 Б N1 — основа 1000
ХН75МБТЮ (ЭИ602) 10—22 1,8— 2,3 — 0,35— 0,75 0,35— 0,75 N1 — основа Nb 0,9—1,3 950
ХН700 (ЭИ662) 26—29 — — — 2,6—3,6 N1 —- основа Fe < 4 Се < 0,03 1200
ХН60ВТ (ЭИ868) 0,10 23,Б— 26,Б — 13—16 0,3—0,7 <0,6 Ni — основа Fe < 4 1000
ХН56ВМТЮ (ЭП199) 19—22 4—6 9—11 1.1—1,6 2,1—2,6 NI — основа В < 0,008 800
ХН67МВТЮ (ЭП202) 17—20 4—Б 4—Б 2.2—2,8 1.0—1,4 Nl — основа Fe < 4 860
445
Таблица IX. 13
Свойства окалиностойких сплавов при разной температуре
Сплав Температура, °C МПа бв, % Технические условия
закалки (охлаждение на воздухе) испы- тания
ХН75Т (ЭИ435) 980—1100 20 800 7С0 220 30 34 ТУ 14.1.434—72
ХН75МБТЮ (ЭИ602) 1050—1080 20 800 750 250 40 40 ЧМТУ 1.456—68
ХН700 (ЭИ652) 1100 20 900 750 ПО 25 25 ТУ 14.1.493—72
ХН60ВТ (ЭИ868) 20 900 750 200 40 30 ЧМТУ 1.470—68
ХН56ВМТЮ (ЭП199) 1150 20 800 900 400 25 ЧМТУ 1.515—68
ХН67ВМТЮ (ЭП202) 20 850 900 350 ЧМТУ 1.914—70
(ГОСТ 5632—72*). Для этих же целей могут быть применены сталь
08Х18Н10Т (ГОСТ 9940—81*), обладающая лучшей свариваемо-
стью, и сталь марки 20Х23Н19 (ГОСТ 5632—72*).
Колебания в химическом составе (в пределах марочного со-
става) содержания углерода и карбидообразующих элементов вы-
зывает повышенную склонность сталей этих марок к образованию
охрупчивающей cr-фазы, особенно при рабочей температуре ме-
талла 750—820 °C. Для предотвращения (замедления) образова-
ния с-фазы указанные стали следует применять в полностью ре-
кристаллизованном состоянии. Сталь марок 12Х18Н10Т и
08Х18Н10Т могут служить также для облицовки внутренней по-
верхности корпусных деталей. Стали марок 12Х18Н10ТЛ и
08Х18Н10ТЛ можно использовать для литых деталей топливной
аппаратуры и газопламенного тракта. Отсутствие порога хладно-
ломкости у стали аустенитного класса позволяет применять ука-
занные материалы для деталей, эксплатируемых прн отрицатель-
ной температуре, например для наружных деталей топливного
коллектора.
Детали газопламенного тракта, эксплуатируемые при более
высоких температурах, можно изготавливать из следующих спла-
вов на никелевой основе (ГОСТ 5632—72*): ЭИ435, ЭИ602, ЭИ652,
ЭИ868, ЭП199, ЭП202 (табл. IX.12—IX.14). Выбор конкретного
сплава определяется условиями эксплуатации. Так, сплав ЭИ435
при умеренных напряжениях может быть использован до рабочей
446
Таблица IX. 14
1 |убмна высокотемпературного окисления в воздушной среде
некоторых жаростойких сплавов за 104 ч
Глубина окисления, мм, при (температуре, °О
8.0 850 000 ОБО 1000 1100 1200
0,004 0,005 0,007 0,009 0,014 0,013 0,026 0,019 0,046 0,036 0,127 0,063 0,288
'• - туры металла 1000 °C. Сплав хорошо сваривается, мало-
•Iо ! лиге лен к циклическим условиям эксплуатации, обладает вы-
.< й стабильностью структуры (свойств). Сплав ЭИ602 может
' и i t использован для изготовления более напряженных деталей,
1 при предельных рабочих температурах (более 1000—1200 °C)
"Н net только уступает сплаву ЭИ435 по окалииостойкости. Сплав
iiiTiuii уйтся в холодном состоянии и сваривается, хорошо сопро-
||| ini ггч растрескиванию, а изготовленные из него детаЯи—
проблению. Он рекомендуется также для внутренней облицовки
'>р|'угных деталей газовых турбин с рабочей температурой до
,п . Сплав ЭИС52 благодаря высокому содержанию хрома и
i' иния отличается весьма высоким сопротивлением окислению
и и и - у может применяться для деталей с предельно высокой
рЛ11Ч«й температурой (до 1200 °C). Для этого сплава требуется
к дбирать специальные режимы сварки в зависимости от кон-
I, фикции и назначения деталей. Сплав имеет высокое сопротив-
я.елие термической усталости.
1 плав ЭИсбО обладает наиболее благоприятным сочетанием
<| ts гч:-еких и технологических свойств, хорошей штампуемостью,
<j!ap.-i-;i стью, выест "[ с . глиностой • ,стыо и сопротивлением
। .рмической у галости. Р дуется и для внутренней обли-
цовки деталей газовых турбин с р 1бочей температурой до 1000 °C.
’ 'плавы ЭП199 и ЭП202 относятся к более прочным, дисперсионно-
] трочиенным, сложнолегированным материалам, применение ко-
'С'рых целесообразно для высоконагруженных, высокотемпера-
1 /оных деталей (сварных диафрагм, фланцев и т.л!.). По техноло-
। ичн сти — штампуемости, свариваемости — оии уступают сплаву
ЭИ868.
IX.5. Детали корпусов газовых турбин
и компрессоров
Литые, сварно-литые, листовые сварные конструкции корпу-
. ив гагювых турбин и компрессоров подвергаются действию умерен-
ных статических напряжений от давления газовой или воздушной
рады (Ораб 60 МПа) в условиях стационарного режима работы
447
Таблица IX.15
Механические свойства литой легированной стали
при разной температуре
Темпе- ратура “о.а в° вБ Ф кси.
испыта- ния. °C МПа /о кДж/м*
20 240—280 430—460 25—28 50—54 850—930
12МХЛ 400 220—260 410—440 18—22 48—52 750—850
550 210—250 360—380 18—22 50—54 650-730
20 340—360 560—590 20—23 63—66 400—1600
15Х1М1ФЛ 500 250—270 340—360 22—26 72—75 1000—1300
600 210—230 220—260 23—27 87—90 800—1000
20 410—500 580—670 22—26 55—62 800 — 1500
10Х13Л 400 360—390 500—540 16—19 56—59
500 310—340 410—440 18—22 61—64 —
20 480—530 630—720 15—25 27—64 300—1000
15Х11МФБЛ 400 380—420 520—560 13 — 18 50—60 800—14С0
600 290—320 320-400 20—27 55—84 950—1600
20 290—330 500—600 28—45 28—40 500—1600
Х25Н13АТЛ 550 180—220 370—420 30—34 40—45 3500 — 1800
650 150—180 360—400 26—31 43—47 1300—1600
08ГДНФЛ 20 >350 >450 >18 >30 >500
20 200—240 500—670 24—35 30—35 800—1100
10Х18Н10ТЛ 500 170—190 330—360 15—18 35—42 700—900
700 160—180 230—260 15—17 26—38 800—1000
20 180—250 380—480 15—36 17—40 450—900
10Х17Н10МБЛ 500 120—150 300—330 18—22 26—29 800—1000
(ЭИ402МЛ) 600 110—140 270—800 17—20 24—27 900 — 1100
750 100—140 180—220 30—33 55—58 900—1100
и значительным циклическим температурным напряжениям, воз-
никающим при останове или пуске ГТУ из-за разницы температур
между отдельными конструктивными элементами корпуса. В ре-
зультате появляется опасность коробления корпусных деталей,
раскрытия фланцевых соединений и т. п. Для предотвращения этих
нежелательных явлений следует уделять внимание созданию бла-
гоприятного температурного режима при тщательном учете воз-
можных термических напряжений.
Рабочая температура деталей внешнего корпуса ГТУ нахо-
дится в пределах 100—540 °C (за исключением необогреваемых де-
талей, температура которых зависит от температуры атмосферного
воздуха). Материал некоторых деталей (корпус топливного кол-
лектора, всасывающий патрубок КНД и т. п.) может иметь при
эксплуатации температуру — 50 °C. Рабочая температура внутрен-
них корпусных деталей зависит от температуры газового и воз-
душного потоков, конструктивного исполнения деталей, наличия
охлаждения или подогрева.
Детали с рабочей температурой от —40 до 350 °C при отсут-
ствии повышенных требований к коррозионной стойкости изго-
тавливают из стали марок 20Л, 25Л. В тех случаях, когда тре-
буется применять теплоустойчивые стали, рекомендуются: при
рабочей температуре до 510 °C — сталь 12МХЛ; до 540 °C — сталь
448
Рис. IX.7. Предел длительной прочности корпусных сталей при различных
температурах за Ю4 (а) и 105 ч (б)
I — 1БХ1М1ФЛ; 2 — 1БХ11МФБЛ; 8 — Х25Н13АТЛ; 4 — 10Х18Н10ТЛ; 5 —
10Х17Н10МБГ4Л (ЭИ402МЛ); б — 0816Н13М2Б (ЭИ405); 7 ~ 20X23HL8 (ЭИ417);
8 •=- ЗХ16Н22В6Б (ЦЖ13)
10Х13Л или 08Х13Л, до 560 °C— сталь 15Х1М1ФЛ. При повы-
шенных требованиях к теплоустойчивости (до 580 °C) целесообраз-
но использовать сталь марки 15Х11МФБЛ. Детали с повышенными
требованиями к жаростойкости можно изготовлять из стали
Х25Н13АТЛ (до 700 °C), отличающейся высокой окалиностойко-
стью.
Для внутренних корпусных деталей с рабочей температурой
металла выше 600 °C (сегментные элементы статора, обоймы раз-
ного типа и т. п.) рекомендуется аустенитная сталь 10Х18Н10ТЛ
(ГОСТ 2176—77*) или сталь ЭИ402МЛ (до 650 °C). В сталях
10Х18Н9ТЛ, ЭИ402МЛ и Х25Н13АТЛ контролируют содержа-
ние ферритной фазы, присутствие которой в пределах 2—5 %
при температуре эксплуатации отливок выше 500 °C и в пределах
2—15 % при меньшей температуре обеспечивает их удовлетвори-
тельную свариваемость (табл. IX. 15).
При более высокой температуре металла рекомендуется сплав
ЭИ893Л 146]. Внешние корпусные детали, которые должны удов-
летворять требованию надежной эксплуатации при отрицатель-
ной температуре до —50 °C, следует изготавливать из стали марки
08ГДНФЛ (ГОСТ 977—75*). Критическая температура хладно-
ломкости этой стали составляет —75 °C. Из этой стали, в частно-
сти, целесообразно отливать детали всасывающего патрубка КЬЩ
(табл. IX. 15, рис. IX.7).
Листовой материал, сортовой прокат и поковки для корпусных
деталей выбирают в соответствии с требованиями прочности, тех-
15 п/р Л. В. Арсеньева и др.
449
Таблица IX.16
Механические свойства аустенитных сталей для корпусных деталей
при разной температуре
Сталь Темпе- ратура испыта- ния, °C а0,2 °’ * кси, кДж/мя
м Па %
20 250—290 560—650 30—48 35—54 1000—1200
08Х16Н13М2Б 400 170—190 480—530 30—33 27—48 800 — 1400
(ЭИ405) 500 160—180 470—520 31—35 28—50 1000-2000
650 150—170 410—450 28—30 34—46 900-1600
20 280—830 610—670 29—35 47—54 1400—1900
20Х23Н18 400 210—250 530—560 24—32 39—45 1500 — 1700
600 180—220 430—470 22—24 43—46 1700—1900
(ЭИ417) 700 180—220 310—350 19—24 32—36 1600 — 1800
800 140—170 180—220 19—27 32—36 1700—1900
20 * 390—480 720—800 24—34 32—43 600—900
ЗХ16Н22Б6Б 750 ♦ 230—270 330—430 16—22 42—58 500—600
20 ** 280—360 430—640 10—25 15—30 200—400
(ЦЖ13) 700 *♦ 180—260 280—330 18-29 45—65 450—680
800 140—200 200—260 22—33 47—66 600—900
* Кованая сталь.
Литейная сталь.
нелогичности при сварке (для сварных деталей) и сопротивляе-
мости коррозии в воздушной или газовой среде.
Корпусные конструкции с рабочей температурой металла от
— 20 до 450 °C, к коррозионной стойкости которых не предъявля-
ются специальные требования, могут быть выполнены из низко-
углеродистой стали, листового или фасонного проката или поковок
марок 15К или 20 К по ГОСТ 5520—79*. Для деталей с рабочей
температурой металла до 510 °C применяют листовую сталь марки
15ХМ (ГОСТ 4543—71*) или 12МХ (ГОСТ 20072—74*); при более
высокой температуре металла (до 550 °C) рекомендуются стали
марок 15Х1М1Ф (по заводским техническим условиям), 09X13 по
ГОСТ 5632—72* (до 550 °C) и 12Х1МФ (ГОСТ 20072—74*).
Для деталей из поковок с рабочей температурой до 600 °C
можно применять сталь марки 08Х16Н13М2Б (ЭИ405)
(ГОСТ 5632—72*), для деталей с рабочей температурой до 800 °C
(с учетом требований к прочности) — лист из стали марки
08Х18Н10Т (ГОСТ 5582—75*).
Для деталей, к жаростойкости которых предъявляются высокие
требования, рекомендуется использовать листовой прокат или
поковки из стали 20Х23Н18 (ЭИ417) (ГОСТ 5632—72*). Детали
из поковок с рабочей температурой металла 750—800 °C можно
изготавливать из стали марки ЦЖ13 в кованом и литом состоянии.
450
('лойсгва сталей ЭИ405, ЭИ417, литой и кованой марки ЦЖ13
приведены в табл. IX. 16.
При изготовлении сварных деталей следует руководствоваться
рекомендациями, изложенными в работе [21].
IX.6. Крепежные детали
Крепеж должен обеспечивать, в частности, высокую плотность
прилегания плоскостей фланцевых соединений, крепление деталей
сборных роторов на протяжении заданного времени эксплуатации
данных деталей газовой турбины или компрессора. Температура
крепежных деталей может превышать 500 °C- Отдельные резьбо-
вые соединения (болты, шпильки, гайки внешнего корпуса ком-
прессоров и др.) должны обеспечивать надежную эксплуатацию
соединения в условиях отрицательных температур.
Обязательным требованием при выборе материалов крепежных
изделий является малая разница (не более 10 %) между коэффи-
циентами линейного расширения материала соединяемых деталей,
фланцев и крепежа. Гайки следует изготавливать из материала
того же класса, что и шпильки (болты). Твердость материала
гаек должна быть ниже твердости материала шпилек (болтов) не
менее чем на 12 НВ.
Материал крепежных деталей должен обладать высокой сопро-
тивляемостью хрупким разрушениям и малой чувствительностью
к концентраторам напряжения в заданных температурных и сило-
вых условиях эксплуатации и соответствующим уровнем сопротив-
ления релаксации, коррозионной стойкости и теплоустойчивости.
В зависимости от действующих рабочих напряжений и темпера-
туры металла рекомендуются следующие стали: ЭП182, 20X13,
15X11МФ, ЭП428, ЭИ993, ЭИ696М, ЭИ572.
При выборе материала для крепежных изделий необходимо
руководствоваться требованиями ГОСТ 20700—75*. ГОСТ
18126—72*, ГОСТ 1759—70**. Типы и основные размеры изделий
регламентированы ГОСТ 9064—75*, ГОСТ 9065—75*, ГОСТ
9066—75*. Свойства материалов, рекомендуемых для крепежных
деталей, характеристики которых отсутствуют в приведенных ра-
нее таблицах, даны в табл. IX.17 и на рис. IX.8. Релаксационная
стойкость крепежных материалов иллюстрируется данными
табл. IX. 18. Физические свойства сталей и сплавов, применяемых
в стационарном’ газотурбостроении, представлены в табл. IX. 19.
Рис. IX.8. Предел длительной проч-
ности крепежных сталей при раз-
личных температурах за 104 ч
1 — ЭП182; 2 ~ ЭИ993; 3— ЭИВ96М
15*
451
Таблица IX.17
Механические свойства крепежной стали прн разной температуре
Сталь Температура испытания, °C °о,и в. <> KCU, кДж/м8 НВ
МПа %
20Х1М1Ф1ТР (ЭП182) 20 500 600 650 20 500 600 650 20 500 600 700 760—830 610—650 470—530 450—500 670—820 540—700 410—620 400—580 850—1050 730—760 720—750 710—740 850—940 680—710 480—550 470—520 900—1000 630—820 440—700 450—640 1 ОБО—1200 050—980 940—960 930—050 16—18 15—18 15—20 15—24 14>=18 13—17 14—25 16—21 10—12 11—13 0—11 7—0 64—69 73—74 76—79 75—78 46—60 53—65 60—79 65—78 10—14 14-16 12—15 10—13 1500—1800 1400—1800 1500—1800 2000—2200 600—1100 1300—1600 1300-1800 1600—2000 300—400 1 1 И 1 1 П 111?
2Х12ВМБФР (ЭИ993)
10X1IH22T3MP (ЭИ696М)
Сопротивление релаксации крепежных сталей
Таблица IX.18
Темпе- ратура испыта- ния, °C МПа <тг, МПа, ва время, я
1000 5000 10 000
Сталь 20Х1М1Ф1ТР (ЭП182) |
250 207 200 194
450 300 250 239 232
350 288 275 270
250 193 182 174
500 300 228 220 207
350 262 250 242
250 150 124 ПО
565 300 175 143 130
350 190 165 145
250 140 116 87
580 300 150 130 105
350 175 133 115
Сталь 2Х12ВМБФР (ЭИ993)
250 205 200 190
450 300 240 240 230
350 260 250 250
Темпе- ратура испыта- ния, °О МПа от, МПа, ва время, я
1000 5000 .10 000
250 184 175
500 300 215 190
350 250 225 —
580 300 140 130 100
350 145 120 100
Сталь 10Х1Н22ТЗМР (ЭИ696М)
250 237 232 228
450 350 327 315 300
450 422 415 400
250 230 228 226
500 350 320 315 313
450 412 407 400
250 НО 103 78
650 350 186 126 88
450 230 157 115
452
Таблица IX.19
Фвзвческие свойства некоторых сталей в сплавов
Сталь Коэффициент линейного расширения мм/(мм.°С). при температуре, °C
100 200 300 400 Б00 600 700 800 ООО
25Л 1БХ1М1ФЛ 10Х18Н10ТЛ 20X13 15Х11МФ 20-Х12ВНМФШ (ЭП428) 2Х12ВМБФР (ЭИ993) 31Х19Н9МВБТ (ЭИ572) 15Х1М1Ф 20Х1М1Ф1ТР (ЭП182) Х18Н10Т ХН78Т (ЭИ435) ЭИ607, ЭИ607А ХН65В9М4ЮТР (ЭИ893) ХЫ55ВМТФКЮР (ЭИ929ВД) 38ХНЗМФА 11,5 12,4 14,8 10,1 10 11,5 11,2 12 16,6 12,2 11,3 10,2 11,8 12,9 12,8 15,9 10,4 11.1 10,5 11,3 11,7 12,3 17 13 10,7 12,1 13 13,3 16,8 10,9 10,7 11,4 12,5 12,8 17,2 13,4 12 12 13,2 13,7 17,1 И.4 11,3 11 11,8 16 13 13 17,5 13,8 12,2 13 13,5 14 17 11,8 11,7 11,2 12 16,4 13,5 13,5 17,9 14,1 14,4 12,4 13,4 14,1 17,9 12 11,6 12,2 16,7 13,7 13,6 18,2 14,7 14,9 12 13,7 18,2 12,1 16,9 18,6 15,4 15 14,4 13,1 18,3 12,4 12,6 17,9 18,9 15,5 16,3 13,2 1 1 1 1 ь 1 ' 1 1 1 1 1 1 1 I
Сталь Модуль нормальной упругости ЕХ10“® МПа. при температуре, °C плотность, | г/см* |
20 100 200 300 400 Б00 600 700 800
25Л 15Х1М1ФЛ ЮХ18Н10ТЛ 20X13 15X11МФ 20Х12ВНМФШ (ЭП428) 2Х12ВМБФР (ЭИ993) 31Х19Н9МВБТ (ЭИ572) 15Х1М1Ф 20Х1М1Ф1ТР (ЭП182) Х18Ш0Т ХН78Т (ЭИ435) ЭИ607, ЭИ607А ХН65В9М4ЮТР (ЭИ893) ХН55ВМТФКЮР (ЭИ929ВД) 38ХНЗМФА 2,17 2,14 1,7 2,28 2,16 2,28 2,05 2,16 2,15 2,02 2,02 2,2 2,23 2,22 2,08 1.15 2,07 2,22 1,90 2,10 2,12 1,98 1,04 2,01 2,05 2,13 2,15 1,9 2,04 2,08 1,93 2,15 2,1 1,95 0,9 1,96 1,99 2,05 2 2,09 1,85 1,99 2,02 0,85 1,86 2.1 2,05 1,8 0,9 1,87 1,91 1,43 1,93 1,94 1,95 1,79 1,93 1,94 1,77 1.8 2,04 2 1,8 0,85 1,78 1,81 1,35 1,8 1,84 1,88 1,7 1,82 1,83 1,69 1,7 2 1,97 1,7 0,8 1,72 1,65 1,27 1,66 1,73 1,6 1,63 1,7 1,6 1,63 1.9 1,87 1,6 1,52 1,18 1,55 1,53 1,5 1,53 1,8 1,8 1,8 0,75 1,65 1,76 7,83 7,8 7,9 7,75 7,85 7,85 7,85 7,96 7,8 7,85 7,9 8 8 8,52 8,43 7,83
Глава X
ОБЕСПЕЧЕНИЕ
РАСЧЕТНЫХ ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИХ
ПОКАЗАТЕЛЕЙ РАБОТЫ СТАЦИОНАРНЫХ ГТУ
Х.1. Показатели надежности
Спроектированная с использованием изложенных выше мето-
дов расчета и в соответствии с действующими нормами и исходной
конструкторско-технологической документацией стационарная
ГТУ (как ее отдельные элементы, так и установка в целом) может
обеспечить наибольший технико-экономический эффект лишь в слу-
чае достаточно надежной ее работы в условиях эксплуатации.
В соответствии с ГОСТ 27.002—83 под надежностью ГТУ как объ-
екта следует понимать способность выполнять требуемые функции
во всем диапазоне рабочих режимов при условии сохранения в за-
данных пределах ее основных эксплуатационных показателей
в течение требуемой наработки (ресурса) [91. Основным критерием
надежности ГТУ является устойчивая, безотказная работа в тече-
ние установленного периода времени (обычно между ремонтами)
во всем диапазоне рабочих режимов. Отказами предшествует воз-
никновение дефектов и неисправностей отдельных элементов ГТУ,
В соответствии с ГОСТ 27.002—83 «Надежность в технике» под отказом
понимается событие, заключающееся в нарушении работоспособного состояния
объекта.
К дефектам относятся повреждения или разрегулирование от-
дельных деталей, узлов или механизмов, не приведшие к потере
работоспособности двигателя, в то время как неисправности ха-
рактеризуют такое состояние ГТУ, когда при сохранении работо-
способности ее параметры не соответствуют требованиям соответ-
ствующей нормативно-технической документации.
Наряду с показателями степени безотказности работы в поня-
тие надежности ГТУ включаются критерии, характеризующие ее
долговечность, ремонтопригодность и сохраняемость значений этих
показателей во время и после хранения или транспортировки.
Долговечность — свойство ГТУ как объекта и ее составных
элементов сохранять работоспобность в течение соответствующего
периода времени до наступления такого предельного состояния,
когда дальнейшее ее использование по назначению становится не-
допустимым или нецелесообразным (с учетом возможного восста-
454
иппления работоспособности путем проведения ремонта). Указан-
ный период времени определяет технический ресурс (полный —
<• начала эксплуатации или межремонтный) детали, узла или всей
установки.
Ремонтопригодность характеризует степень приспособленности
ГТУ к предупреждению и обнаружению отказов, поддержанию
и восстановлению ее работоспособности путем соответствующих
1схннчсского обслуживания и ремонтов различного вида н объема.
Количественная характеристика какого-либо из свойств на-
дежности (или их совокупности) ГТУ как объекта выражается co-
in ветствующими показателями надежности, базирующихся на
статистических данных об эксплуатации за определенный период
времени (обычно календарный год или промежуток времени между
капитальными ремонтами, а также между отказами).
Основными комплексными показателями надежности ГТУ в со-
ответствии с ГОСТ 27.002—83 являются нижеследующие.
1. Коэффициент готовности
Кг ~ Тр/(Тр Ч- Тв. п)> ИЛИ Кг = Тот/(Тот Ч- ^в. п)?
где Тр — время нахождения в работе; Тв.п — время вынужден-
ного (аварийного) простоя; = T-jnm — средняя наработка
па один отказ; иот — число отказов; тв.п = ^’в.п^от— среднее
время восстановления работоспособности ГТУ.
2. Коэффициент технического использования
Кт. И = Т р/(Тр Тв. п Т'п-П. р),
где Тп„п. р — продолжительность проведения планово-предупре-
дительных ремонтов.
Таким образом, коэффициент Кг характеризует безотказность
и ремонтопригодность ГТУ, т. е. вероятность того, что установка
окажется в работоспособном состоянии в произвольный момент
времени, кроме тех периодов, в течение которых ее использова-
ние не предусматривается, в то время как коэффициент Кт.и ха-
рактеризует степень вероятности сохранения работоспособного
состояния ГТУ с учетом указанных периодов времени, когда пла-
нируется проведение планово-предупредительных ремонтов.
Одним из основных средств обеспечения требуемого уровня
безотказности работы ГТУ является резервирование оборудова-
ния (установки в целом или ее отдельных элементов). Время нахо-
ждения ГТУ в резерве Трез можно учесть коэффициентом опера-
тивной готовности:
Ко. р = (7р + Трез)/Тк»
где Тк = Тр + Тв.п + Тп„п. р + Трез = 8760 ч — календарное
время эксплуатации.
455
Для оценки эксплуатационной надежности ГТУ, работающих
в пиковом режиме, в качестве комплексного показателя надеж-
ности используют условный коэффициент готовности Кг. у*
к =______________Ls__________.
Аг. у Гр + 7в.п(7р4-Тв.п)/Г« ’
учитывающий реальную возможность устранения причин выну-
жденного простоя во время нахождения установки в резерве, а
также коэффициент относительного числа пусков:
Кп = (2п- 1000)/Тр,
где zn — число пусков поскольку пусковые режимы обычно яв-
ляются наиболее опасными с позиции работоспособности основных
элементов ГТУ.
Кроме приведенных'комплексных показателей для оценки экс-
плуатационной надежности ГТУ используют следующие частные
показатели:
коэффициент вынужденных простоев
Кв. п = п/T р я» 1 — кг;
коэффициент безотказности пусков
Кп. б — 21/(21 "Т 22),
где zx — количество успешных пусков; zz — число неудавшихся
пусков (отказов);
коэффициент плановых ремонтов
Крем = Тп—п. р/Трес»
где 7рес — средний ресурс между плановыми ремонтами — меж-
ремонтный период.
Основные причины, вызывающие отказы элементов оборудова-
ния ГТУ, а также дефекты и неисправности в период эксплуата-
ции, обусловлены:
недоработкой конструкции, ошибками и недостаточной досто-
верностью результатов расчетов отдельных деталей и узлов;
нарушениями и несовершенством технологических процессов
изготовления, сборки, ремонта и монтажа;
несоответствием прочности материалов расчетным характери-
стикам;
отклонениями от расчетных параметров окружающей среды,
топлива, охлаждающей воды и т. п.;
нарушением условий эксплуатации ГТУ (стабильности поддер-
жания режимов), недостаточным уровнем технического обслужи-
вания. ошибками при управлении;
различными посторонними причинами (отказами в электропи-
тании для собственных нужд, стихийными явлениями в окружаю-
щей среде и т. п.).
456
Наиболее ощутимо перечисленные причины сказываются на
показателях эксплуатационной надежности ГТУ во время наладки
п в начальный период эксплуатации. Снижение показателей на-
дежности наблюдается также при подходе к выработке установкой
и ее основными элементами расчетного ресурса (предельного со-
стояния). Многолетние статистические данные эксплуатации боль-
шого количества стационарных ГТУ различных типов (как отече-
ственных, так и зарубежных) свидетельствуют о том, что при
оптимальных условиях эксплуатации и достаточно высоком ка-
честве конструкторско-технологических работ коэффициент го-
товности Кг -С 0,974-0,99, коэффициент технического использова-
ния Кт. и < 0,9—0,93, наработка между отказами Тот 3000 4-
4-5000 ч, коэффициент безотказности пусков Кп6 0,984- 1,0
151, 52]. Наряду с этим значительная часть стационарных ГТУ
имеет более низкие показатели надежности, что в конечном: счете
приводит к существенному уменьшению экономического эффекта
по сравнению с ожидаемым (расчетным) вследствие недовыработки
отпускаемой потребителю полезной энергии (электрической, теп-
ловой или механической) и дополнительных затрат на поддер-
жание оборудования в работоспособном состоянии.
В связи со сказанным важное значение имеет систематическое
получение достоверной информации об отказах прн работе ГТУ,
дефектах и неисправностях отдельных деталей и узлов, так как
только на основе анализа такой информации могут быть разрабо-
таны и проведены мероприятия по дальнейшему совершенствова-
нию их конструкции, технологии изготовления и сборки, свойств
материалов, уровня технического обслуживания, защиты от вред-
ного воздействия окружающей среды, продуктов сгорания топ-
лива и т. д.
Статистика повреждений основных деталей и узлов зарубежных
стационарных ГТУ, являющихся причиной отказов, показывает,
что наибольший их процент приходится на лопаточные аппараты
и роторы газовых турбин (до 40—45 %), на камеры сгорания —
25 %, на лопаточные аппараты и роторы осевых компрессоров —
10 %, подшипники—6%, лабиринтовые уплотнения — 4 %,
теплообменники (регенераторы, воздухоохладители) — 5 % и ос-
тавшиеся — на различные вспомогательные устройства, узлы
САР, арматуру, корпусные детали и т. п. ] 15, 38]. Практика экс-
плуатации ГТУ отечественного производства (как стационарных,
так и авиационных) свидетельствует о примерно таком же соот-
ношении отказов их основных узлов [51 ].
Объективные причины, обусловливающие подобное распределе-
ние повреждений, заключаются в различной степени тяжести усло-
вий работы каждого из перечисленных элементов. Так, лопаточ-
ный аппарат газовых турбин, в особенности рабочие лопатки, на-
ходятся в наиболее тяжелых условиях как силового, так и темпе-
ратурного воздействия, поскольку на иих помимо центробежных
сил инерции действуют переменные аэродинамические силы газо-
457
вого потока, а также высокие температуры и градиенты темпера-
тур, возникающие в поперечном сечении профильной части и
вдоль радиуса, достигающие особенно больших значений при пу-
сковых и остановочных режимах.
Для сопловых лопаток (в первую очередь первых ступеней)
первостепенное значение в качестве факторов возможной повре-
ждаемости имеют: силовое воздействие нестационарного потока
газа, неравномерное распределение температуры в окружном на-
правлении, большие градиенты температуры при пусках и останов-
ках. Лопаточный аппарат газовых турбин в наибольшей степени
подвержен механическому изнашиванию твердыми частицами и
коррозии продуктов сгорания, содержащих соединения таких хи-
мически агрессивных элементов, как V, Na, К, S, РЬ и др. (см.
гл. VIII и IX).
При пусковых режимах возможны большие «забросы» температуры газа, что
зачастую приводит к обгоранию материала лопаток и выходу их из строя.
В камерах сгорания наибольший процент повреждений прихо-
дится на жаровые трубы, которые работают в тяжелых условиях
воздействия: переменных аэродинамических сил, особенно зна-
чительных в режимах помпажа и пульсационного процесса горения;
местных перегревов из-за неравномерного нагрева и охлаждения
в первую очередь, при пуске и переходных режимах. В камерах
сгорания степень образования отложений, коррозии, местных пе-
регревов в значительной мере определяется совершенством топ-
ливной аппаратуры (форсунок, горелочных устройств н др.).
Лопаточный аппарат осевых компрессоров испытывает воздей-
ствие как постоянных, так и переменных аэродинамических сил
потока воздуха. На рабочие лопатки компрессора, кроме того,
действуют центробежные силы инерции. Воздействие переменных
сил становится наиболее опасным при таких неустановившихся
режимах, как помпаж и вращающийся срыв. Могут возникать так-
же повышенные динамические напряжения, обусловленные до-
статочно длительной работой на частотах, близких к резонансным.
Лопаточный аппарат подвержен механическому изнашиванию твер-
дыми частицами, содержащимися в засасываемом воздухе, удар-
ному воздействию посторонних тел (в том числе осколков льда
при обледенении входного участка воздушного тракта).
Повреждения подшипников ГТУ, хотя и составляют относи-
тельно небольшой процент, однако могут привести к весьма опас-
ным последствиям — вызвать выход из строя (полный или частич-
ный) лопаточного аппарата турбомашин (например, при выплав-
лении баббита упорных колодок). Для падежной работы подшип-
ников большое значение имеет нормальное функционирование си-
стемы маслоснабжения ГТУ, обеспечивающей их расчетный темпе-
ратурный и нагрузочный режим (см. гл. VIII). Характерные по-
вреждения корпусных деталей ГТУ обусловлены чаще всего не-
равномерностью распределения температуры, вызывающей вы-
458
гокие температурные напряжения (и, соответственно, остаточные
цеформации), что приводит к их короблению и последующему воз-
никновению трещин, задеваниям лопаточного аппарата и т. п.
Повреждения дисков и роторов турбомашин обусловливаются
главным образом центробежными силами инерции, нестационар-
ными силами от воздействия газового потока, динамической не-
уравновешенностью, нарушением центровки. Неравномерное рас-
пределение температуры в окружном и осевом направлениях, осо-
бенно значительное при остановах ГТУ, может вызвать большие
остаточные деформации (погиб) ротора, а также трещины в зоне
максимальных суммарных напряжений.
В соответствии с указанным расчетную оценку технического
ресурса (срока службы) отдельных деталей и узлов в их конкретном
конструктивном исполнении необходимо производить с учетом
перечисленных выше специфических условии] нагрузки и воздей-
ствия рабочей среды. Так, расчетный ресурс деталей ГТУ (на-
пример, лопаток компрессора), работающих в условиях совмест-
ного воздействия статических и динамических нагрузок цикличе-
ского характера, определяется запасом прочности по пределу вы-
носливости (см. гл. IX). Для деталей, подверженных, кроме того,
воздействию высокой температуры при неравномерном ее распре-
делении, обусловливающем возникновение термических напряже-
ний, и циклическом характере (например, лопаточный аппарат
газовых турбин, жаровые трубы камеры сгорания), расчетную
оценку их ресурса следует производить с учетом достаточного за-
паса прочности От по пределу малоцикловой усталости и термо-
стойкости, характеризуемой свойством приспособляемости (оцени-
вается по отсутствию образования трещин на поверхности детали
при заданном числе теплосмен в нестационарных режимах). При
этом необходимо учитывать отрицательное влияние на несущую
способность детали (т. е. способность противостоять разрушению
при определенном характере нагружения и воздействия окружаю-
щей среды) наличие концентраторов напряжений в виде отверстий
малого диаметра, резких переходов, шероховатой поверхности с за-
боинами и рисками.
С учетом величины 0% требуется производить также оценку несущей способ-
ности некоторых корпусных деталей ГТУ, работающих в условиях циклического
теплового нагружения.
Влияние различных режимов нагрузки на долговечность детали
(узла) учитывают путем введения эквивалентного запаса долго-
вечности: экв = 77^в, где 77экв — эквивалентная степень по-
вреждения, рассчитываемая по формуле
77зкв = s nt = Д (т№0 = Д (1/Хч);
— время работы в режиме с напряжениями ог при темпера-
туре Tit которым соответствует время до разрушения трг.
459
Следует отметить, что расчетное суммирование различных
характеру нагрузок, особенно в условиях отрицательного в
действия рабочей среды, для оценки несущей способности бо
шинства деталей и узлов ГТУ является достаточно приближенн
способом, и поэтому требуемую их работоспособность (ресурс)
необходимо определять в конечном счете с учетом опыта эксплуа-
тации, а также результатов эквивалентных испытаний, моделирую-
щих рабочие условия, что широко распространено в практике авиа-
ционного газотурбостроения 138].
Как правило, перечисленные выше факторы, вызывающие по-
вреждения соответствующих элементов, действуют в течение до-
статочно длительного периода времени, и отказу в работе ГТУ
предшествует возникновение определенного дефекта в детали
(узле), являющегося следствием ухудшения характеристик проч-
ности, изменения ее размеров, зазоров и натягов, состояния рабо-
чей поверхности и т. п. Своевременное обнаружение этих дефектов
с последующим их устранением путем ремонта или замены детали
(узла) является одним из основных путей повышения показателей
эксплуатационной надежности ГТУ, реализуемым ва счет умень-
шения как времени вынужденного простоя из-за отказов, так и
затрат на проведение ремонтов.
Так, продолжительность ремонтно-восстановительных работ, связанных
с устранением последствий аварийных отказов нз-за повреждений лопаточного
аппарата газовых турбин, может достигать полгода н более, а затраты на их про-
ведение составлять до 30—40% первоначальной стоимости ГТУ [51].
При существующей практике эксплуатации ГТУ период вре-
мени между профилактическими осмотрами и различными видами
ремонта регламентируется главным образом степенью выработки
расчетного ресурса деталей и узлов, эксплуатируемых в наиболее
тяжелых условиях (лопаточных аппаратов газовой турбины и ком-
прессора, жаровых труб КС и топливной аппаратуры). Большин-
ство таких дефектов можно обнаружить лишь в процессе проведе-
ния указанных работ на неработающей установке с частичной ее
разборкой.
Как свидетельствует опыт эксплуатации стационарных ГТУ,
наиболее характерными дефектами ее основных деталей и узлов
(элементов), обнаруживаемыми при профилактических осмотрах,
являются:
в лопаточном аппарате турбины — трещины на выходных кром-
ках и в хвостовиках лопаток, коробление выходных кромок, сра-
батывание верхних концов рабочих лопаток, натиры контактных
поверхностей бандажных полок, твердые (золовые) отложения иа
профильной поверхности лопаток, механическое изнашивание, со-
провождающееся значительным увеличением шероховатости, по-
явлением забоин, трещин, местного изнашивания, коррозии;
в лопаточном аппарате компрессора — трещины иа выходных
кромках лопаток, хвостовиках, в сварных соединениях с бандаж-
460
ними кольцами, твердые и рыхлые отложения на профильной части
лопаток, местное эрозионное изнашивание;
в камерах сгорания — коробление и трещины жаровых труб,
механическое изнашивание в месте подвижного соединения со
входным коллектором, твердые отложения на внутренней поверх-
ности жаровых труб и горелочных устройствах;
в роторах и дисках турбомашин — трещины в пазах хвостовых
соединений рабочих лопаток, у отверстий для стяжных болтов,
дисков и соединительных фланцах, твердые отложения по тракту
охлаждения, остаточные деформации по окружности и вдоль оси;
в подшипниках скольжения — срабатывание и отслаивание
баббитовой заливки вкладышей и упорных колодок, срабатыва-
ние маслозащитиых уплотнений;
в концевых и промежуточных уплотнениях — срабатывание и
частичное разрушение уплотняющих выступов, иатиры на обоймах
уплотнений и в роторах;
в корпусных деталях — трещины во фланцевых соединениях
коробление корпуса, обойм сопловых аппаратов, трещины и ко-
робление обечаек выходных диффузоров и переходных патрубков,
иатиры и местное изнашивание уплотнительных колец над рабо-
чими лопатками.
В большинстве случаев трещины в перечисленных деталях но-
сят четко выраженный усталостный характер, иногда они вызваны
механическим воздействием твердых частиц (пыли, золы, окалииы
и т. п.). Образование микротрещин на профильной поверхности ло-
паток турбин может быть вызвано недостаточной жаростойкостью
материала и коррозией. Изменение размеров и формы ряда деталей
из-за остаточных деформаций вызывает изменение осевых и ра-
диальных зазоров, что приводит в ряде случаев к механическому
изнашиванию в соответствующих местах контакта. Частота и по-
вторяемость перечисленных выше дефектов обусловлены как кон-
структорско-технологическими причинами, так и техническим
уровнем эксплуатации. Они зависят также от серийности однотип-
ных ГТУ и этапа их освоения. На стадиях доводки и в начале
промышленной эксплуатации проявляются в основном дефекты,
свидетельствующие о конструкторско-технологических недора-
ботках; в последующие периоды большую долю составляют де-
фекты, обусловленные недостаточностью прочностных свойств ма-
териалов.
Так, и ряде случаев наблюдается ухудшение пластических свойств материа-
лов в процессе работы ГТУ (детали) с одновременным повышением твердости
поверхностного слоя.
Своевременное обнаружение перечисленных дефектов еще в про-
цессе эксплуатации ГТУ, т. е. на работающей установке, позволило
бы значительно сократить сроки доводки оборудования до рас-
четных показателей, разработать мероприятия по их устранению
(сокращению) и проверить их эффективность, предотвратить воз-
461
никновение отказов из-за поломок и
разрушения деталей
и тем
самым существенно повысить суммарный положительный техиико-
эиономический эффект от применения ГТУ в различных отраслях
народного хозяйства.
Наиболее прогрессивным направлением в указанном плане яв-
ляется повсеместный переход в практике стационарного газотурбо-
строения к методам технической диагностики, т. е. распознаванию
с достаточной точностью (достоверностью) технического состояния
основных деталей и элементов ГТУ в процессе ее работа путем
анализа соответствующей информации, получаемой в опре-
деленной последовательности непрерывно или периодически
(дискретно).
Под техническим состоянием в данном случае следует понимать
совокупность подверженных изменению в процессе эксплуатации
свойств объекта (ГТУ), характеризуемую в определенный момент
времени признаками, установленными соответствующей техниче-
ской документацией. Вид технического состояния можно опреде-
лить путем диагностирования (подробнее см. в ГОСТ 21199—82),
результатом которого является заключение об исправности, рабо-
тоспособности и правильном функционировании объекта [91 или
наличии конкретных неисправностей (дефектов), которые могут
послужить наиболее вероятной причиной отказа. Процессы, про-
ходящие в системе диагностирования, заключаются в многократ-
ной и систематической подаче определенных сигналов (вызовов),
их фиксации (накоплении) и анализе ответов на эти сигналы с по-
следующей выдачей рекомендации. Решения о профилактической
замене объекта принимается при достижении контролируемым
параметром т] (t) упреждающего допуска ти.
Теоретической моделью эксплуатации ГТУ по фактическому со-
стоянию может служить задача управления случайным процессом
как непрерывным, так и дискретным. В связи с этим обоснование
и математическое описание технического состояния соответствуют
задачам оптимальной профилактики [9]. Важным свойством ГТУ
как объекта диагностики является ее контролеспособность, т. е.
способность достоверно оценивать ее техническое состояние и свое-
временно обнаруживать путем поиска и контроля дефекты и не-
исправности, что обеспечивается конструкцией основных элемен-
тов и установки в целом, а также принятой системой технической
диагностики. Техническая диагностика решает также задачу про-
гнозирования вероятности сохранения исправного состояния ГТУ
на определенный промежуток времени (до трех—пяти интервалов
контроля [271).
Теоретические основы технической диагностики и результаты
ее практического использования в авиационных ГТД содержатся
в работах [9, 27]. Для повышения степени достоверности резуль-
татов и рекомендаций диагностики требуется увеличение объема
специальной (дифференцированной) информации, что в ряде слу-
чаев может оказаться затруднительным.
462
Основные вида диагностической информации должны обеспе-
чивать получение данных, объективно отражающих состояние
ГТУ как системы, к которым относятся:
состав и состояние взаимодействующих сред (воздуха, масла,
воды, топлива, продуктов сгорания и т. д.);
рабочие параметры процесса (частота вращения ротора, тем-
пература, давление и т. п.);
параметры, характеризующие тепловое состояние основных
элементов (температура, перепады температур, тепловые переме-
щения);
вибрация;
акустические и тепловые излучения;
результаты визуальных наблюдений за состоянием рабочей по-
верхности детали.
Таким образом, использование методов диагностирования тех-
нического состояния при эксплуатации стационарных ГТУ обу-
словливает необходимость расширения функций системы контроля
путем включения контроля автоматизации режимов пуска и холо-
стого хода, регистрации и контроля основных механических пока-
зателей и др.
Ввиду того, что признаки возникновения дефектов и неисправ-
ностей, которые могут послужить в дальнейшем причиной аварий-
ных отказов в работе ГТУ, даже при оснащенности ее специальной
аппаратурой, зачастую являются вначале труднораспознаваемыми,
большое значение для обеспечения высокой надежности имеет
постоянное поддержание достаточно чистыми проточных частей
турбомашин и элементов газовоздушного тракта, низкого уровня
вибрации, малой неравномерности температур в потоке рабочего
тела и основных деталях ГТУ, высоких запасов устойчивости от
помпажа и т. д. [511.
Среди методов инструментального контроля технического состо-
яния агрегата применительно к стационарным ГТУ более предпоч-
тителен детерминистский метод, заключающийся в непосредствен-
ном определении физических явлений, служащих объективными
признаками возникновения конкретных неисправностей и дефек-
тов (это обусловлено прежде всего индивидуальным и мелкосерий-
ным характером производства стационарных ГТУ). В качестве
диагностических средств обнаружения таких физических явлений,
хорошо зарекомендовавших себя применительно к авиационным
ГТД, могут быть рекомендованы нижеследующие:
устройства виброакустической диагностики (рис. Х.1, а, б), мик-
рофоны для измерения акустических колебаний, действие которых
основано на электрических или.пьезоэлектрических эф[)ектах;
ультразвуковые и токовихревые приборы для обнаружения
дефектов и повреждений лопаточного аппарата турбомашин;
оптические приборы и системы визуального осмотра деталей
проточных частей как в период эксплуатации, так и при проведе-
нии профилактических работ (с частичной разборкой агрегата).
463
Рис. Х.1. Пьезометрический датчик
для измерения вибрации: а — кон-
структивная схема; б — структур-
ная схема измерений
1 — корпус; 2 “ инерционная масса;
3 — токосъемная пластина; 4 — про-
водник сигнала; 5 — резьбовой хвосто-
вик; 6 — пьезоэлемент; 7 — упругий
елемент; Д — датчик; П — преобразо-
ватель; У -= усилитель; Р регистра-
тор
Рнс. Х.2. Принципиальные оптические и конструктивные схемы бороскопов:
а — линзовидного прямого; б — стекловидного гибкого
I — окуляр; 2 — корпус; 3 — объектив; 4 — осветитель; 5 — электрический или стекло-
волокнистый кабель; 6 — блок осветителе или питателя; 7 — гибкий световод; В
призма бокового наблюдения; 9 —• поверхность наблюдения
Рнс. Х.З. Схема расположения окон (отверстий) для осмотра бороско-
пами: а — лопатой турбины; б — жаровой трубы камеры сгорания
I рабочие лопатки; 2 — бороскоп; 3 — окна; 4 — лопатка соплового аппа-
рата; 5 корпус жаровой трубы
464
Таблица X.l
Характеристики бороскопов (эндоскопов) [27, 51]
Показатель Бороскоп (эндоскоп)
и и о га УВ03Д о О ЭЛЖ-1 (АС-1)
Разработчик (фирма)
Могилевский политех- нический институт Завод точного п риборостр оения (Харьков)
Длина рабочей части, мм Диаметр рабочей части, мм Угловое поле врения, °-, не менее Угол отклонения кон- ца, ° Разрешающая способ- ность, мм*-1, не менее Освещенность поля ЕуХ 10_з, лк, не менее 680 ±120 10 * 1050 12 40 ±60 8* 1500 ±90 5 * 840 14 25 ±70 5 ** 15** 550 6,5 50 3,7 * 16** 550 8,5 70 5* 9,5** 745- 16 30 22 * 14 *
Показатель Бороскоп (эндоскоп)
Жесткий Гибкий (полужесткий)
Разработчик (фирма)
«Форт» (Франция) «Олимпос» (Япония)
Длина рабочей части, мм Диаметр рабочей части, мм Угловое поле зрения, в, не менее Угол отклонения кон- ца, е Разрешающая способ- ность, Мм"1, не менее Освещенность поля ЕуХ10"\ лк, не менее • На расстоянии 50 мм 880 11 53 10,5* 6* от объект 440 8 50 8,5 * 8,6 * 440 5,5 50 5 * 5 * На рас 950 13 30 4 * 6* тоянии 785 11 38 4 * 5,5* 25 мм О 775 8 48 3 * 3,4 * т объек 785 6 33 3*
465
Рис. Х.4. Схема опти-
ческого метода кон-
троля радиального за-
зора по концам лопа-
ток
1 — источник света; 2 —а
отраженные лучи; 3
износ лопатки
На рис. Х.2 показаны схемы бороскопов (эндоско-
пов), а на рис. Х.З — схемы расположения ‘ отверстий
(окон) для осмотра лопаток турбины и внутренней
поверхности жаровой трубы камеры сгорания [27].
Бороскопы по конструкции являются как жесткими,
так и гибкими с волоконными световодами. Основные
характеристики некоторых из них приведены н
табл. Х.1;
телевизионный контроль в сочетании с бо-
роскопическим осмотром, обеспечивающий до-
статочный размер и четкость изображения
осматриваемого участка детали, а также фик-
сацию и видеозапись результатов осмотра;
бесконтрольный замер радиальных зазо-
ров у концов лопаток с помощью специаль-
ных датчиков (емкостных, индукционных,
оптических) в нескольких точках по окруж-
ности.
Схема оптического метода контроля зазора при-
ведена на рис. Х.4. Сложность измерительного устрой-
ства окупается в данном случае весьма высокой точ-
ностью (около 0,05 мм в диапазоне « 04-2,5 мм)
измерение постоянных и переменных деформаций и усилий
в рабочих условиях проволочными тензорезисторами, а также оп-
тическими системами;
измерение параметров рабочего процесса с помощью раличных
датчиков давления, температуры, оптических пирометров, индук-
ционных, стробоскопиче-
ских тахометров, счетчи-
ков частоты вращения
и т. п.);
анализ смазочного мас-
ла с помощью фильтров —
сигнализаторов наличия
частиц металла, анализ
химического состава вы-
пускных газов;
дефектоскопия с ис-
пользованием токовихре-
вых (рис. Х.5) и ультра-
звуковых методов неразру-
шающего контроля.
Псреспективными яв-
ляются методы рентгено-
скопии и люминесцентной
деформации, уже исполь-
зуемые в авиационных ГТД
[27 ]. Неисправность (де-
Рис. Х.5. Комбинированный щуп для осмотра
н обнаружения трещин в выходных кромках
рабочих лопаток газовой турбины токовихре-
вым методом [51]
1 — окуляр; 2 — изображение результатов токо-
вихревой дефектоскопии; 3 — фиксатор с шарни-
ром; 4 — объектив эндоскопа; 5 — выходные
кромки; 6 — поле обзора; 7 — направляющие са-
лазки; 8 — токовихревой наседок; 9 — корпус
турбины; 10 — тумблер управления головкой
466
фект)' распознается по комбинациям нескольких признаков с уче-
юм момента ее появления (одновременности, знаков изменения
контролируемого параметра и др.).
Наиболее прогрессивно использование машинной системы диаг-
ностики, когда опрос и первичная обработка показаний соответ-
ствующих датчиков производятся с помощью микропроцессоров,
а последующая обработка — центральной ЭВМ с сохранением ре-
зультатов предшествующих опросов в запоминающем устройстве
и с выдачей их по команде на дисплей в виде графиков или через
печатающее устройство. При этом сообщения о прогнозируемых
неисправностях выпечатываются и повторяются до устранения
причин, их вызвавших, равно как и выпечатываются рекомендации
о виде требуемого технического обслуживания или ремонта.
Система отображения диагностической информации должна
обеспечивать наглядность изображений численных значений па-
раметров, результатов диагностирования и рекомендованных ре-
шений для устранения причин возникших неисправностей 191-
Контроль диагностических показателей на работающем двигателе
дополняется результатами периодических (плановых или целе-
вых — по вызову) профилактических осмотров деталей ГТУ и их
соединений, в том числе сварных, зазоров, центровки, натягов
крепежных деталей и их центровки, плотности соединений трубо-
проводов и арматуры, состояния рабочей и контактной поверх-
ностей и т. д. [27].
Х.2. Контроль работоспособности ГТУ
в условиях эксплуатации
Для обеспечения качественного уровня эксплуатации ГТУ не
обходим постоянный надежный контроль ее работоспособности,
т. е. функционирования как установки в целом, так и ее отдельных
элементов в соответствии с расчетными техническими условиями
и значениями выходных показателей (полезной мощности и эконо-
мичности) на всех рабочих режимах. При этом подразумевается,
что контролепригодность (определение ее см. в параграфе Х.1)
ГТУ должна обеспечиваться соответствующими конструктивными
мероприятиями, предусматривающими установку измерительных
устройств и датчиков, не вносящих сколько-нибудь значительных
нарушений (искажений) в работу агрегата.
Указанный контроль проводится по разумно ограниченному
количеству показателей, при котором объем данных и точность
их измерений должны быть достаточными для обоснованного вы-
вода о соответствии фактических выходных показателен ГТУ нор-
мативным (в пределах допуска), стабильности поддержания ре-
жима работы, а также для диагностирования технического со-
стояния в целях своевременного обнаружения дефекта или неис-
правности в работе оборудования (подробнее см. в параграфе Х.1).
В зависимости от продолжительности работы стационарной ГТУ
467
под соответствующей нагрузкой в течение календарного года при-
нята следующая классификация режимов: базовый (4000—
6000 ч/год) и полупиковый (2500—4000 ч/год) при нагрузке
(0,8-=-1,05) Nen; пиковый (500—1500 ч/год) и аварийный резерв
(100—150 ч/год) при нагрузке (0,94-1,0) Nes*, всережимная ГТУ
(2000—6000 ч/год) при нагрузке (0,34-1,05) Аен.
Характеристикой режима работы ГТУ является также коли-
чество пусков в течение года, в соответствии с которыми обычно
различают три группы режимов: группа А — до 25 пусков; груп-
па Б — до 500 пусков; группа В — свыше 500 пусков. По числу
пусков в год группа А примерно соответствует базовому режиму
и работе ГТУ в аварийном резерве, группа Б — полупиковому
режиму, группа В — пиковому режиму нагрузки.
Согласно зарубежным статистическим данным один плановый пуск по влия-
нию на показатели надежности эквивалентен 100—200 ч работы агрегата прн
номинальной нагрузке [51].
Основными выходными показателями рабочего процесса, кон-
тролируемыми при эксплуатации ГТУ, являются следующие:
полезная мощность на выходном конце вала, определяемая
для энергетических ГТУ на клеммах электрогенератора (брутто)
и шинах электростанции (нетто) по показаниям электроприборов, а
для приводных ГТУ — непосредственно с помощью динамометров
различного типа (например, по деформации кручения промежуточ-
ного торсионного вала) или косвенным методом по значениям рас-
хода воздуха и теплового перепада (разности температур продук-
тов сгорания);
расход топлива, замеряемый с помощью нормальных или спе-
циально тарированных дроссельных устройств на подводящей
топливной магистрали.
В случаях, когда непосредственно измерить расход топлива затруднительно,
его определяют косвенным методом из теплового баланса камеры сгорания [см.
уравнение (IV.9)];
частота вращения вала (валов), измеряемая с помощью часто-
томера или счетчика частоты вращения иа каждом валу ГТУ.
Допустимые погрешности измерения указанных параметров
составляют: полезной мощности ±0,5 %; расхода топлива ±1 %;
частоты вращения ±0,25 %. Определение этих параметров кос-
венным методом дает большую погрешность.
Кроме перечисленных выходных показателей постоянному кон-
тролю в процессе эксплуатации подлежат следующие.
1. Среднемассовую температуру газа перед турбинами Tlv не-
посредственно измеряют с помощью системы термопар (пиромет-
ров), но чаще косвенным методом (расчетом) по среднемассовой
температуре газа за турбиной 7\т, используя зависимость Тгт —
= Т2тл7г. При давлении за турбиной, близком к атмосферному, и
малом гидравлическом сопротивлении выпуска Tlv & А^Т^р^*,
где Ах — постоянный коэффициент; р1т — давление перед турби-
468
Рис. Х.6. Номограмма для опре-
деления среднемассовой темпе-
ратуры газов перед турбиной
одновальиой ГТУ типа ГТ-35
хтгз
Рис. Х.7. Номограмма для опре-
деления расхода воздуха (газов)
через ГТУ
иой. Значение 7ц с достаточной точностью можно определить по
специальной номограмме [511.
2. Расход воздуха через компрессор GH непосредственно изме-
ряют с помощью нормальных или специальных, предварительно
протарированиых дроссельных устройств (конфузоров, сопл, труб
Вентури и т. д.), либо определяют по перепаду давлений в них или
расходу газов через турбину G1T, подсчитанному по формуле [511
Git = Л[р1тЛ/ Tiv ~ AsGK, (Х-1)
где Ai = (G^T/p)-! ж const; As = G]T/GK ж const.
Количественную оценку фактических значений средиемассовой
температуры газов Т1т и расхода воздуха (газов) в ГТУ GK (G1T)
при различных значениях fZT и ргт, измеренных в работающей
установке (при нормальной ее эксплуатации или контрольных ис-
пытаниях), можно выполнить с помощью специальных номограмм.
На рис. Х.6 и Х.7 приведены соответствующие номограммы, по-
строенные по опытным данным для одновальной ГТУ типа ГТ-35
ХТГЗ [511.
Расход воздуха можно определить также косвенным методом
по измеренным значениям мощности, расхода топлива и темпера-
тур газа и воздуха в соответствующих точках (сечениях) газовоз-
душного тракта;
гидравлические сопротивления — по результатам измерения
давлений в характерных точках газовоздушного тракта:
469
тепловые перепады в компрессорах — измерением давлений и
температур воздуха в соответствующих точках (сечениях) на входе
и выходе.
В ряде случаев в систему контроля включают оценку факти-
ческих КПД турбомашин по приближенным формулам с подста-
новкой опытных значений соответствующих параметров [51 ];
CNtT______
О/"?’
(Х.2)
(Х.З)
где С — постоянная, определенная по результатам тепловых ис-
пытаний ГТУ.
Системы контроля должны предусматривать оценку неравно-
мерности распределения температур в потоке газа или воздуха
в соответствующих характерных сечениях турбомашин и всего газо-
воздушного тракта; на входе и выходе из турбины, входе в ком-
прессоры, входе в теплообменные аппараты и выходе и т. д. (для
блочных конструкций ГТУ — на входе в ТВД и выходе из ТНД).
Особенно ответственным является контроль за неравномерностью
распределения температуры газа на входе в турбину (за камерой
сгорания), так как при большой степени неравномерности т воз-
никает опасность значительных местных перегревов входной части
и соплового аппарата первой ступени, вызывающих, в свою очередь,
необходимость снижения среднемассовой температуры по сравне-
нию с расчетной. Контроль за распределением температуры воз-
духа на входе в компрессор позволяет установить зону возможного
его подогрева за счет теплоты отходящих из ГТУ газов или по
какой-либо другой причине, что в конечном счете также приводит
к отклонению выходных показателей ГТУ (мощности и расхода
топлива) от расчетных. Отклонение гидравлических сопротивле-
ний отдельных элементов газовоздушного тракта (v;) от расчетных
значений обусловливает смещение рабочих точек и характеристик
компрессоров згк = f (GK, пр) при ипр const на универсальной
их характеристике.
Контроль массовых расходов рабочего тела в соответствующих
характерных точках (сечениях) газовоздушного тракта ГТУ дает
возможность определить возможные утечки через концевые лаби-
ринтовые уплотнения, в соединениях трубопроводов, арматуре,
элементах теплообменной аппаратуры. В систему контроля техни-
ческого состояния ГТУ включают также измерения (непрерывные
или дискретные); температур металла и тепловых перемещений
в характерных точках основных элементов: уровня вибрации ста-
торных и роторных деталей: параметров масла в системе смазки:
параметров рабочего процесса в камере сгорания (состава продук-
тов сгорания, системы зажигания, пульсаций и т. д.).
470
Большая часть перечисленных измерений служит для получе-
ния диагностической информации (см. параграф Х.1). Обработку
и выдачу результатов измерений в печать (оперативную память)
следует производить с использованием ЭВМ (управляющих микро-
процессоров). Степень соответствия фактических показателей
(характеристик) расчетным устанавливают по результатам специ-
альных (приемо-сдаточных) испытаний головного образца (го-
ловной партии) стационарной ГТУ на месте ее монтажа [511-
Этим испытаниям могут предшествовать целевые стендовые
испытания отдельных элементов или всей ГТУ по специальной
программе (к ним относят также ресурсные испытания, в том
числе по эквивалентной, ускоренной программе 1381).
Рекомендации, полученные на основе данных таких испытаний,
имеют целью приблизить фактические показатели ГТУ к расчет-
ным путем внесения соответствующих изменений в конструкцию ее
отдельных элементов и в условия эксплуатации, реализуемых как
на головном образце, так и при организации серийного производ-
ства агрегатов данного типа. Серийные образцы стационарных
ГТУ подвергают контрольным испытаниям для проверки соответ-
ствия их основных показателей экономичности и частично надеж-
ности требованиям государственных стандартов и нормативно-
технической документации.
Объем этих испытаний регламентирован ГОСТ 20440—75* «Ус-
тановки газотурбинные. Методы испытаний». Как правило, прово-
дят их на месте эксплуатации ГТУ. В некоторых случаях контроль-
ные испытания ГТУ или их отдельные этапы осуществляют на за-
водских стендах. По полной программе, однако, производят ис-
пытания одного-двух образцов ГТУ из каждой серии. Остальные
серийные образцы испытывают по сокращенной программе, при-
чем ГТУ малой и средней мощности (до 25—40 МВт) — обычно на
заводских стендах под номинальной нагрузкой.
На месте эксплуатации после монтажа и наладочных работ
контрольные испытания по сокращенной программе проходит
каждая ГТУ. При этом общая продолжительность работы агрегата
под нагрузкой составляет 72 ч с обязательной проверкой при рас-
четной начальной температуре газов значений полезной мощно-
сти, удельного расхода топлива, вибрационных характеристик
пуска, параметров работы системы автоматического управления,
регулирования и защиты. Поскольку параметры внешней среды
при испытаниях ГТУ, как правило, отличаются от расчетных, ре-
зультаты испытаний должны быть приведены к расчетным (пересчи-
таны). К дополнительным требованиям при таком сравнении отно-
сятся равенство расчетным значениям приведенных температуры
перед турбиной,частоты вращения свободного вала и полезной
нагрузки (особенно при достижении ее предельно допустимого
значения по условиям прочности).
В частности, для ГТУ, выполненных по простой тепловой схеме
со свободным силовым валом, приведение к указанным нормаль-
471
ным условиям целесообразно производить по следующим форму-
лам:
частоту вращения силового и свободного валов
Пдр = Т ik/T’ikq > (Х.4)
температуру газа перед турбиной
пр = ^1то (^Ik/^Iko)» (Х.5)
мощность
Л^пр — AZ0 yfТ1КГ11ко (Pik/Piko)« (X .6)
Здесь индекс «О» соответствует расчетным условиям. При этом
должно выполняться условие
N ~ Мззм ЛК()/Т1к {PlKfJPlv) (Х.7)
где /Уизм —• мощность, измеренная при испытаниях. Соответст-
венно:
П ~ «ПЗМ» (Х.8)
T-£V = ТiT, ИВКТiKQ/T1К Т1Т, я. (X .9)
Для выполнения условий, описываемых соотношениями
(Х.7) — (Х.9), испытания ГТУ при полной нагрузке проводят-
при Т1К Г1К.Н (подробнее см. в ГОСТ 20440—75*). Контрольные
испытания дают наиболее благоприятные («парадные») значения
соответствующих выходных параметров, которые в процессе экс-
плуатации ГТУ ухудшаются (см. параграф Х-3). Контрольным
испытаниям с проверкой выходных параметров и надежности ра-
боты основных систем ГТУ подвергают после капитальных или
средних ремонтов, а также после достаточно длительного нахожде-
ния в резерве. Количественную оценку степени отклонения ука-
занных параметров от их «парадных» значений при таких кон-
трольных испытаниях можно выполнить различными методами,
в том числе с использованием специальных номограмм (диаграмм
режимов), представляющих функциональную зависимость между
полезной мощностью и характерными параметрами цикла ГТУ
(TiT, Та.в). Методика построения номограмм для ГТУ различных
схем изложена в работах [51, 521.
На рис. Х.8 приведена диаграмма режимов для двухвальной
установки типа ГТ-100 ЛМЗ, выполненной по сложной тепловой
схеме. Сопоставление фактических показателей, полученных при
таких испытаниях, с соответствующими «парадными» значениями
позволяет сделать заключение об изменении характеристик отдель-
ных элементов ГТУ и о причинах, вызывающих эти изменения.
Весьма эффективно проводить такой анализ методом малых откло-
нений отдельных параметров от контролируемых выходных пока-
зателей ГТУ. При этом коэффициенты влияния, определяемые для
каждой конкретной тепловой и конструктивной схемы, принимают
такими же, как и при «парадных» ее испытаниях.
472
Рис. Х.8. Диаграммы режимов двухвальной ГТУ сложной тепловой
схемы типа ГТ-100: а — Nan = f (/1Кнд, *1тнд, 4тнд. «вд); б — A7V =
— f (4твд> 4кьд); в — Длвд = f (/ивд. ^квд)
Так, изменение мощности, удельного расхода теплоты, КПД
ГТУ после соответствующего ремонта или нахождения агрегата
длительное время в резерве по сравнению с их «парадными»
значениями можно оценить с помощью указанного метода по сле-
дующим соотношениям:
i гту = Кт bt/i, SNГТу = 2 t)N\ гту = Кт tyf,
й S Qkc = S Kqi бцгту = К^Ьуц
i=l /=1
где Km = SNt/tyi, Kqi = bQKO/byit Къ = fy/tyt — коэффициенты
влияния, значения которых подсчитаны с учетом данных парад-
ных испытаний.
Тогда при достаточно высокой точности измерения должно со-
блюдаться равенство
67Vгту Nгту ~ Л^гту — Кгту 0> (X. 10)
где ЛТту — мощность, измеренная при контрольных испытаниях;
ЛТтуо— «парадная» мощность ГТУ (например, определенная по
диаграмме режимов) [511.
Важным этапом контрольных испытаний является сопоставле-
ние фактического запаса устойчивости К? по помпажу компрес-
сора (компрессорной группы) ГТУ с расчетным запасом устой-
чивости. При этом величину /С рассчитывают по формуле (под-
робнее см. в параграфе III. 1)
Ку « [(Сл.Л.Л - 1)1 100%.
473
При испытаниях ГТУ по полной программе значение опре-
деляют для всего диапазона рабочих режимов (включая режимы
пуска), а при контрольных испытаниях ГТУ по сокращенной
программепо отношению к рабочей точке, расположенной на
расчетной характеристике лк = f (GK) при nup = йир.р — const.
Стационарные ГТУ, предназначенные для покрытия пиков
электрической нагрузки и в качестве аварийного резерва для
покрытия собственных нужд в электросистеме, подвергают кон-
трольным испытаниям при номинальной нагрузке (с учетом при-
ведения к нормальным внешним условиям). ГТУ, эксплуатируе-
мые при базовых, полупиковых нагрузках, а также всережимные
установки в дополнение к этому испытывают при частичных на-
грузках (обычно равных 0,8 и 0,5 номинальной) с определением
соответствующих фактических выходных показателей на каждом
из режимов.
Как правило, у ГТУ, прошедших капитальный или средний
ремонт, наблюдается ухудшение основных выходных показателей
по сравнению с их значениями, полученными при «парадных»
испытаниях. Основными причинами такого ухудшения являются:
увеличение зазоров (радиальных и осевых) между неподвиж-
ными и вращающимися элементами проточной части турбомашин
вследствие срабатывания (изнашивания) концов лопаток и вы-
ступов уплотнений на бандажных полках;
возрастание зазоров в концевых лабиринтовых уплотнениях;
наличие дефектов, полностью не устраненных при ремонте,
таких, как повышенная шероховатость и местная выработка ме-
талла на профильной части лопаточного аппарата турбомашин
(особенно газовых турбин), местные остаточные деформации (ко-
робления), заваренные трещины на выходных кромках лопаток,
забоины и вмятины на их профильной поверхности, вызванные
эрозионным воздействием рабочей среды, попаданием посторон-
них тел в поток рабочего тела и т. д.
Такие дефекты характерны для ГТУ, прошедших ремонт без смены лопаточ-
ного аппарата;
увеличение зазоров в соединениях статорных и роторных де-
талей охлаждающего тракта;
после ремонтов, сопровождающихся заменой лопаточного аппа-
рата, — изменение проходных сечений отдельных ступеней (за
счет разницы в шагах и углах остановки, толщины выходных кро-
мок лопаток и т. д.) по сравнению с исходными при «парадных»
испытаниях, что вызывает соответствующее изменение расход-
ных характеристик отдельных турбомашин, а также положения
рабочей точки ГТУ на универсальной характеристике и границы
устойчивости по помпажу.
В наибольшей мере указанные отклонения сказываются на
выходных параметрах ГТУ, выполненных по сложным тепловым
схемам. Дополнительными факторами, влияющими на эти откло-
пения, являются: повышенные протечки рабочего тела в тепло-
обменниках; увеличение гидравлических сопротивлений в отдель-
ных элементах теплообменной аппаратуры и газовоздушного
тракта ГТУ и др. В связи с этим по результатам контрольных
испытаний ГТУ после соответствующих ремонтов или ее рекон-
струкции должны быть откорректированы исходные («парадные»)
характеристики, задаваемые в виде диаграммы режимов или алго-
ритма программы управляющей ЭВМ. В дальнейшем указанные
характеристики, построенные по данным «парадных» или кон-
трольных испытаний, используют в качестве исходных при орга-
низации постоянного контроля за техническим состоянием ГТУ
в период ее эксплуатации.
Отклонения параметров ГТУ, определяющих ее полезную
мощность, удельный расход топлива, вибрационные и температур-
ные состояния, по сравнению с их исходными (контрольными)
значениями в сторону ухудшения позволяют судить о степени
снижения работоспособности установки, обусловленного неблаго-
приятными условиями эксплуатации, в первую очередь отрица-
тельным воздействием рабочей среды на отдельные элементы обо-
рудования.
Х.З. Изменение технико-экономических
показателей ГТУ в процессе эксплуатации
В ГТУ, выполненных по открытым тепловым схемам, рабочим
телом для компрессорной группы являются воздух, засасываемый
из атмосферы, а для турбинной — продукты окисления органи-
ческого топлива, образующиеся в камере сгорания. В тепло-
обменных аппаратах, включаемых в схему ГТУ, в качестве рабо-
чего тела (или хладагента) применяют также воду (в промежуточ-
ных охладителях циклового воздуха, маслоохладителях, подогре-
вателях сетевой воды и т. д.). Каждое из этих рабочих тел содер-
жит некоторое количество посторонних включений, оказываю-
щих отрицательное воздействие на основные показатели экономич-
ности и надежности ГТУ при эксплуатации. Так, воздух, засасы-
ваемый из атмосферы в компрессор, содержит твердые или жидкие
аэрозоли, пары воды и газообразные химические агрессивные
соединения серы, азота, хлора, свинпа, что обусловливает меха-
ническое изнашивание (эрозию) проточной части компрессора,
образование различных отложений, химическое взаимодействие,
приводящее к коррозии, и т. д.
В .продуктах сгорания органического топлива, проходящих
через проточную часть газовой турбины и выпускной газовоздуш-
иый тракт ГТУ, содержатся зола, окалина, посторонние металли-
ческие частицы, различные химически активные газообразные
компоненты (окислы серы, азота, ванадия, свинца и т. п.). Вред-
ное воздействие этих включений выражается в механическом изна-
шивании профильной поверхности лопаточного аппарата, обра-
475
зовании на лопатках отложений, а также в образовании кокса на
деталях камеры сгорания и топливной аппаратуры, коррозии эле-
ментов проточной части.
Вода, используемая в качестве хладагента или рабочего тела
для различных теплообменных аппаратов, включаемых в схему
ГТУ, содержит некоторое количество твердых частиц (обычно
в виде суспензий), а также химические соединения (растворы)
таких элементов, как Na, К, Са, Mg, Cl, S и др. В условиях
эксплуатации упомянутые посторонние включения приводят
к образованию различных отложений на рабочих поверхностях
теплообменной аппаратуры и их коррозии.
В связи с этим эффективная очистка рабочей среды, проходя-
щей через газовоздушный тракт ГТУ, является важным факто-
ром обеспечения высоких показателей ее экономичности и надеж-
ности эксплуатации. Поскольку даже при достаточно совершен-
ной очистке в рабочей среде будет содержаться некоторое коли-
чество таких включений, в дополнение к различным очистным
устройствам должны быть предусмотрены конструктивные и
технологические мероприятия, направленные на повышение
сопротивляемости материала деталей (элементов) ГТУ меха-
ническому изнашиванию и коррозии (подробнее см. в гл. IX).
Загрязненность атмосферного воздуха характеризуется, в пер-
вую очередь, содержанием в нем пыли — разновидности аэрозоля,
представляющего собой дисперсную систему, состоящую из твер-
дых частиц, взвешенных в газовой (воздушной) среде. Техниче-
скими характеристиками пыли являются:
дисперсность — совокупность размеров всех твердых частиц,
составляющих пылевую систему;
концентрация, т. е. содержание пыли в единице объема;
плотность, влажность, гигроскопичность, химический состав,
абразивность, способность к коагуляции и слипаемости, взрывае-
мость, склонность к самовозгоранию и др.
Пылевые включения по своему происхождению делятся на
естественно присутствующие в атмосфере как результат взаимо-
действия с почвой и растительным покровом (вулканическая пыль
и т. д.) и промышленные — дым, отходы строительных, метал-
лургических и других предприятий. Кроме пыли в воздушный
тракт могут попадать такие жидкие компоненты (обычно в виде
аэрозолей), как масло из подшипников, масляных фильтров.
На практике обычно наблюдается их совместное воздействие [48].
По средней концентрации пыли k территорию СССР можно условно
разделить на следующие пять зон (рис. Х.9):
зона 0 — k 0,1 мг/м3 — чистый воздух, устойчивый расти-
тельный (снежный) покров, развитая водная поверхность;
зона 1 — k 0,5 мг/м3 — слабо запыленный воздух, редкие
пыльные бури;
зона 2 — k 0,7 мг/м3 — повышенная запыленность воз-
духа, довольно частые пыльные бури;
476
Рис, Х.9. Зоны атмосферной запыленности воздуха (по средней
концентрации)
зона 3 — k U2 мг/м3 — высокая запыленность, периоди-
ческие пыльные бури (в основном степные районы);
зона 4 — 2,2 мг/м8 —- интенсивная запыленностьэ сыпу-
чие пески, частые и сильные пыльные бури.
Характерные для каждой зоны значения концентрации пыли
соответствуют высоте 2 м над уровнем земли. С увеличением вы-
соты h концентрация пыли уменьшается и на высоте 4—6 м дости-
гает минимального значения (рис. Х.10).
Примерное распределение частиц пыли (в долях массового
расхода т) по размерам в воздушном потоке, засасываемом в ком-
прессоры ГТУ, в различных зонах за-
пыленности показано на рис. Х.11.
Наибольшую опасность с точки зре-
ния эрозионного изнашивания проточ-
ной части компрессоров ГТУ представ-
ляют частицы пыли d4 15 мкм. По
виду изнашивания эрозия может иметь
ударный характер (I рода) и абразив-
ного истирания (II рода). Степень эро-
зионного изнашивания какой-либо де-
тали, измеряемого потерей ее массы за
определенный промежуток времени воз-
действия запыленного потока, зависит
также от местной концентрации пыли
kit твердости частиц, их относительной
скорости, угла атаки (удара) относи-
тельно к поверхности, свойств матери-
ала детали.
В меиьшей степени на эрозионное
изнашивание влияют давление воздуха,
Рис. Х.10. Изменение кон-
центрации пыли в зависимо-
сти от высоты отбора воздуха
1 — атмосферная пиль при спо-
койном состоянии атмосферы;
2 •— дым промышленной зоны;
8 •— мгла; 4 — транспортная
пыль; В — пыльные бури в полу-
пустыне
477
Рис. Х.11. Распределение
частиц пыли по размерам в
доле от массового расхода т
1 — Небит-Дагская ГРЭС, вы-
сота воздухозабора 2,5—5 м;
2 — Киевская ТЭЦ-2, без снега,
скорость ветра 5—6 м/с; 3 — там
же, снежный покров, скорость
ветра 1—3 м/с, высота воздухо-
забора 20 м; 4 — территория
промышленного предприятия
температура воздуха и детали, харак-
тер термообработки и т. п.
Эрозионному изнашиванию в лопа-
точном аппарате компрессора подвер-
гаются преимущественно входные кром-
ки лопаток со стороны выпуклой по-
верхности (эрозия I рода) н вогнутая
поверхность профиля у выходных кро-
мок (эрозия II рода). Наибольшая ин-
тенсивность эрозионного изнашивания
наблюдается у корневых частей направ-
ляющих и рабочих лопаток первых сту-
пеней компрессора. По мере продвиже-
ния в глубь проточной части от ступени
к ступени интенсивность эрозионного
изнашивания частицами пыли умень-
шается, а зона наибольшего
местного
изнашивания перемещается от корня
к периферии лопаток. Эрозионное из-
нашивание проточной части компрес-
сора отрицательно сказывается в пер-
вую очередь на надежности и долговеч-
ности ГТУ и в меньшей степени на сни-
мичности
(из-за
уменьшения
жении полезной ее мощности и эконо-
толщины
выходных
кромок
лопаток
вследствие эрозионного их изнашивания экономичность ГТУ мо-
жет временно повыситься).
Наиболее действенной мерой снижения эрозии лопаточного
аппарата компрессора является установка эффективных воздухо-
очистительных устройств (фильтров), в которых коэффициент
улавливания эрозионно-опасных частиц пыли может быть до-
веден до т)п.у ~ 0,994-0,995 (см. гл. VIII). Эрозионное изнашива-
ние лопаточного аппарата газовой турбины, отдельных элемен-
тов газового тракта, теплообменников топливной аппаратуры
вызывается главным образом твердыми частицами размером
104-15 мкм, образовавшимися в результате механического
недожога топлива, частицами золы, окалины и т. п. Твердые
частицы, содержащиеся в топливе при недостаточно эффектив-
ной его предварительной очистке (см. гл. VIII), обусловливают
эрозионное изнашивание форсунок и горелочных устройств.
По характеру и расположению зон изнашивание лопаточного
аппарата газовой турбины сходно с эрозионным изнашиванием
лопаточного аппарата компрессора.
Концентрация эрозионно-опасных по размерам частиц пыли, содержащихся
в потоке засасываемого в компрессор воздуха, перед поступлением их в проточ-
ную часть турбины обычно становится пренебрежимо малой из-за механического
дробления при прохождении через проточную часть компрессора.
478
Практически отрицательное влияние эрозионного изнашива-
«.-ии лопаточного аппарата газовой турбины сказывается на пока-
л-лях надежности и долговечности ГТУ лишь при работе их
п । тяжелых жидких топливах или искусственном (генераторном)
। , получаемом в результате газификации твердого топлива.
11 пряду с этим при эксплуатации ГТУ (особенно в начальный пе-
рш 0 часто наблюдаются механические повреждения профильной
lariи лопаточного аппарата в виде вмятин, забоин, небольших
t рицин вследствие попадания в проточную часть турбины с пото-
ком газа мелких посторонних металлических частиц (например,
при некачественной обработке сварных швов элементов газо-
по (душного тракта и т. д.), что в конечном счете отрицательно
сражается на показателях надежности и долговечности ГТУ и
может послужить причиной отказа в работе агрегата.
Загрязненность воздуха, засасываемого из атмосферы, вызы-
вает образование отложений в проточной части компрессора и
элементах воздушного тракта ГТУ. Отложения в проточной части
1 урбины, камере сгорания, газовой части тракта и различных
теплообменных аппаратах образуются из минеральных состав-
ляющих частиц пыли, золы, окалины и несгоревшего топлива.
На интенсивность этих отложений наибольшее влияние оказывает
концентрация твердых частиц размером 0,5 •< d4 5ч-10 мкм,
поскольку частицы с d4 Z> 10-5-15 мкм из-за значительного откло-
нения от линий тока в основном потоке вступают в силовое взаи-
модействие с элементами проточной части, вызывая их эрозию
(см. выше). Траектории частиц с d4 <С 0,5 мкм практически совпа-
дают с линиями тока, что препятствует их осаждению на омывае-
мой поверхности. В качестве количественной характеристики
движения твердых частиц в потоке газа вблизи обтекаемого тела
принимают обычно коэффициент сепарации фс = сч, Ср/со, где
Сч.ср —средняя скорость осаждения частицы; с0 — скорость
газового потока. Для приближенной оценки фс на поверхности
лопаток компрессора или турбины можно использовать фор-
мулу 151 ]
’|’с. л = Фс. цЬ Sin (₽„ — ₽ 1)/(/ Sin ₽,), (X. 11)
где фс.ц— коэффициент сепарации при обтекании цилиндра:
Фс. ц = (Sto)s [(Sto)3 4- 0,77 (sto)2 4- 0,221, (X. 12)
при этом критерий Стокса Sto = c^JD. Здесь D — характерный
размер обтекаемого тела; тр = p4dy(18pr) — продолжительность
релаксации, т. е; время, необходимое для полной остановки ча-
стицы под действием внешних сил сопротивления среды.
Дтя получения б лее точных результатов необходимо провести расчет траек-
тории движения частиц с учетом градиентов скорости потока, давления, физи-
ческих свойств среды н т. д. £5l Г-
На рис. Х.12 приведены кривые изменения коэффициента
сепарации фс. л в зависимости от диаметра частицы d4 для турбин-
479
Рис, X.I2. Коэффициент
сепарации частиц на ло-
патках турбинных (/) и
компрессорных (2)
пых и компрессорных лопаток. Отсе-
парпрованные частицы осаждаются пре-
имущественно на входных кромках и
вогнутой поверхности лопатки, ча-
стично на выходном участке спинки
за счет частиц, отраженных от пре-
дыдущей лопатки. На скорость осаж-
дения мелких частиц на поверхностях,
омываемых запыленным потоком, влия-
ют также процессы турбулентной диф-
фузии, т. е. переноса частиц поперек
потока [511, что иллюстрируется на
рис. X. 13 зависимостью скорости осаж-
дения частиц от их размеров на ха-
рактерных участках профиля лопатки.
(Процесс турбулентной диффузии обыч-
но сопровождается коагуляцией мелких частиц). В охлаждаемых
ступенях газовых турбин наблюдается интенсивное осаждение
весьма мелких частиц (4ч-< 0,14-0,2 мкм) под действием сил
термофореза, возникающих в зонах с большими градиентами тем-
пературы, характерными для теплового пограничного слоя на
интенсивно охлаждаемой поверхности [511.
Отложения включают различные органические соединения
(в том числе из-за попадания мелких насекомых в северных райо-
нах). Их минеральная часть состоит из окислов и солей Si, Al,
Fe, Mg, Ca, Na, К, S, Pb и др. Источниками солей обычно
являются засоленная почва в районе сте-
пей и пустынь, морская вода. Соединения
свинца обычно попадают в воздух с вы-
хлопом автомобилей, соединения серы —
с промышленными выбросами.
Интенсивность отложений уменьшается
от первой к последующим ступеням ком-
прессора. На рабочих лопатках (РЛ) ком-
прессора наблюдается больше отложений,
чем на направляющих лопатках (НЛ),
Масса отложения в проточной части ком-
прессора зависит от содержания жидкой
фазы в воздухе, засасываемом из атмо-
Рис. X.I3. Скорость с оса-
ждения частиц на по-
верхность лопатки вслед-
ствие диффузии в зависи-
мости от их размеров
1 •— переходный участок на
спинке; 2 — посередине хор-
ды лопатки; 3 — зона ак-
тивной турбулентной диф-
фузии; 4 — переходный уча-
сток с вогнутой стороны}
5 •— выходная кромка
сферы, которая может присутствовать в
виде капелек воды (тумана), масла, са-
жи, липкой промышленной пыли и т. п.
Она увеличивается (прежде всего на пер-
вых ступенях) с повышением влажности
засасываемого из атмосферы воздуха,
особенно при температурах, близких к
нулю. Типичное распределение отложе-
ний по ступеням компрессора прн доста-
480
BHA I // Ш IV V VIVF УШ IX НА
N- ступеней
6) G/F,mf/cm2
Г и HI TV V VI УИУШIX X НА
№ ступеней
Рис. Х.14. Загрязнение компрессоров ГТ-25-1 по ступеням после 1000 я ра-
боты: а — масса G отложений из расчета иа одну лопатку в КНД; б — плот-
ность и масса отложения GIF из расчета на одну лопатку в КВД
Сторона1 1 — выпуклая; 2 •— вогнутая
точно продолжительной их работе на загрязненном воздухе (при-
мерно 1000 ч) иллюстрируется графиками на рис. Х.14 [511.
Отрицательное воздействие отложений в проточной части ком-
прессоров выражается в повышении потерь подводимой механи-
ческой работы за счет искажения формы профилей (в том числе
утолщения их выходных кромок), увеличения шероховатости
профильной поверхности. При этом снижаются массовый расход
и КПД компрессоров по сравнению сих «парадными» значениями.
Так, для компрессоров ГТУ, выполненных по простой тепло-
вой схеме расход уменьшается на AGK 54-7 %, а КПД — иа
Atjh < 34-4 %. Для КВД, расположенных после промежуточ-
ных охладителей, AGK AfjH 104-15 % [511. Указанное сни-
жение наблюдается обычно после 100—500 ч непрерывной работы
под нагрузкой, после чего значения GK и т]к стабилизируются.
При остановах агрегата происходит частичное удаление отложе-
ний (самоочистка). Однако значения GK и t)K остаются более низ-
кими по сравнению с исходными для чистой проточной части [51 ].
Искажение формы профилей лопаток компрессора вследствие
отложений приводит к уменьшению допустимой аэродинамической
нагрузки решеток, а также к перераспределению нагрузки между
ступенями (группами ступеней), особенно значительному при
неравномерном распределении отложений по ступеням. Граница
устойчивой работы (помпажа) на универсальной характеристике
компрессора при этом смещается вправо, т. е. в сторону больших
приведенных расходов (AGK. пр < 2-4-3 %), а сама зона_ устой-
чивой работы сужается [511. В результате снижение GK.np и
лн из-за отложений приводит к смещению рабочих точек на ха-
рактеристике компрессора к границе помпажа, т. е. к уменьше-
16 П/р Л. В. Арсеньева и др.
481
нию запаса устойчивости /Су. При наличии в схеме ГТУ несколь-
ких последовательно включенных компрессоров снижение рас-
хода и напора последующих компрессоров, обусловленное отло-
жениями, вызывает уменьшение запаса устойчивой работы пре-
дыдущих компрессоров [37, 51]. В конечном счете образование
отложений в проточной части компрессоров приводит к существен-
ному ухудшению выходных экономических показателей всей
ГТУ (особенно полезной мощности), а также основных показа-
телей надежности.
Радикальной мерой уменьшения отложений в компрессорах
является высокоэффективная многоступенчатая очистка засасы-
ваемого воздуха. Отложения целесообразно удалять путем пе-
риодических очисток или промывок проточной части водными
растворами синтетических моющих средств («турбинкой» и «синва-
лом» [51 ]), в результате чего частично или полностью удается
восстановить первоначальные значения расхода и КПД. Для
промывки проточных частей компрессоров за рубежом приме-
няют также керосин, дизельное топливо, органические раствори-
тели и поверхностно-активные вещества.
Загрязненность продуктов сгорания органического топлива
характеризуется наличием в них твердых частиц (из засасываемого
воздуха), золы, окалины и продуктов механического недожога.
Механизм образования отложений в проточной части газовой тур-
бины наряду с признаками, сходными с описанными для проточ-
ной части компрессоров, имеет вместе с тем и существенное разли-
чие, обусловленное высокими температурами и градиентами тем-
ператур, различными фазовыми состояниями образующихся при
сгорании топлива химических соединений таких элементов, как
Na, К, S, V.
Интенсивность образования отложений в проточной части
газовой турбины определяется, в первую очередь, зольностью
топлива. Для тяжелых и жидких топлив с высоким содержанием
золы (до 0,15—0,3 %) положение усугубляется при введении
в топливо присадок для уменьшения коррозионного воздействия
продуктов сгорания. На скорость образования и толщину отло-
жений в проточной части турбин влияет присутствие в продуктах
сгорания жидких аэрозолей и конденсирующихся из газообраз-
ных соединений Na, V и др. На охлаждаемых лопатках первых
ступеней масса отложений увеличивается (в основном за счет
твердых частиц мелких фракций) вследствие термофореза и элек-
трофореза (см. выше). Отрицательное влияние этих отложений
выражается в снижении мощности и КПД как собственно тур-
бины, так и всей ГТУ. Ухудшаются и показатели эксплуатацион-
ной надежности установки (из-за нарушения нормальной работы
системы охлаждения отдельных элементов, ухудшения вибрацион-
ного состояния агрегата). Наиболее действенным способом вос-
становления показателей мощности и КПД ГТУ до их исходных
значений для незагрязненной проточной части является периоди-
482
•| । ля промывка турбины горячей водой при пониженной частоте
|>р..|цения ротора после его предварительного расхолаживания
( > 370—420 К) [51 ]; при этом может быть использовано устрой-
• ию для промывки компрессоров, схема которого показана на
ри-. VIII.21.
Отложения, обусловленные наличием пылн в воздухе, пода-
н м мом в камеру сгорания, образуются, как правило, в зонах ма-
П.1Х скоростей («теневых») воздухораспределительных устройств
и смесителей при неполном сгорании жидкого топлива, протеч-
кал в соединениях топливной магистрали и форсунок (горелок).
11ри сбоях работы пусковых запальных устройств возможно обра-
швание кокса, вследствие чего ухудшается качество подготавли-
ваемой топливовоздушной смеси. В большинстве случаев отложе-
ния в камере сгорания приводят к повышенной неравномерности
Р ^определения температуры в потоке продуктов сгорания на входе
п первую ступень газовой турбины, что отрицательно сказывается
на показателях экономичности и надежности ГТУ.
Вследствие отложения твердых частиц пыли и золы на поверх-
ностях теплообмена регенераторов, омываемых продуктами сго-
рания, ухудшается теплообмен, увеличиваются гидравлические
сопротивления и в конечном счете снижаются полезная мощность
н КПД установки. Частицы сажи в этих отложениях могут воз-
гораться в период остановов агрегата. При недостаточно качествен-
ной очистке охлаждающей воды в промежуточных воздухоохла-
дителях поверхности теплообмена загрязняются отложениями,
включающими соединения Са, Mg, Si, окислов Fe и Al, а также
органических веществ. Из-за этого уменьшается коэффициент
теплопередачи н увеличиваются гидравлические сопротивления
движению охлаждающей воды, что отрицательно сказывается на
экономических показателях ГТУ вследствие увеличения мощ-
ности, затрачиваемой иа привод цикловых компрессоров и цир-
куляционных насосов. Сопутствующая образованию отложений
коррозия снижает показатели надежности ГТУ.
Загрязнения теплообменной поверхности со стороны воздуха, будучи менее
интенсивным, оказывают меньшее влияние иа экономические показатели ГТУ.
Обледенение всасывающего тракта компрессора. Наличие воды
в засасываемом в компрессор воздухе при определенных темпера-
туре, влажности в единице объема н дисперсности капель приво-
дит к образованию льда на элементах всасывающего тракта ГТУ —
обледенению.
В практике работы стационарных ГТУ интенсивное обледе-
нение наблюдается при температуре атмосферного воздуха 269 <
< 7Н.в < 278 К н относительной влажности ун.в > 8O4-IOO %,
т. е. при условиях, характерных для эксплуатации большинства
отечественных энергетических и приводных ГТУ, причем частота
их возникновения в среднем составляет 22 дня [48, 51]. Переме-
щение воздуха по всасывающему тракту ГТУ сопровождается
16*
483
влагосодержания возду-
ха от температуры и отно-
сительной влажности
снижением его температуры, и при ука-
занных значениях Та. в и ун>в и доста-
точно больших скоростях перемещения
воздуха на участках тракта, где это сни-
жение оказывается значительным (до
10—12 К, например, в конфузоре перед
входным направляющим аппаратом ком-
прессора), создаются объективные пред-
посылки для конденсации избыточной вла-
ги, так как температура насыщения (точка
росы) уменьшается (рис. Х.15). Капли
воды в переохлажденном состоянии прн
попадании на омываемые поверхности
с температурой Тсч <С 273 К превра-
щаются в лсд. Вследствие того что при
этом выделяется скрытая теплота плав-
ления, а часть кинетической энергии ка-
пель переходит в теплоту при столкновении их с твердой поверх-
ностью, наряду с образованием льда может происходить его час-
тичное расплавление.
Количественная и качественная характеристики образующейся
массы льда т„ и влаги d в засасываемом воздухе в зависимости от
скорости с потока даны на рис. Х.16 [51]. Отношение mn/d опре-
деляется значениями ТСЧ! и Гнас, а также размерами обтекаемого
тела. Граничные кривые на рис. Х.16 соответствуют различным
характерным видам обледенения Так, при mjd — 1 вся сконден-
сировавшаяся влага превращается в лед, прн 0,65 < mn/d <Z 1
лед частично расплавляется, при 0 < mn!d «< 0,65 форма отло-
жений льда определяется вторичным затвердением влаги (после
оплавления).
0 100 280 с м/с
При наличии в засасываемом воздухе пыли, а также выпаде-
нии различных осадков (снега, града, изморози и т. д.) вероятность
обледенения и степень его интенсивности возрастают. Степень
опасности обледенения различных элементов всасывающего тракта
и компрессора ГТУ при разных со- х.
стояниях атмосферы классифицируют т
следующими образом: 1—опасность об- ,п
леденения мала; 2 — вероятна; 3 —
сильна (табл. Х.2). Отложения льда
на элементах всасывающего тракта,
уменьшая площадь проходных сечений
и увеличивая скорости потока, спо-
собствуют повышению их гидравличе- -ьп
ского сопротивления, что, в свою оче-
редь, приводйт к снижению полезной
мощности и КПД ГТУ по сравнению
с их «парадными» значениями. Однако Рис. хл6 Условия о6разо.
более опасным представляется обледе- вания льда
484
Таблица Х.2
Степень опасности обледенения элементов всасывающего тракта ГТУ
Элемент
всасывающего
тракта ГТУ
Снегозащитное
' IJ1I йСГВО
I чш*.гка защитная
(ГГ птиц
Фильтры:
сепараторы
маты (волни-
стые)
Предохранительные
клапаны
Глушители (кули-
Камера всасывания
Защитная -стка на
вхгде
Вход в компрессор
Ош риые стойки на
ИлОДС
ВНА компрессора
Рабочие лопатки
пертга ступени
Рабочие и направ-
ляющие лопатки по-
следующих ступеней
Форма осадков
5 Cl Кристаллы льда Снег я к ЕГ 5 го X л, Е И о Ч Ф 3 я ш 8Е С ы
сухой мокрый
1 I 1 1 1 1 1 2(1) 1 3(1) 1 3
2(1) 1 1 2 3(1) 3
2(1) 3 3(1) 3(1) 3(1) 3
2(1) I 2(1) I 2(1) 1 2(1) 1 3(1) 1 3(1) 1
I I 1 1 1 1 1 I 1 I 1 2
I 1 1 I 1 1 ( 1 1 1 1 2
1 1 1 I 1 2
1 1 1 1 1 2
1 1 1 1 1 1
3
3
I
1
I
1
1
1
1
I
2
1
I
1
1
1
1
2
3
2
1
Примечали е. Цифры в скобках — при наличии снегозащитного
устройства.
нение элементов всасывающего тракта с точки зрения обеспе-
чения надежной работы агрегата. Так, при больших локальных
отложениях льда перед ВНА компрессора создаются объективные
условия для возникновения режимов помпажа или вращающегося
срыва. Неравномерное распределение этих отложений в окружном
направлении вызывает увеличение возмущающей аэродинамиче-
ской силы, действующей на рабочие лопатки первой ступени
компрессора.
Внешними признаками аварийного состояния ГТУ при обледе-
нении являются резкое возрастание уровня вибраций корпусных
деталей (подшипников ротора компрессора и т. п.) и ускоренное
снижение мощности. К наиболее эффективному способу борьбы
485
с обледенением в условиях эксплуатации ГТУ относится оборудо-
вание их специальными противообледенительными устройствами,
работа которых основана на подаче к всасыванию компрессора
части продуктов сгорания из выпуска газовой турбины или су-
хого воздуха, отбираемого из компрессора. С помощью этого
воздуха, смешанного с продуктами сгорания, и производится
обогрев соответствующих узлов компрессора (ребер входной части,
лопаток ВНА и т. д.) [48]. (Необходимо иметь в виду, что вклю-
чение противообледенительных устройств приводит к снижению
полезной мощности ГТУ.) Для фиксации состояния, чреватого
обледенением, в систему контроля и защиты ГТУ должны быть
включены специальные датчики. Следует предусмотреть также
специальные козырьки над воздухозаборными отверстиями КВОУ
для предотвращения попадания во всасывающий тракт ГТУ дождя
н снега (см. гл. VIII).
Сульфидная к ванадиевая коррозия. В загрязненной рабочей
среде (воздухе, продуктах сгорания органического топлива,
охлаждающей воде и др.), как правило, присутствуют компоненты,
вступающие в химическое взаимодействие с соответствующими эле-
ментами проточной части турбомашин, теплообменной аппаратуры
и газовоздушного тракта ГТУ, результатом чего является их кор-
розия. Она выражается в разрушении поверхностного слоя мате-
риала детали, снижении таких его показателей прочности, как пре-
дел выносливости, пластичность, предел малоцикловой усталости.
Наиболее коррозионно-опасными являются натрий, калий,
ванадий, сера, лнтий, свинец и их соединения, цинк, входящие
в состав воздуха н продуктов сгорания органического топлива
(в особенности тяжелых сортов жидкого топлива) [51 ].
Для элементов ГТУ, омываемых потоком продуктов сгорания
при сравнительно низких температурах (350—450 К), в частности
выпускного газохода, теплообменной поверхности подогревателей
сетевой воды, характерна низкотемпературная сернистая корро-
зия, вызванная воздействием паров кислот H2SC^ и H2SO4, обра-
зующихся в результате соединения окислов серы SO2 и SOg со-
держащейся в топливе с парами воды. Интенсивность этой корро-
зии зависит от химического состава материала (наличия таких
легирующих элементов, как Ni, Сг, А1 и др.), концентрации SO2
и SO3, коэффициента избытка воздуха в продуктах сгорания.
В отдельных случаях наблюдается низкотемпературная коррозия
первых ступеней осевого компрессора, причиной которой является
их химическое взаимодействие с соединениями серы и натрия,
входящими в состав загрязнений засасываемого атмосферного
воздуха в виде окислов серы SO3 и SO3 и хлористого натрия NaCl.
Специфической для ГТУ является высокотемпературная корро-
зия деталей из жаропрочных сплавов (лопаточного аппарата га-
зовой турбины, жаровых труб камер сгорания и др.) в результате
их химического взаимодействия с соединениями серы, ванадия и
щелочных металлов (Na, К) (см. гл. IX).
486
При температурах 1050- -1200 К наибольшую опасность пред-
ъявляет как сернистая (сульфидная), так и ванадиевая коррозия.
Интенсивное развитие она получает в таком диапазоне темпера-
। р, при которых образующиеся с жаропрочным сплавом хими-
ческие соединения серы, ванадия с натрием и калием, находясь
г. пасп.швт< н । м гпетоянии, разрушают слой защитной пленки
и обра уют - I . яия шлака (обычно в виде пятен различного
Г и мер. i) на поверхности детали. Пятна (коррозионные язвы)
^начале появляются на входных кромках лопаток, затем на рас-
положенных около кромки участках выпуклой поверхности про-
филя, а иногда и иа выпуклой поверхности у выходной кромки
допаткп [51]. Стадии I—III развития высокотемпературной
сульфидной коррозии поверхностного слоя лопатки газовой
турбины им. жаропрочного сплава ЖС-6К показаны на рнс. Х.17.
При температурах 900—1050 К преобладает ванадиевая корро-
зия, интенсивность которой зависит от содержания в продуктах
сгорания таких коррозионно-активных элементов, как Na и К»
а также от химического состава материала детали (жаропрочного
сплава). Ванадиевая корро-.ия наблюдается лишь в присутствии
кислорода, который участвует в окислении исходных низших
окис iob V до пятиокиси V2O5, выступающей как катализатор
процесса окисления жаропрочного сплава. При отсутствии в про-
уктах сгорания ванадия в диапазоне температур 975—1075 К
возможна сульфидно-натриевая коррозия за счет воздействия на
жаропрочный сплав, например, Na2SO4.
При высоких температурах интенсивному развитию сульфидно-натриевой
к.1р| зии способствует догорание частиц углерода (сажи) из-за механического
недожога топлива [51 ].
Высокотемпературной сульфидно-натриевой коррозии сопут
ствует образование отложений золы, содержащих указанные
выше коррозионно-активные элементы. Вообще же в условиях
эксплуатации ГТУ отрицательное воздействие загрязненной рабо-
чей среды (воздуха и продуктов сгорания) проявляется в боль-
шинстве случаев комплексно, т. е. одновременно в виде механи-
487
ческого изнашивания, образования отложений и коррозии. Высо-
котемпературная сульфидная и ванадиевая коррозия интенсифи-
цируется с повышением уровня действующих на деталь стати-
ческих и динамических напряжений, а также с увеличением ско-
рости омывающего ее потока рабочей среды. Процессы коррозии
протекают быстрее на охлаждаемых элементах проточной части
газовых турбин. Интенсивному развитию высокотемпературной
коррозии способствуют многократные пуски и остановы ГТУ,
так как при этом каждый раз нарушается целостность защитной
окисной пленки, образующейся на поверхности детали (см. поз. 1
на рис. Х.17).
Коррозия, в первую очередь, отрицательно влияет на показа-
тели надежности и долговечности ГТУ. Этому способствует также
ухудшение аэродинамических характеристик лопаточных аппа-
ратов проточной части -турбомашин за счет искажения формы
профилей лопаток, увеличения шероховатости профильной по-
верхности, изменения проходных сечений лопаточных венцов,
что в конечном счете приводит к уменьшению полезной мощности
и КПД ГТУ по сравнению с их исходными (парадными) значе-
ниями.
Наиболее действенными мерами, направленными на предотвра-
щение или существенное снижение коррозии, являются улучше-
ние кор рози он но-устойчивости жаропрочных сплавов, нанесение
специальных защитных покрытий (см. гл. IX), повышение техни-
ческого уровня эксплуатации, в том числе эффективности подго-
товки (очистки) топлива и засасываемого в компрессор воздуха.
Приложение 1
Физические свойства газов
Таблица П.1.1
Удельная изобарическая теплоемкость и энтальпия сухого воздуха,
водяного пара и продуктов сгорания углеводородного топлива
(85 % углерода и 15 % водорода) [ 14 ]
i т с₽ 1Р г 1 1 СР ср 1
Л Водяной пар; = 0,46149 кДж} (кг- К.); Сухой воздух; ! = 0,28699 кДж1(кг-Д);
0 273 18,016 к 1,8596 г!кмоль 1,8596 0 0 Р = 273 28,97 « 1,0028 г/кмоль 1,0028 0
25 298 1,8644 1,8618 46,55 25 298 1,0038 1,0032 25,08
50 323 1,8713 1,8647 93,24 50 323 1,0053 1,0038 50,19
100 373 1,8900 1,8725 187,25 100 373 1.0098 1,0056 100,56
150 423 1,9133 1,8821 282,31 150 423 1,0163 1,0080 151,21
200 473 1,9399 1,8932 378,63 200 473 1,0244 1,0111 202,22
250 523 1,9688 1,9054 476,34 250 523 1,0339 1,0147 253,67
300 573 1,9994 1,9185 575,54 300 573 1,0445 1,0187 305,61
350 623 2,0315 1,9323 676,30 350 623 1,0559 1,0232 358,13
400 673 2,0645 1,9467 778,70 400 673 1,0677 1,028! 411,22
450 723 2,0984 1,9617 882,77 450 723 1,0798 1,0331 464,91
S00 773 2,1328 1,9771 998,55 500 773 1,0918 1,0384 519,20
550 823 2,1677 1,9928 1096,06 550 823 1,1036 1,0438 574,09
600 873 2,2030 2,0089 1205,34 600 873 1,Н50 1,0493 629,58
650 923 2,2383 2,0252 1316,36 650 923 1,1258 1,0547 685,58
700 973 2,2738 2,0417 1429,16 700 973 1,1361 1,0602 742,13
750 1023 2,3091 2,0583 1543,73 750 1023 1,1457 1,0656 799,17
800 1073 2,3441 2,0751 1660,06 800 1073 1,1546 1,0709 856,68
850 1123 2,3788 2,0919 1778,14 850 1123 1,1629 1,0760 914,62
900 1173 2,4130 2,1088 1897,93 900 1173 1,1707 1,0811 972,97
950 1223 2,4465 2,1257 2019,43 950 1223 1,1779 1,0860 1031,68
1000 1273 2,4793 2,1426 2142,60 1000 1273 1,1846 1,0907 1090.75
1050 1323 2,5112 2,1594 2267,34 1050 1323 1,1909 1,0954 >150,14
1100 1373 2,5421 2,1761 2393,68 1100 1373 1,1969 1,0998 .209,83
1150 1423 2,5718 2,1926 2521,53 1 1150 1423 1,2025 1,1042 1269,82
1200 1473 2,6005 2,2090 2650,84 1200 1473 1,2079 1,1084 1330,08
1250 1523 2,6279 2,2252 2781,56 1250 152'3 1,2130 1,1125 1390,60
489
Продолжение табл. П.1.1
Г т СР ср 1 t Т ср гр 1
я 0 25 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 650 700 750 800 850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 1250 Пр 7 0 25 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 650 700 750 800 родукт R = О, Р = 273 298 323 373 423 473 523 573 623 673 723 773 823 873 923 973 1023 1073 1123 1173 1223 1273 1323 1373 1423 1473 1523 одукть >= 0,2 М = 273 298 323 373 423 473 523 573 623 673 723 773 823 873 923 973 1023 1073 ы сгорал- >901 кД 28,66 к 1,0660 1,0718 1,0776 1,0900 1,1031 1,1172 1,1320 1,1475 1,1634 1,1795 1,1956 1,2116 1,2272 1,2423 1,2568 1,2707 1,2839 1,2964 1,3083 1,3195 1,3302 1,3403 1,3499 1,3590 1,3676 1,3758 1,3835 сгорат 8980 кД 28,637 к 1,0606 1,0660 1,0714 1,0831 1,0957 1,1092 1,1236 1,1387 1,1542 1,1699 1,1857 1,2013 1,2166 1,2314 1,2456 1,2592 1,2721 1,2843 ия; а — ж/ (кг- Л 1 кмоль 1,0660 1,0689 1,0718 1,0778 1,0840 1,0905 1,0973 1,1044 1,1117 1,1191’ 1,1267 1,1344 1,1422 1,1499 1,1576 1,1651 1,1726 1,1800 1,1872 1,1942 1,2011 1,2078 1,2143 1,2207 1,2269 1,2330 1,2388 я; а = ох{(кг-Ь г!кмоль 1,0606 1,0633 1,0650 1,0716 1,0775 1,0837 1,0902 1,0971 1,1041 1,1113 1,1187 1,1262 1,1338 1,1413 1,1488 1,1561 1,1634 1,1707 1; ); 0 26,77 53,59 107,78 162,60 218,10 274,33 331,31 389,08 447,65 607,03 567,20 628,19 689,93 752,41 815,60 879,47 943,98 1009,10 1074,80 1141,04 1207,81 1275,02 1342,79 1410,96 1479,55 1548.53 1,1; ); 0 26,58 53,30 107,16 161,62 216,74 272,56 329,12 386,44 444,52 503,41 563,09 623,57 684,76 746,11 809,28 872,57 936,52 ii 50 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 1250 Пр 0 25 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 650 700 750 с90 850 900 950 ЮС'? 1050 1100 1150 1200 1250 Л/ 0 25 50 100 150 200 250 300 1123 1173 1223 1273 1323 1373 1423 1473 1523 одукть 0, Р 273 298 323 373 423 473 523 573 623 673 723 773 823 873 923 973 1023 1073 1123 1173 1223 1273 U-J3 1373 1423 1473 1523 юдукпи R= о,. 273 298 323 373 423 473 523 573 1 ,*158 1,3068 1,3172 1,3270 1,3363 1,3451 1,3535 1,3о14 1,3689 сгорат 28964 к/ 28,719 1,0540 1,0589 1,0639 1,0748 1,0866 1,0996 1,1134 1,1279 1,1430 1,1533 1,1736 1,1889 1,2037 1,2181 1,2319 1,2452 1,2577 1,2695 1,2807 1,2913 1,3013 1,3107 1,3197 1,3282 1,3363 1,3439 1,3511 t сгорая >8936 kJ. 23,759 1,0458 1,СаО1 1,0545 1,0644 1,0754 1,0876 1,1007 1,1146 1,1777 1,1845 1,1912 1,1978 1,2041 1,2103 1,2164 1,2223 1,2280 1я; сс = W (кг- <г/кмоль 1,0540 1,0564 1,0589 1,0641 1,0696 1,0754 1,0816 1,0881 1,0949 1.1018 1,1089 1,1162 1,1235 1,1308 1,1381 1,1452 1,1523 1,1593 1,1661 1,1727 1,1793 1,1856 1,1917 1,1978 1,2036 1,2093 1,2148 ия; а = ~ж!(кг-1 г!кмоль 1,0458 1,0479 1,0501 1,0548 1,0508 1,06.2 1,0709 1,0771 1001,02 1066,06 1131,68 1197,77 1264,32 1331,33 139- ,86 1466,79 1534,97 1,25; К).* 0 26,41 52,95 106,41 160,44 215,09 270,40 326,44 383,22 440,73 499,02 558,09 617,94 678,48 739,74 801,63 864,22 927,43 991,18 1055,46 1120,29 ПЕГ,57 1251,32 1317,53 1384,15 1451,22 1518,53 1,5; 0 26,20 52,51 105,48 158,96 213,03 267,74 323,12
490
Продолжение табл. П.1.1
t Т СР гр 1 t Т СР г» i
350 623 1,1291 1,0835 379,21 Продукты сгорания; а — 2,1;
400 673 1,1438 1,0901 436,03 ? = 0,28828 кДж/(кг- К);
450 723 1,1586 1,0968 493,58 Н = 28,841 кг/кмоль
500 773 1,1734 1,1038 551,90 0 273 1,0291 1,0291 0
550 823 1,1878 1,1108 610,94 25 298 1,0321 1,0305 25,76
600 873 1,2017 1,1178 670,68 50 323 1,0354 1,0321 51,60
650 923 1,2150 1,1248 731,12 100 373 1,0431 1,0356 103,56
700 973 1,2278 1,1316 792,14 150 423 1,0524 1 0396 155 94
750 1023 1,2398 1,1385 853,88 200 473 1,0630 1,0441 208'82
800 1073 1,2512 1,1452 916,15 250 523 1,0747 1,0490 262'26
850 1123 1,2619 1,1517 978,96 300 573 1,0873 1,0543 316,30
900 1173 1,2720 1,1581 1042,30 350 623 1,1006 1,0600 371,00
950 1223 1,2816 1,1644 1106,16 400 673 1,1142 1,0659 426,37
1000 1278 1,2906 1,1704 1170,44 450 723 1,1279 1,0720 482'40
1050 1323 1,2992 1,1764 1235,13 500 773 1,1416 1,0783 539,15
1100 1373 1,3073 1,1821 1300,34 550 823 1,1550 1,0847 596 59
1150 1423 1,3149 1,1878 1365,91 600 873 1’1679 1,0911 654*67
1290 1473 1,3222 1,1932 1431,89 650 923 1,1803 1,0975 713'36
: 2 50 1523 1,3291 1,1985 1498,13 700 973 1,1921 1,1038 772,66
750 1023 1,2031 1,1101 832,56
Продукты сгорания; сс = 2; 800 1073 1,2135 1,1163 1,1222 893,00
? — 0,2886 кДж! (кг-К ); 850 1123 1,2233 953,89
р — 900 1173 1,2326 1,1281 1015,30
950 1223 1,2412 1,1338 1077,15
0 273 1,0354 1,0354 0 1000 1273 1,2493 1,1394 1139,38
25 298 1,0389 1,0371 25,93 1050 1323 1,2570 1,1448 1202,07
50 323 1,0426 1,0389 51,95 1100 1373 1,2643 1,1501 1265,06
100 373 1,0512 1,0429 104,29 1150 1423 1,2711 1,1552 1328,48
.150 423 1,0611 1,0472 157,08 1200 1473 1,2777 1,1602 1392,23
200 473 1,0723 1,0521 210,42 1250 1523 1,2839 1,1650 1456,25
250 523 1,0845 1,0573 264,33
300 350 400 573 623 673 1,0977 1,1114 1,1254 1,0629 1,0689 1,0751 318,88 374,11 430,03 црооукты сгорания- а — а; | R = 0,28797 кДж/(кг-К); р — 28,802 кг/кмоль
450 723 1,1396 1,0814 486,64 0 273 1,0248 1,0248 0
500 773 1,1536 1,0880 543,98 25 298 1,0275 1,0261 25,65
550 823 1,1674 1,0946 802,28 50 323 1,0305 1,0275 51,37
500 873 1,1807 1,1012 660,74 100 373 1,0377 1,0307 103,07
650 923 I 1934 1,1078 720,08 150 423 1,0465 1,0344 155,17
700 973 1,2056 1,1144 780,05 200 473 1,0567 1,0387 207,74
750 1023 1,2170 1,1208 840,63 250 523 1,0680 1,0434 260,86
800 1073 1,2278 1,1272 901,78 300 573 1,0803 1,0485 314,55
850 1123 1,2379 1,1334 963,39 350 623 1,0933 1,0540 368,90
900 1173 1,2475 1,1395 1025,54 400 673 1,1066 1,0598 423,90
950 1223 1,2565 1,1454 1088,15 450 723 1,1201 1,0657 479,55
1000 1273 1,2650 1,2650 1151,15 500 773 1,1335 1,0718 535,90
1050 1323 1,2730 1,1568 1214,64 550 823 1,1466 1,0780 592,92
1100 1373 1,2806 1,1622 1278,43 600 873 1,1593 1,0843 650,58
1150 1423 1,2877 1,1675 1342,63 650 923 1,1714 1,0905 708,82
1200 1473 1,2946 1,1727 1407,27 700 973 1,1829 1,0967 767,69
1250 1523 1,3010 1,1777 1472,13 750 1023 1,1938 1,1028 827,12
800 1073 1,2039 1,1089 887,09
491
Продолжение табл. П.1.1
f т СР 1Р i f Т СР 1
850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 1250 п 0 25 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 650 700 750 800 850 900 950 юоо 1050 1100 1150 1200 1250 П1 0 25 50 100 150 200 250 300 1123 1173 1223 1273 1323 1373 1423 1473 1523 родукт = 0,2 Н = 273 298 323 373 423 473 523 573 623 673 723 773 823 873 923 973 1023 1073 1123 1173 1223 1273 1323 1373 1423 1473 1523 родукт = 0,2 Н = 273 298 323 373 423 473 523 573 1,2135 1,2225 1,2309 1,2388 1,2462 1,2533 1,2599 1,2663 1,2723 bt сгори!-. 8782 кД 28,889 л 1,0194 1,0216 1,0243 1,0308 1,0391 1,0487 1,0596 1,0715 1,0841 1,0970 1,1102 1,1232 1,1360 1,1484 1,1602 1,1714 1,1819 1,1918 1,2010 1,2097 1,2179 1,2255 1,2326 1,2394 1,2458 1,2520 1,2577 t сгоран 9764 кД 28,905 к 1,0161 1,0181 1,0205 1,0267 1,0346 1,0439 1,0546 1,0662 1,1147 1,1204 1,1260 1,1314 1,1368 1,1419 1,1469 1,1518 1,1564 ия; ос = ж!(кг- 8 г!кмоль- 1,0194 1,0204 1,0216 1,0245 1,0279 1,0319 1,0364 1,0412 1,0464 1,0520 1,0576 1,0636 1,0696 1,0757 1,0817 1,0877 1,0937 1,0995 1,1052 1,1108 1,1162 1,1214 1,1266 1,1315 1,1364 1,1411 1,1456 ия' а — ж!(кг-Д г!кмоль 1,0161 1,0170 1,0181 1,0208 1,0240 1,0278 1,0321 1,0367 947,49 1008,40 1069,74 1131,44 1193,61 1256,05 1318,92 1382,10 1445,55 4; ); 0 25,51 51,08 102,45 154,19 206,39 259,09 312,36 366,25 420,79 475,95 531,79 588,29 645,42 703,10 761,40 820,27 879,62 939,40 999,70 1060,39 1121,42 1182,93 1244,67 1306,85 1369,31 1432,05 5; ); 0 25,43 50,91 102,08 153,60 205,56 258,02 311,02 350 400 450 500 550 600 650 700 750 800 850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 1250 Пц 0 25 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 650 700 750 800 850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 1250 623 673 723 773 823 873 923 973 1023 1073 1123 1173 1223 1273 1323 1373 1423 1473 1523 одуктт 1=0,2 Н = 273 298 323 373 423 473 523 573 623 673 723 773 823 873 923 973 1023 1073 И23 1173 1223 1273 1323 1373 1423 1473 1523 1,0785 1,0912 1,1042 1,1170 1,1296 1,1418 1,1534 1,1544 1,1748 1,1845 1,1935 1,2020 1,2100 1,2174 1,2244 1,2310 1,2373 1,2433 1,2489 t сгоран 8743 кД 28,926 1,0118 1,0134 1,0155 1,0211 1,0285 1,0375 1,0477 1,0590 1,0711 1,0835 1,0961 1,1087 1,1210 1,1330 1,1443 1,1551 1,1652 1,1746 1,1834 1,1917 1,1994 1,2066 1,2133 1,2198 1,2258 1,2316 1,2370 1,0418 1,0473 1,0528 1,0586 1,0645 1,0705 1,0764 1,0823 1,0881 1,0з39 1,0994 1,1049 1,1102 1,1154 1,1204 1,1253 1,1300 1,1346 1,1391 ия; а == tad (кг-1 г!кмолъ 1,0118 1,0126 1,0134 1,0158 1,0187 1,0223 1,0263 1,0308 1,0357 1,0409 1,0463 1,0519 1,0577 1,0635 1,0692 1,0750 1,0807 1,0863 1,0917 1,0970 1,1022 1,1072 1,1122 1,1168 1,1215 1,1260 1,1303 364,64 418,91 473,76 529,31 585,49 642,29 699,64 757,60 816,10 875,10 934,49 994,43 1054,73 1115,36 1176,46 1237,79 1299,55 1361,57 1423,87 7,5; 0; 0 25,31 50,67 101,58 152,81 204,46 256,59 309,24 362,49 416,37 470,83 525,97 581,72 638,09 694,99 752,50 810,52 869,03 927,93 987,34 1047,12 1107,21 1167,81 1228,63 1289,73 1351,20 1412,89
492
Продолжение табл. П. 1.1
Uf А одукты сгорания; а = — 0,28732 кДж! (кг-К у, = 28,937 кг!кмоль 10; ); 550 600 650 823 873 923 1,1167 1,1285 1,1397 1,0542 1,0600 1,0656 579,83 635,98 692,64
0 273 1,0095 1,0095 0 700 973 1,1504 1,0713 749,92
25 298 1,0110 1,0102 25,25 750 1023 1,1603 1,0769 607,71
ВО 323 1,0130 1,0110 50,55 800 1073 1,1696 1,0825 865,97
100 373 1,0183 1,0133 101,33 850 1123 1,1783 1,0878 924,62
150 423 1,0255 1,0161 152,41 900 1173 1,8650 1,0931 983,78
1 10 473 1,0342 1,0195 203,90 950 1223 1,1940 1,0982 1043,29
'.’50 523 1,0443 1,0235 255,86 1000 1273 1,2011 1,1031 1103,11
.100 573 1,0554 1,0278 308,34 1050 1323 1,2077 1,1080 1163,40
.150 623 1,0673 1,0326 361,40 1100 1373 1,2141 1,1126 1223,88
400 673 1,0796 1,0377 415,10 1 1150 1423 1,2200 1,1172 1284,79
450 723 1,0921 1,0430 469,36 1200 1473 1,2257 1,1216 1345,93
W0 773 1.1045 1,0486 524,29 1250 1523 1,2311 1,1259 1407,36
Таблица П.1.2
Коэффициенты уравнения Ср — с0 + (.CjT1) 114]
Коэффи- циент Воздух N, N' (азот воздуха) О,
С„1 0 0 0 0
со 29,438265 23,298404 28,151964 83,051759
С1 —1,610822 12,689906 13,197123 —41,834166
С2 —11,991744 —71,418092 —74,482113 138,02410
68,828384 185,36290 189,98363 -205,02229
с4 —98,239929 —220,42323 —226,61680 145,36800
С5 64,883505 137,35517 142,04175 -52,29072
—20,909380 —43,809407 —45,640429 7,5770768
2,6652402 5,6619528 5,948537 0
Коэффи- циент СОа н,о СО
0 0,7314760 0 — 1,7412059
с0 17,640049 27,885805 29,161791 40,919590
93,726944 8,4430197 4,1350040 —23,707024
—130,37466 11,985297 —43,774782 19,219936
са 153,97055 —16,092233 146,23050 1,4567966
с4 —139,99603 13,636273 —195,32958 —8,5005548
св 83,151862 —6,472900 130,90545 4,1386238
се —27,578508 I,189256 —44,090211 -0,66190591
3,8298136 0 5,9600455 0
493
Приложение 2
Порядок теплового расчета схемы ГТУ
Задачи и основные положения расчета. Расчет тепловой схемы
ГТУ — важный этап проектирования ГТУ любого назначения.
Этот расчет уже иа начальной стадии проектирования позволяет
установить показатели как отдельных элементов установки, так
и ГТУ в целом. Путем теплового расчета определяют полезную
мощность ГТУ и КПД ее выработка, на основании чего оцени-
вают технико-экономические показатели, а следовательно, и
целесообразность создания ГТУ. По найденным при тепловом рас-
чете параметрам рабочего тела в различных сечениях газовоздуш-
ного тракта и его массовому расходу проводят проектирование
отдельных элементов ГТУ.
Расход рабочего тела в различных сечениях тракта следует
находить с учетом возможных утечек воздуха или газа, отборов
воздуха на охлаждение элементов турбины, а также добавок топ-
лива. Поскольку обычно расчет ведут на 1 кг воздуха, проходя-
щего через компрессор, то вводят относительные расходы, кото-
рые обозначают. — GyT/GK, ёотл = GOXJI/GK, ётоп ~ GTon/GH.
Так как в современных ГТУ утечки воздуха невелики и часто
не превышают 0,5 %, при расчете показателей ГТУ ими можно
пренебречь.
Относительный расход топлива £топ определяют по уравне-
нию теплового баланса камеры сгорания, и при простой тепловой
схеме ГТУ gTon = l/(aL0). При сложных схемах следует исполь-
зовать формулы (1.25)—(1.27).
Отборы воздуха на охлаждение меняются в широких пределах
и зависят прежде всего от начальной температуры газа. Для опре-
деления §ОТЛ необходимо воспользоваться формулами (1.80) —
(1.83) или графиком на рис. 1.37.
Гидравлическое сопротивление газовоздушиого тракта приво-
дит к потерям давления на различных участках, которые опреде-
ляются коэффициентом потерь давления £ = &р!р. В табл. П.2.1
приведены значения коэффициентов потерь давления для различ-
ных участков газовоздушного тракта. По коэффициентам £ на-
ходят коэффициент общих потерь v = (1 — £во) (1 — +
Н~" £вых) •
Потери в турбомашинах, определяемые соответствующими
КПД т)т и т)к, изменяются в широких пределах: ч]т от 0,86 —0,87
до 0,9—0,91 и т]к от 0,85— 0,86 до 0,89—0,9. КПД компрессора
удобно рассчитывать через политропный КПД компрессора,
который не зависит от зтн и для современных осевых компрессо-
ров достигает 0,9—0,91- Для определения т]к с помощью
можно воспользоваться формулой (1.8) или графиком на рис. 1.12.
КПД газовой турбины также удобно находить через политропный
КПД Т]т. п, который для 'современных осевых турбин составляет
494
7'аблица П.2.1
Коэффициенты потерь (в %) в газовоздушном тракте 1ТУ
Участок газовоздушного тракта ГТУ
стационарная приводная
На у. асыванин компрессора £вс То же при наличии шумоглушения £в0 Между компрессорами при наличия воздухо- ».>А»ПСЛЯ Вк. н-К, В Mc.t. у компрессором я турбиной gK_T Между турбинами при наличия камеры сго- рания в-т. н На выпуске турбины £вЫх То же при наличия регенератора £вЫХ 1—1,5 1—2,5 1—2 1,5—2,5 1,5—2 0,5—1 2—3 1,5—2 1,5—3 1,5—2,5 2—4,4 1,5—2,5 1,5—2 2—3,5
0,86—0,87. Для определения 7)т затем следует воспользоваться
формулой (1.16) или графиком на рис. 1.14.
Найденный КПД турбины отвечает полному использованию
выходной кинетической энергии потока. При наличии за турби-
ной диффузора, в котором выходная кинетическая энергия исполь-
зуется лишь частично, КПД турбины рассчитывают с учетом пока-
зателей диффузора с помощью формул (1.17) и (1.18).
В современных ГТУ лопаточный аппарат турбины обычно
имеет интенсивное внутреннее охлаждение, которое оказывает
влияние иа КПД турбины. Приближенное уравнение (1.84) позво-
ляет учесть это влияние.
Механические потери в подшипниках, муфтах и передающих
механизмах учитываются механическим КПД т)мех. Механические
потери обычно невелики и не превышают 0,5—0,6 % мощности
рассматриваемого агрегата.
Порядок расчета при использовании осредненных значений ср.
Тепловой расчет ГТУ предполагает последовательные приближе-
ния, поэтому целесообразно выполнять его в три этапа. Первый
приближенный этап позволяет оценить значения основных пока-
зателей установки и провести их сравнительный анализ для вы-
бора параметров рабочего тела (Ts и ps или лк).
На втором, уточненном, этапе находят показатели установки
для выбранных параметров рабочего тела с учетом зависимости
теплоемкости рабочего тела от его температуры. При этом состав
рабочего тела определяют по стандартному углеводородному топ-
ливу, содержащему по массе 85 % углерода и 15 % водорода.
Теплофизические характеристики продуктов сгорания этого топ-
лива приведены в табл. П.1.1.
Третий этап расчета тепловой схемы ГТУ является окончатель-
ным, и в процессе его с требуемой точностью следует рассчитать
основные показатели установки. Перед этим этапом расчета иеоб-
495
Рис. П.2.1. Безразмерная работа сжатая (а) н расширения (б)
ходимо уточнить КПД турбомашин и гидравлические потери
в газовоздушиом тракте ГТУ. Данный расчет выполняют приме-
нительно к конкретному топливу, поэтому исключена, как пра-
вило, возможность использования готовых таблиц и диаграмм
теплофизических свойств продуктов сгорания. Этот этап расчета
должны предварять конструкторские проработки ГТУ и расчеты
турбомашии, если отсутствуют прототипы.
На первом этапе расчета должны быть макси-
мально использованы таблицы и диаграммы. Расчет ведется при
постоянных удельных теплоемкостях воздуха и газа. На рис. П.2.1
приведены значения — 1 и 1 — которые названы без-
размерной работой сжатия и расширения и обозначены через
/Д и Нт соответственно. Представленные значения получены при
kB = 1,4 и kP = 1,33. В ходе расчета параметры Т3 и лк варьи-
руются.
Расчет компрессора производят по уравнениям для идеаль-
ного газа. Работу компрессора на 1 кг воздуха находят как
Н* ~ (лк Н — О/'Пк =
Здесь безразмерную работу сжатия Нк определяют по гра-
фику на рис. П.2.1, а. Температура воздуха за компрессором
= Л [1 + (я?- 1)/ты] = Т, (1 + ЯЛ).
Температуру воздуха перед компрессором 1\ обычно прини-
мают равной температуре наружного воздуха Тв. Давление воз-
496
духа перед компрессором р± = (1 — Ввс) и за компрессором
Ра = Р1лк-
Расчет камеры сгорания производится на 1 кг сжигаемого
топлива. Тогда коэффициент избытка воздуха и массу свободного
воздуха находят по формулам
а — [Qp^k. с 4~ Ьо^Зв — (1 ~Ь То) 1з ч. п]/[То (1'з — 1'г)в»
£с. в = [QpGk. с ~Т (1 ~Т То) й ч. п — То1зв1/(13 — Й;)в>
где i3B и 12в — энтальпии воздуха при температуре Т3 и 4ч. п—
энтальпия продуктов сгорания при а = 1 и Т3.
Значения энтальпий находят по табл. П.1.1. Относительный
расход топлива gTOn — 1/(ссТ0).
Расчет турбины зависит от схемы установки и для одиоваль-
иой ГТУ рассмотрен ниже. Степень понижения давления в тур-
бине находят как лт = nKv, где v = (1—Ввс) (1—Вк-тУ(1+Ввых)-
Удельная работа турбины при воздушном охлаждении ее лопа-
точного аппарата:
= (1 Т‘ £ГтОП §ОХл) ОДоХЛ (1 Ч~ £Гтоп Йохл) Т*
4~ СрвбоХлТ8 охлТ^охл'Похл-
Показатели системы охлаждения gOTn, qoxn и и определяют
по формулам, приведенным в параграфе 1.10.
Температура газа за турбиной с учетом расширения охлаждаю-
щего воздуха:
'Г' _ 1 4~ &ТОП~ ёЬхЛ СРТ р I ёохп_________срв у
4СМ 1 4- £топ Ср СМ 4 14“ ётоп СР СМ 4 0ЖЛ*
где 7\ == Ts (1 — ^тЛт) и Т^охп = 7зОхл (1 “ ^охл'Похл) ~~ тем-
пературы конца процесса расширения рабочего тела турбины и
охлаждающего воздуха; с, см = 1 +^то°~ fogi с 4, с
1 Г STOU 1 Г 6ТОП
и срв — средние удельные теплоемкости рабочего тела и ох-
лаждающего воздуха.
Давление газа за турбиной и перед ней определяют как р4 =
= Pr (1 Ввых) и Рз = ^Тр4-
В двухвальиой установке обычно ТВД приводит во вращение
компрессор, поэтому NK = Это условие позволяет опре-
делить степень понижения давления турбины компрессора, ко-
торую удобно найти через безразмерную работу /7Т.К:
^т.к~ (ррк^1#к)/[(1 4~ gron — Soxn) нПкПмех]-
Тогда лТеН находят по Ят.к с помощью рис. П.2.1, б. Общую
степень понижения давления лт. общ = лт. кл;т. с определяют
через коэффициент потерь давления, т. е. лт- обю = лкт, где
v = (1 £вс) (1 Вк-т) (1 Вт. к-т. с)/(14~Ввых)- Отсюда с
= ят. обп/^т. к- Удельную работу турбины и температуру газа
497
в конце процесса расширения рассчитывают аналогично рас-
смотренному выше. Распределение давления по турбинам: =
~ Ре (1 НН £вых)» Рзн = Р^Т. с» Pin = Рзн О Вт. к-т. с) Рз ~
= Рлв^т.к-
При расчете показателей ГТУ полезная мощность предпола-
гается заданной. Тогда расход воздуха через компрессор соста-
вит:
для одновальиой установки
= ^к/[(1 Ч- §ТОП £ГоХл) СрТ^'з^т'Чт СрнТ пДк/'Пк
^?охл (1 “П ётоп ёохл) НИ ёохзррвТз охл-^охлПохл],
ДЛЯ ГТУ СО свободной СИЛОВОЙ турбиной
GK = Л^в/[(1 Т- £топ) СрТ_ с'^'зп.^т. с "Пт. с"Пмех1*
Затраты теплоты топлива, введенного в камеру сгорания:
Qtod = [(1 Ч~ §ЧоП ёохл) ЙЗ с-
Найденные показатели ГТУ позволяют произвести выбор
целесообразных значений зхн и Ts. На основании полученных ре-
зультатов строят графики изменения GK (или Нв) и к]в, по кото-
рым и принимают для дальнейшего проектирования величины лк
и Т3.
Второй этап расчета также производят по уравне-
ниям идеального газа для стандартного углеводородного топлива.
Повышенную точность расчета здесь достигают за счет уточнения
значений ср процессов сжатия и расширения.
Расчет компрессора следует начинать с определения срк, ко-
торую можно найти как срк = (12 — ч)/(Т2 — 7j). При этом Т2
принимают по результату ее расчета на первом этапе, a t2 и й —•
по табл. П.1.1. Затем уточняют значение и mK = (kB — 1)/£в.
Для процесса сжатия k = срк/(срв — р). По значению тк уточ-
няют температуру воздуха в конце процесса сжатия Т2, восполь-
зовавшись формулой (1.9).
Работа процесса сжатия Нв = i2 — Величину /2 находят
по уточненному значению Т2 по табл. П.1.1.
Расчет камеры сгорания производят для выбранных на первом
этапе расчета величин тсн и Т3.
Расчет турбины также предполагает уточнение удельной теп-
лоемкости срт. Для этого по температуре Т4, найденной ранее,
определяют с помощью табл. П.1.1 значение t4 и затем рассчиты-
вают величину ерт = (i3 — i^/(T3 — Т^. Затем находят k.r и тт,
а по ним Т4 = Т8 [1 — (1 — л~мт) т)т].
Удельная работа турбины:
ЯТ ~ (1 + §ТОП ёохл) (13 *4) Woxn (1 £топ бохл) +
ёохл^рв^з охл^охл"Похл-
4 98
Распределение давления по турбинам ГТУ устанавливают
по уравнениям первого этапа.
При наличии свободной силовой турбины в составе ГТУ рас-
чет следует начать с уточнения ср т, к, /гт. к и к компрессор-
ной турбины по найденной на первом этапе температуре газа Г4в.
Затем нз условия NK = Мт.кПмех рассчитывают лт.н:
к = {1 — (ia — й)/[(1 4” £топ — £Гохл) Срт. нЯмех]} т* к’
после чего уточняют значение Т4в = Т3[1 — (1 — я71ст'к) ^т. к]-
Расчет силовой турбины аналогичен расчету турбины одно-
вальиой ГТУ.
Расчет показателей ГТУ основан на результатах предыдущих
расчетов. Полезная удельная работа одновальной ГТУ и ГТУ
со свободной силовой турбиной:
7УВ =: 77и и //в =
Расход воздуха, подаваемый компрессором:
GH = Мк/[(#т — //в) IlMex] И GB = А\</(#т. с'Пмех)-
Второй этап расчета ГТУ характеризуется высокой точностью
определения показателей установки, поэтому на основании его
результатов проводят проектирование или детальное моделиро-
вание турбомашии. Проработка турбомашин позволяет уточнить
значения их КПД, которые используют на третьем этапе расчета.
Кроме того, уточняют вид топлива, на котором должна работать
конкретная установка. Если нет необходимости в уточнении КПД
турбомашин и вида топлива, то данные второго этапа расчета
считаются окончательными.
На третьем этапе расчета показатели компрессора
определяют так же, как на втором этапе, с использованием уточ-
ненного значения т]н.
Расчет камеры сгорания включает определение состава и ха-
рактеристик продуктов сгорания топлива по методике, изложен-
ной в параграфе 1.6.
При расчете обычно принимают, что составляющие рабочее
тело ГТУ газы являются идеальными, подчиняющимися уравне-
нию Клапейрона—Менделеева. В этом случае истинную удель-
ную теплоемкость следует задать в виде температурного ряда
с = с0 -Е S (c}Tl)t тогда средняя удельная теплоемкость газов
/
Cpm = Co + | J TldT^(T-T,),
где То — температура начала отсчета;’ с — постоянные коэффи-
циенты, значения которых приведены в табл. П.1.2 [14].
499
§
Исходные Ванные
для расчета
(Задание Варьируемых I
параметров |
Камера сгорания
Турбина Нг,Тч
Удельная работа
Расчет сртп, Rr и k проводят для раз-
личных температур и по результатам
его строят графики, которые исполь-
зуют при расчете показателей ГТУ.
Расчет турбины производят по ха-
рактеристикам рабочего тела. В связи
с этим прежде всего находят среднюю
удельную теплоемкость процесса рас-
ширения по формуле
Срщ = (СрТ 3 СрТ^{Т 3 — Т4),
Анализ результатов и
Выбор расчетных значе -
ний (например, зрк)
значения С С
/Печать результатов!
расчета /
Рис.
чета
П.2.2. Блок-схема рас-
тепловой схемы ГТУ
где с'р и с'р — средние удельные тепло-
емкости рабочего тела для температур
Т’з и Т,_.
Порядок дальнейшего расчета тур-
бины очевиден. Блок-схема расчета по-
казателей ГТУ показана на рис. П.2.2.
Порядок расчета при использовании
таблиц л — i —s-функций. Зависи-
мость удельной теплоемкости от темпе-
ратуры можно учесть в расчетах тур-
бомашни без последовательных прибли-
жений, используя таблицы л—i—s-
функций, детальное описание которых,
использования в расчетах показателей
а также метода их х . _______
ГТУ представлено в работах [59, 71]. Поскольку на основа-
нии этих таблиц можно рассчитывать процессы сжатия и рас-
ширения, ниже приведены особенности расчета турбин и ком-
прессоров.
Расчет компрессора выполняют для заданного значения лк =
= pjpi- Для температуры воздуха на входе в компрессор Т\
по таблицам л—i—s-функций (см., например, работу [71 ]) сни-
маются значения 4 и л (Tj). Затем находят л (Т2) — л (7\) (p2/pi)»
по которой определяют 12ад. Работа идеального компрессора
Як. ад = г2ад — ii- Далее находят действительную работу ком-
прессора Нк и энтальпию в конце процесса сжатия: Нк =
= («2ап — ьМк и i2 = ц + (12ад — Зная энтальпию f2,
по таблице л—i—s-функций определяют Г2.
При расчете турбины предполагаются заданными 713, лт
qT и сс. При температуре Ts для заданного а из таблиц л—i—s-
функций снимаются значения л (73) и Zs. Затем находят л =
= л (73) (р4/р3), по которой опять из таблиц снимается значение
14ад. Располагаемая работа турбины при расширении рабочего
тела от р3 до р4: /7Т. вд = is — г4ад. Далее определяют действи-
тельную работу турбины Нт и /4: Н.с = (i3 — 14ад) и 14 =
= £3 — («а — ад) Пт- По энтальпии /4 из таблицы снимается
значение 7\.
500
Влияние охлаждения турбины учитывают аналогично рас-
смотренному выше. Определение остальных элементов ГТУ и ее
показателей производят в соответствии с приведенными этапами
расчета.
П р и ложение 3
Порядок одномерного газодинамического расчета ступени
газовой турбины (по среднему диаметру)
Способ 1. Расчет ведется с «конца» ступени.
1. Абсолютная температура и давление в заторможенном по-
токе за ступенью:
n = n~-hJ[Rkt{k- 1)];
р2* = Ро {1 “ hu/[RT^kl(k -
где k определяют по приближенной формуле, справедливой для
продуктов сгорания стандартного углеводородного топлива
(СУТ) [71],
k = 0,034 (77/1000)2 — 0,144 (75/1000) + 1,429
или по графику на рис. П.3.1.
Газовую постоянную R принимают равной 290 Дж/(кг’К).
КПД ступени т£т предварительно задают в пределах 0,87—0,97
(меньшие значения для первых и последних ступеней турбины).
2. Сметаемая площадь иа выходе из ступени (рабочего колеса)
= «Dcp. р/р, где £)ор. р и /р определяют по чертежу проточ-
ной части, построенной в меридиональном ее сечении (см. выше),
причем £>ср.р = (£>„.р +£>„. р)/2, а /„ = (£>„. р — DK.p)/2
3. Газодинамическая функция q (aCi) [см. формулу (11.37)1:
q (Ч) == Gr VriKrnFzp?. sin а2),
где GP = Gja^ дут = 1 AGP. 3/GP — AGn<w/Gr — AGO. B. C/Gr;
AGP. B — протечки через радиальный зазор; AGn0H — подсос
газа илн охлаждающего воздуха через корневой зазор (в проме-
Рис. П. 3.1. Показатель
изоэнтропийного процес-
са k и удельная теплоем-
кость ср для воздуха и
продуктов сгорания стан-
дартного углеводородного
топлива (СУТ)
0.32
6 30
о,
0.26
«уточной ступени через диафрагменные уплотнения); AGO.B.O —
расход охлаждающего воздуха через сопла первой ступени (при
открытой системе охлаждения — см. в параграфе II.6).
В рассматриваемом приближенном расчете по среднему диа-
метру AGp.8/Gr задают в пределах 0,015—0,03, AGnofl/Gr — в пре-
делах 0,05—'0,15, a AGO, Е. C/Gr определяют по заданному значе-
нию AGO. в. с при расчете параметров цикла (см. гл. I).
По значению q (К,), задав ос2 = 704-100°, из таблиц работы [2]
находят и определяют скорость с2:
c2 = 4Vr2W7’;/(fe+1)
и составляющие скоростей с и w в рабочем колесе:
Сая == ^2 31П СС2, ^2и == ^2 COS Ct2; «ср. р :== srJ5(.pn/60;
^2п = «ср. р —' = * С2а -|“ К)2Я .
4. Ометаемая площадь на выходе из соплового аппарата =
= ^ср-с^с» где ^сР.с задан конструктивной схемой (чертежом)
проточной части в меридиональном сечеиии, а 1С определяют по
этому же чертежу.
5. Окружная составляющая скорости сг — = (h'u —
— «ср. с2Си)/«ср. в» где h'u = huTip. 3 [величину г)р. 9 оценивают
приближенно в зависимости от Op/Zp по формулам (П.98), (11.99)1.
6. Угол и абсолютную скорость газа сх (или смеси газа и
охлаждающего воздуха) находят* решив систему уравнений
sin ccj = G; VtIvZ-'llmFtfty (XCt)], XC1 = lelM/cos oct, (П.З. 1)
где v* = piJpS — коэффициент потери полного давления в сопло-
вом аппарате* значение
Рис. П.3.2. Потери полного
давления в сопловом аппа-
рате
которого определяют по графику на
рнс. П.3.2 (по задаваемому значению
коэффициента скорости <р) либо задают
в пределах 0,99—0,97 с последующей
проверкой (см. ниже); G'r = Gr/ap, 0;
«р. а = 1 + AGyT/GT; AGyT — утечки
через радиальный зазор, зазоры между
сегментами сопл или в диафрагменном
уплотнении.
В рассматриваемых приближенных
расчетах утечки а„с можно принять
равными 0,995—0,98. Тогда —
= Cj sin о^. При расчетах и а ЭВМ ско-
рость с} (ХС1) целесообразно находить
методом «дробных шагов» из условия,
чтобы разность углов выхода потока
и определяемых из системы
уравнений (П.3.1), не превышала
0,003°.
502
При XCi > I необходимо учитывать отклонение потока в косом срезе сопло-
вых решеток [см. уравнения (II. 33), (П.34)].
7. Относительная скорость газа (или смеси газа и охлаждаю-
щего воздуха):
2^1 = Н 2zzCp. cCiu -J- Ucp. с •
8 Статическое давление и абсолютная температура потока на
выходе из соплового аппарата:
P1q ~ Plc^ (^сх) ~ (?-С1) ‘VcJ Тх = TqT (А^,),
где газодинамическую функцию т (лС1) [см. формулу (П-9) ] на-
ходят по таблицам работы [2].
9. Температура заторможенного потока на входе в рабочее
колесо:
Ti’„ = 7i + »»?/[2W(ft- 1)1-
Углы входа и выхода потока из рабочего колеса в относитель-
ном движении:
tg Pl = cla/(clu — щ); tg р2 = С2а/(С2„ + иъ).
Располагаемый (изоэнтропийный) перепад теплоты в рабочем
колесе:
Лиз. р = (“>2иэ — ^1)/2 = (ы*2/Ф)2/2 — ш?/2,
где ф — коэффициент скорости, задаваемый в пределах 0,97—0,95.
Давление, абсолютная температура и плотиость газа на вы-
ходе из рабочего колеса:
Р2 = Pi {1 — Лиз.р/[й/?71/(Л — 1)]}; Т2 = Тх —
— (wl — wl)l[2Rk/(k—1)]; р2 = pdiRT-z).
10. Осевую составляющую скорости газа (смеси газа и охла-
ждающего воздуха) и а выходе из рабочего колеса, рассчитанную
по формуле с2я — Gr/(F2p2), сопоставляют с ее значением, полу-
ченным в п.З. При превышении заданной величины (обычно рас-
хождение 0,5—1 %) расчет следует повторить начиная с п. 2,
соответственно откорректировав выбранные по чертежу проточ-
ной части значения Dcp и Zp.
11. Степень реактивности 0ср = Лиа.р/Лиз> где h^, или за-
дают при распределении по ступеням общего располагаемого на
турбину теплового перепада, или определяют (уточняют) по
формуле
11 -
По значению 6ср при выбранном законе закрутки (см. параграф II.4) про-
веряют степень реактивности в корневом сечении ступени с тем, чтобы выполнить
исходные требования (ограничения); 6К 04-0,05.
503
12. КПД ступени т]*т определяют по формуле т]*т = hjh^
и сопоставляют с задаваемым в начале расчета (см. п. 1). При
превышении заданной разности (на 0,2—0,3 %) расчет сле-
дует повторить, задавая новое значение Т]ст.
Способ 2. Расчет ведется с «начала» ступени. Задавая
степень реактивности 0ср, коэффициенты скорости (риф, расход
охлаждающего воздуха через сопловые go.B.c и рабочие g0. в. р
лопатки, выпускаемого в поток газа со скоростью со. в.с и со*в.р
соответственно, определяют нижеследующие параметры.
1. Параметры потока на выходе из соплового аппарата:
Cff = Gia ®ср » Gig = 2/1из,
Cj = (pCjf (1 -р go. в. сСо. в)/(1 + go. в. с); Т'Гсм = (GpCprTY -р
4“ Go. в. сСрв^о.'в. вх)/(О-Срг 4- Со. Б. сСр 0# в);
Kxt = Си/flo; = С1/сГ; а* = V2kRTical/(k + 1);
Pl =Ро (1 — 4+ТХ»и) ' ’ 7’i™==7’i™ (i — 4q4Z“'):
pt = pi/(RTi); ai = arcsin GZ/faciFu);
Gr = Gr (1 4- go. в); ctc = Ci sin ar, Ci« = Ci cos a,.
2. Параметры потока на входе в рабочее колесо в относитель-
ном движении:
Pi = arctg c^/lciv — ut); и»1 = Сю/sln Рь
T^t = 7JCM + ьУ1/(2СрГ); = V2kRT*wJ(k + 1);
= ку1№; a-p, = Pi/(1 —• .
3. Параметры потока на выходе из рабочего колеса в относи-
тельном движении:
= VV»» + “»?-“? + = ’F-a -1 +1+fo.TpBJ~:
go. в. р = Go. в. P/Gr; = Twt — (^i — и2)/(2срг);
т _ Grcprrwt 4" Go. в. р(срвго. в. вых 4- ^/2) .
7 ем------------G 'c +G С 1
1 ’-*0. в. р рв
= V2kRT^j{k + 1); а^я см = V2kRT^^I(k + 1);
ч /• •/! k — 1 <12
*^^2t — cmj P2 — p0 1 j i J
^и8 = Cbs/Gq j T2 CM ~ T'Wt ем 1 fe j 1 ’
P2 = Pz!{RT^\ p2 = arcsin Gr/(p2by2F2a).
504
4. Параметры потока на выходе из ступени в абсолютном дви-
жении (без учета потерь в радиальном зазоре):
сс2 = arcsg ю>2а/С2И; sin 02; сй« = cos ра — иа;
с2 « oWsIn а2; Г2из = (P2/po)a-I)/fe.
5. Мощность, развиваемая ступенью, JV„CT (#вн. ст):
ст ~ GgCzu^-Zt Л^вн. си = Nu ст (1 А "Пр. в АЯтр. д)»
где Д'Пр.в определяют по формуле (11.98) или (П.99); AfjTp.w =
= ДЛтр. jjhu ст; ЛЛтр.д находят по формуле (11.43).
6. Параметры потока на выходе из ступени с учетом потерь
в радиальном зазоре:
П = Th + Nu СФ Айр. 8/(%r); al = V%kRTll(k +
Kf — Cz/ah T^f^Tl (1—j Pa = Pz/tRTz)-
7. КПД ступени:
TicT = Ст/(бгЛИВ -|- Go. В. <?Ло. В.С 4" Go. в. pho. в, р);
Яиз = (Д^и ст Н- Grc2/2)/(GrhBB -j- Go. в. c^o. в. c l~ Go. B, phOr в, p);
Яс® = ст/ [Gr/iH0 ~h Go. в. cho, B. c + Go. B. p/i0. в. p — GrT 2 изС2/ (271 2cm)1-
Газодинамический расчет второй и последующих .ступеней
турбины проводят тем же способом, что и расчет первой ступени
(от «конца» или «начала»). Исходными для него являются давле-
ние ро и температура смеси Т^м в заторможенном потоке на вы-
ходе из предшествующей ступени, причем рощ— ц = р^п. у>
То а—п = Г2 vOT, где Тд. у — коэффициент потери полного дав-
ления переходного участка между предшествующей и данной сту-
пенями, значение которого можно получить, подсчитав потери
в заднем осевом зазоре по формуле (II.ПО), или задать в диапа-
зоне 0,995—0,99; vOI = 0,99 — 0,97— коэффициент, учитывающий
отвод теплоты в соответствующий охлаждаемый элемент проточ-
ной части (его определение см. в параграфе П.6).
П риложение 4
Пример термогазодииамнческого расчета
интенсивно охлаждаемой ступени газовой турбины [62 ]
Расчет ступени выполняют по пяти контрольным сечениям:
на входных и выходных кромках венцов данной ступени и вход-
ных кромках следующей ступени (см. рис. П.79) или на входе
в диффузор. Применительно к каждому из пяти расчетных сече-
505
Таблица П.4.1
Результаты расчета влияния подсоса у корня за соплом
и выпуска охлаждающего воздуха в проючную часть
на КПД турбинной ступени
Номер Й« gi б2 ^из7 ’'из 1
ь к
со К мм
% %
ш <3
Подсос у корня за соплом
0 0 181,26 34 530 80,95 88,82 —
2 1.8 2.06 181,15 34 032 79,57 87,67 —0,83 —0.63
а 2 1.8 1,37 ° 183,64 34 283 79,55 87,52 -1,26 — 1,07
2 1,5 1,04 181,20 34 212 79,92 87,81 -1.22 -1.1
Охлаждение
б 0 10 2,03 0 178,21 34 259 80,9 88,73 —0,03 —0,05
3 0 0 0 2,06 181,19 34 083 79.8 87,91 —0,69 -0,5
7 I 0 0 2,03 2,06 178,14 33 857 79,73 87,83 —0,74 —0,55
8 1,5 1,95 2,04 2,01 178 33 392 78,46 86,81 — 1,53 -1,13
иий решают уравнение расхода в абсолютном и относительном
движении соответственно:
Gi = mp-ipi ср<7 (11 ср) Fi sin cq ср/КЛ* cPi
(П.4.1)
G‘z — 1Щ1>2Ри)2с$ (1ад2 ср) ^2 Sill Pscp/J^Fw2cp» (II.4.2)
TI/2
т
При этом в каждом расчетном сечении принимается действи-
тельный расход через него: Go = G —g0; Gj = Go + gj; GJ =
= Gi 4~ gi — g%; Gz = GJ + gz\ Gz = Gs g2 — go — G - - go.
При воздушном охлаждении дисков эти формулы усложняются.
Для более точного учета протечек необходимо определять давле-
ние на торцевых стенках у входных н выходных кромок венцов
ступени, для чего можно интегрировать упрощенное уравнение
радиального равновесия dptdr = —cfyr.
Основные параметры ступени и охлаждающего воздуха, при-
нятые для расчета:
(°ор/0а = 13,77
1г - = 88 мм
Z2 = 94 мм
м/сиз = 0,496
а, = 19,52°
Pi = 41°
Рг = 149,5° (30,5°)
р5 = 1,403 МПа g2 = 1J6P/12 = 0,027
То = 1223 К k = 1,3221
Дяср = 0,685±Др МПа R = 292 кДж/кг
Др = 10-4р2ср я? = 1,342
ек = 7-11 % 7? = 723 к
еср = 184-21 % = 0,8325
Ь = 0,05 T*z = 677 К
506
6Р = 1,5 мм g2 = 0,1 Ei = I2 = 0
п — 5000 об/мин ьч = 14 i = 1, 2
Для оценки влияния подсоса у корня за соплом и выпуска
охлаждающего воздуха через щелевые отверстия в выходных
кромках лопаток в проточную часть на КПД ступени выполнены
восемь вариантов расчета при одинаковых коэффициентах по-
терь и противодавления. Трение на торцевых стенках и раскрутка
потока в межвенцовых зазорах не принимались во внимание, на-
сосный эффект и дисковое трение учитывались. Результаты рас-
чета сведены в табл. П.4.1. В последних двух столбцах этой таб-
лицы дано относительное падение КПД
S-, __ Ю2 ('Пиз 1 'Лиз f)
W g/Tfes 1
из расчета на 1 % подсасываемого gi илн охлаждающего g'{ (i =
— 1, 2) воздуха по сравнению с первым вариантом (см. первую
строку в табл. П.4.1) без подсоса и охлаждения.
Из табл. П.4.1 видно, что при 1 % подсоса воздуха из ком-
прессора с параметрами л® и Т* у корня за соплом первой сту-
пени (вариант 2) при учете иеизотермичности (oQ < 1) относи-
тельное снижение КПД составляет 0,83 %, а при пренебреже-
нии ею (oQ 1) КПД повышается на 1,92 % (последнее, однако,
нереально).
Подсос 1 % газа у кория за соплом второй ступени (вариант 3)
со входа в нее (изотермическое смешение) дает 6t]s = —1,26 %
без учета аэродинамических потерь смешения. С учетом этих по-
терь абсолютное значение Ст]8, конечно, возрастет.
При подаче 1 % воздуха с параметрами и Т\ на запирание
лабиринтовых уплотнений под сопловым венцом и охлаждение
диска второй ступени (вариант 4) 6т]4 = —1,22 %.
Охлаждение только сопла (вариант 5) при uQ < 1 дает бт]г> =
= —0,03 % и Ст]б =* —0,05 %, несмотря на то, что не учтено
увеличение потерь из-за утолщения выходных кромок (так как
принято Е* = const во всех вариантах). С учетом этого увеличе-
ния абсолютное значение дт]£, конечно, возрастет.
При охлаждении только лопаток рабочего колеса (вариант 6)
в случае aQ < 1 значение дт,с = —0,69 %, прн охлаждении сопла
и рабочего колеса (вариант 7) дт]7 — —0,74 %, а еще при подсосе
из компрессора (вариант 8) бт)8 = —1,53 %,
Таким образом, открытое воздушное охлаждение всегда при-
водит к падению КПД ступени, если правильно определять КПД
для открытой системы, т. е. учесть все входящие и выходящие из
контрольного объема ступени потоки энергии Е и момент
импульса Г [62].
Б07
Пр иложен не 5
Порядок газодинамического расчета проточной части
дозвукового осевого компрессора по данным продувок
плоских решеток
Исходные данные. Оценить основные характеристики про-
точной части осевого компрессора на основе результатов испыта-
ния плоских решеток по следующим параметрам: расход воздуха
GB = 60 кг/с; степень повышения давления лк = 5; атмосферные
условия: рв = 0,1013 МПа; Тв = 288 К; изоэнтропийный КПД
компрессора i]K3.K ~ 0,854-0,76.
Примерный порядок расчета компрессоров. Расчет ведется при-
менительно к схематическому продольному резерву на рис. Ш.1.
Вначале производят приближенные вариантные расчеты при
«н — 3004-350 м/с, czl = 140-4-170 м/с, d = 0,54-0,65. Эти прибли-
женные расчеты позволили вначале принять для заключитель-
ного расчета ия = 320 м/с, D„ — 0,856 м, d = 0,6, hx =
= 14,2 кДж/кг, pt = 0,0820 МПа, 1\ =271,9 К, р2 = 0,4575 МПа.
Частота вращения п = 60пн/(лПн) = 60-320/(л-0,856) = 7143
об/мин.
Предварительный изоэнтропийный напор в проточной части
компрессора между сечениями 1—1 и 2—2:
НЮ.ПР., = ТАГ№1[(^)№—-1] =
= 3,5.287,3-271,9 (5,579°-28б~ 1) = 173 612 Дж/кг.
Соответствующий теоретический напор, затрачиваемый на
сжатие 1 кг воздуха в проточной части:
7/н. пр. ч = сх//ив_ пр< . пр. ч = 1,023-173612/0,9 = 197 339 Дж/кг.
Выбираем средний напор в ступенях Лср = 21 900 Дж/кг.
Число ступеней компрессора z = Т/к. пр. «Лер = 197 339/21 900 =
= 9. Теоретический напор в первой ступени компрессора =
— 0,65Лср = 0,65-21,9 = 14,2 кДж/кг. В средних ступенях
^сР.ст = 1,16-21,9 = 25,4 кДж/кг. В ступенях: h2 — 17,1 кДж/кг;
h3 = 19,9 кДж/кг; = 22,6 кДж/кг. В последней, девятой, сту-
пени h2 = 1,0-21,9 = 21,9 кДж/кг. Дальнейший расчет приве-
ден в табл. П.5.1—П.5.4.
По параметрам потока, найденным в табл. П.5.4, определяют
геометрические величины профилей.
Для каждой ступени следует выполнить расчет характеристик
вдоль радиуса.
Как показывают результаты расчета, изоэнтропийный КПД
проточной части 'Пка,Щ). ч = 0,892. Проверим изоэнтропийный
КПД компрессора.
508
Определение общих данных
Параметр и формула для его определения Единица величины Ступень
1 2 3 4 5 6 7 в 9 Сечение 2—2 (см. риа. 111.1}
с21г принята (см. с. 234) hi выбирают (см. с. 235) дтf_t = 1 ( k_y fl) T\i = Тцг-м + AT'i-i т]и3£ принят (см. с. 236) ^ив i ” Ипэ1^1 „ ( +1^ м/с кДж/кг К К кДж/кг МПа кг/м3 м2 м м м 160 14,2 14,1 271,9 0,89 12,6 1,1707 0,082 1,05 0,368 0,6 0,514 0,685 0,171 156,5 17,1 17 286 0,9 15,4 1,2002 0,096 1,168 0,338 0,642 0,55 0,703 0,153 153 19,9 19,8 303 0,91 18,1 1,2237 0,1152 1,323 0,306 0,684 0,586 0,721 0,135 149,5 22,6 22,5 322,8 0,92 20,8 1,2427 0,141 1,52 0,272 0,726 0,621 0,738 0,117 146 25,4 25,2 345,3 0,92 23,4 1,2563 0,1752 1,766 0,24 0,7634 0,653 0,754 0,101 142,5 25,4 25,2 370,5 0,92 23,4 1,2375 0,2201 2,068 0,21 0,7968 0,682 0,769 0,087 139 25,4 25,2 395,7 0,92 23,4 1,2213 0,2724 2,396 0,186 0,8226 0,704 0,78 0,076 135,5 25,4 25,2 420,9 0,91 23,1 1,2043 0,3327 2,751 0,166 0,8434 0,722 0,789 0,067 132 21,9 21,8 446,1 0,9 19,7 1,1623 0,4007 3,126 0,15 0,8598 0,736 0,796 0,06 132 467,9 0,4657 3,464 0,135 0,8748 0,749 0,802 0,053
Hf - L + 1 l— ) Pit = П1-1Р1. (f-1) Pit = PlihRTii) Pj = GdlkgtPitCzi) dt = 1 — прн DH=const ^bt li = ^cpli = (^н hi ~ Фн ~ ^bt it)^
Примечание. Параметр fegj выбирают. Здесь kgl = 0,97.
509
Таблица П.5.2
Расчет параметров ступеней по среднему диаметру
Параметр и формула для его определения Единица величины Ступень
I 2 3 4 6 8 7 8 9
^ср И = ЦЛ/6О м/с 256,1 262,8 269,5 275,9 281,9 267,5 291,6 294,9 297,6
Фер i — Czii^ucp it — 0,625 0,596 0,568 0,542 0,518 0,496 0,477 0,459 0,444
X/ выбирают (см. с. 235) — 0,98 0,97 0,96 0,95 0,94 0,93 0,92 0,91 0,9
яр< = ЯЛ< кДж/кг 14,49 17,63 20,73 23,79 27,02 27,31 27,61 27,91 24,33
Яр| = Яр|/“ер И — 0,221 0,255 0,265 0,313 0,34 0,33 0,325 0,321 0,275
0Ki выбирают (см. с. 236) — 0,5 0,5 0,5 0,53 0,56 0,6 0,6 0,6 0,6
Cuii — UCp if (1 0Ki) м/с 99,76 97,86 96,29 86,56 76,12 67,5 69,3 70,64 78,16
— Лр?(2“ср 11)
cuai = °cp ai 0 ®к1)Н“ м/с 156,34 164,94 173,21 172,78 171,96 162,5 163,98 165,28 159,92
+ Лр1/(2иср1г)
wuii = cuii — ucp it м/с —156,34 —164,94 —173,21 —189,34 —205,78 -220 —222,3 —224,26 —219,44
₽il = arctg ',u/| ’-"и; 1 а 45,66 43,5 41,45 38,29 35,36 32,93 32,02 31,14 31,03
»1< -= V Qu + м/с 223,7 227,4 231,1 241,2 252,3 262,1 262,2 262 256,1
МГ1| = ki1(/(20,06T/7\D -0,676 0,67 0,662 0,669 0,677 0,679 0,657 0,636 0,604
czti = czii '— ACz/2 м/с 158,25 154,75 151,25 147,75 144,25 140,75 137,25 133,75 132
wuti = cuH ’ ucp tt м/с —99,76 —97,86 —96,29 —103,12 —109,94 —125 —127,62 —129,62 — 137,68
?,1 = arctg cMi/| w„„ | 0 57,77 57,69 57,52 65,09 52,69 48,39 47,08 45,90 43,79
®pi = ₽2f £1/ о 12,11 14,19 16,07 16,8 17,33 15,46 15,06 14,76 12,76
ep при 5 = 1 по рис. III.40, a а 19 19 18,9 18 17 15,2 14,6 14 13
Продолжение табл. П.5.2
Параметр н формула для его определения Единица величины Ступень
1 2 3 4 5 6 7 8 9
Вспомогательная величина _ Sp|/r.p при » = 1 0,64 0,75 0,85 0,93 1,02 1,02 1,03 1,05 0,98
(d//)pf по рис. Ш.40, б — 0,49 0,52 0,56 0,8 1,02 1,02 1,04 1,06 0.97
Принятое значение (fit fa — 0,8 0,8 0,8 0,9 1 1 1,05 1,1 1
Примечание. В расчетах принято Acz = 3,5 м/с.
Таблица П.5.3
Определение геометрических параметров профилей рабочих лопаток
Параметр я формула для его определения Единица величины Ступень
1 2 3 4 5 6 7 В 9
т = 0,23 (2а/б)’ - 0,002р2 + 0,18 — 0,251 0,251 0,251 0,256 0,261 0,27 0,272 0,274 0,279
i= 2,56//— 1,5 о 0,5 0,5 0,5 0,8 1 1 1,1 1,3 1
9 = (8Р - 0/(1 - mViTb) D 16,1 19 21,7 21,9 22,1 19,8 19 18,2 16,3
3л1 = 01 + i 6 46,2 44 42 39,1 36,4 33,9 33,1 32,4 32
₽Л2 = 9 + ₽Л1 ...° 62,3 63 63,7 61 58,5 53,7 52,1 50,6 48,3
х,= 0,59 [1+2 (1 -2а/б)1 О 9,7 И,4 13 13,1 13,3 11,9 11,4 10,9 9,8
X, = 9 — X, О 6,4 7,6 8,7 8,8 8,8 7.9 7,6 7,3 6,5
Примечание. Значение (a/b)i задают Здесь оно равно 0,45.
Таблица П.5.4
Расчет параметров потока по высоте лопатки пятой ступени
в соответствии с законом rcu = const
Параметр н формула для его определения Единица величины Сечение по высоте лопатки
0 I 2 3 4
гк М 0,2955 0,328 0,3605 0,393 0,4255
ик = кср^ в/гср м/с 231,87 256,47 281,9 309,58 332,73
С«1К = СП1 срг ср/Гк м/с 92,87 83,66 76Д2 69,82 64,49
м/с 173,03 168,27 164,65 161,84 159,61
«и = erctg с„/с„1н О 57,54 60,19 62,46 64,44 66,17
®U1K = fax — ик м/с —139 —172,81 —205,78 —239,76 —268,24
м/с 201,59 226,23 252,31 280,71 305,4
^W1K = wllc/(20,067\) — 0,549 0,6069 0,677 0,753 0,819
Рис = arctg с„/| ш „1к| 0 46,41 40,19 35,36 31,34 28,56
СиЯК = Си9 сргср/^К м/с 209,79 189,8 171,96 157,74 145,68
С2к = /«’fe + '&X м/с 254,6 238,39 224,45 213,75 205,81
= arctg с12/сьак о 34,51 37,52 39,99 42,44 44,95
“’usk = сит — ик м/с —22,08 —66,87 —109,94 —151,84 — 187,05
“2«= V<% + W’t2K м/с 145,93 158,91 181,37 209,44 236,21
Р 2К = arctg Сх2/| W ] о 81,3 65,19 52,69 43,77 37,64
ек — Рак — Р1к 34,89 25 17,33 12,43 9,08
Полные параметры в сечении 2—2 (см. рис. III. 1):
Т2 =7’2 + 4/(2ср) = 467,9 + 1832/(2 -1006) = 484,5 К;
р' = р2 {Т’1Т2)кк1‘~''1 = 0,4657 (484,5/467,9)3,в = 0,5261 МПа
При определении скорость на выходе из ступени 9 принята
равной 183 м/с.
Выполним приближенную оценку совместного влияния спрям-
ляющего аппарата, диффузора и выходного патрубка на параметры
потока.
Зададимся средней плотностью воздуха в выходной части
компрессора рср — 3,5 кг/м8, КПД диффузора т)д = 0,673 и ско-
ростью в сечении к—к сК = 50 м/с.
Давление на выходе из компрессора:
Р» = Р, + Рср С2-7Ск Лд = 0,4657 + 3,5 -в^.50* 0.673 =
= 0,5022 МПа.
Температура на выходе из компрессора:
7'„ = 7’, + = 467,9 + -18f ,--|°2 = 483,3 К.
512
Полные параметры за компрессором:
т* = - 4г=48313 - ™-=484-5 к;
Рк = Рк (Гк/Тк)^^-1» = 0,5022 (484,5/483,3)3’6 = 0,5066 МПа.
Общая степень повышения давления в компрессоре:
л* = рк!ря — 0,5066/0,1013 == 5.
Изоэнтропийный напор компрессора:
n:s о =
= 3,5-287,3.288 (5°-ж6 - 1) = 169,3 кДж/кг.
Изоэитропийное повышение температуры в компрессоре:
М" = я;а/R) = 169 285/1006 = 168,3 К.
Действительное повышение температуры в компрессоре:
Д7* = - 72 = 484,5 — 288 = 196,5 К.
Изоэнтропийный КПД компрессора:
TISs-k = ДГ*/Д7* = 168,4/196,5 = 0,856.
Зададимся механическим КПД т]мех = 0,98, предполагая,
что он учитывает дисковые потери и потери из-за утечек воздуха
через внешние уплотнения. Тогда КПД компрессора т]н =
= Пиз-кЛмех ~ 0,856-0,98 = 0,839.
Мощность, необходимая для привода компрессора:
Мв = О^адЮООть) = 60-169,3/0,839 = 12 106 кВт.
Приложение 6
Пример проектировочного теплового расчета камеры сгорания
ГТУ (ГТ-35 ХТГЗ)
Таблица П.6.1
Исходные данные для расчета камеры сгорания ГТ-35
Величина Численное виачеиие Примечание
Расход воздуха на камеры сгорания Ов, кг/с Температура воздуха Ts, К Температура продуктов сгорания ва каме- рой тг, к Давление воздуха рв, МПа Коэффициент полноты сгорания топлива т]к_ с 213 523 1043 0,657 0,99 Задается
Принимается в пределах 0,95—0,99
17 П/р Л. В. Арсеньева и др.
513
Продолжение табл. П.6.1
Величина Численное значение Примечание
Температура пара Тп, К Масса пара, подаваемого в зону горения Gn, кг/кг Температура топлива Т?, К Содержание в топливе, %: углерода С₽ водорода Н₽ серы S₽ азота № кислорода Ор воды WP Расход топлива в камере предварительного сжигания GTon.n, кг/с 473 0,1 353 35,46 13,08 0,95 0,25 0,26 0,2 0 Задается
Таблица П.6.2
Общий тепловой расчет камеры сгорания
Величина Формула Ре- яуль- тат
Содержание кислорода 23г2 — (2,67С₽ + 8Н₽ + SP — О₽) X 23,2
в окислителе О2В, % ч, Gtqe, и Х G,
Теплоемкость топлива ар тош кДж/(кг-К) 1,84 + 0.0039 (ТТОп — 273) 2,67С₽ -F 8Н₽ + SP — ОР 2,147
Теоретический расход 14,375
воздуха, необходимый для сжигания 1 кг топлива Lo, кг/кг С>2В
Теплота сгорания топ- [0,34С₽+ 1,03НР — 0,11 (О₽ — SP) — 42 600
лива низшая QP, кДж/кг Теоретическое массовое содержание, кг/кг: — 0,025WP] Ю3
трехатомных газов 0,0371 (С₽ + 0.375SP) Пк. 0 3,152
водяных паров Ьцхо (0.09НР+ 0.01WS) <к. с+ 0,016£„+ Gn 1,497
азота Lj4g O,768Lo+ 0,01NPr]K.c 11,043
кислорода ода£,(1-Чи.0) 0,033
паров топлива LTOn 1 Чв. с 0,01
Суммарное массовое со- держание газов LP при а = 1 £rOs + LhsO + Lns + + LTOn 15,735
Теплоемкость, кДж/(кг- К):
углекислого газа Принимается по данным приложе- 1,08
CpRO, ння 1
514
Продолжение табл. П.6.2
Величина Формула зуль- тат
водяных паров ср н2о азота ср к, кислорода ср о9 воздуха ср в. гпри Тг s Срв при Тв пара СуП Принимается по данным НИЯ 1 приложе- 2,064 1,093 1,013 1,069 1,013 1,043
Средняя массовая теп- лоемкость газов срР при <х= 1, кДж/(кг-К) Расход топлива на ГТУ ФгоП» Кг/с ср RO,LRO, + Ср heOlH£O + с; + ср Ot^Os + срг^топ N2LNi + 1,185 3,02
Lr Сл [ср в. г (7г ~ 278) — epB (7t - 273)]
СН ^к. с — t1 + Lo) срг (7г — +Ч‘р в.г(гг-273) 273) + +
Коэффициент избытка воздуха за камерой сгора- ния ССобщ ~^ср топ (7топ 273) ^псрп (7п 273) GB/(CTonio) 4,907
Расход топлива на одну камеру сгорания <?VOni> С<гоп/пк 3,02
Нормальная плотность чистых продуктов сгора- ния (а = I) Pgr, кг/м5 b®7LRO, + 0.804ЬНгО + 1.25LN, + + 1.43Lo, + 0,82LTOn 1.353
ч
Плотность продуктов сгорания за камерой рг, кг/м3 2784рв 0.1,293 + 2,289
(«общ^+1)ТгГ(%ощ , 1)£ + (L0 + 9 00г
Плотность воздуха на входе в камеру сгорания рв, кг/м® ЗбООри/Та 4,522
Суммарное количество газов I' при «1в, кг/кг Z-r'T’ 1>0I6Lq (с^общ — 1) 72,796
Массовая доля:
трехатомных газов rRO, ^ROj/^r 0,043
водяных паров гн о ^-Н.о/^-г 0,021
Таблица П.6.3
Расчет камеры сгорания ГТУ конструктивный (проектировочный)
Величина Формула или вначение Ре- ву л ь- тат
Относительная длина пла- менной трубы Zn. т Форсировка камеры сгора- ния Uf, Вт/(м2-Па) Средняя скорость воздуха по трактам юв, м/с Скорость воздуха в кольце- вом канале kjk, к, м/с Доля воздуха: на регистры т-р » охлаждение /похл Избыток первичного возду- ха а1в Число камер сгорания с Толщина стенки пламенной трубы Sn. Т. М Диаметр втулки регистра ^вт. р» М Угол наклона лопаток ре- гистра рр, 0 Число лопаток одного ре- гистра пл Толщина лопаток регистра 6„, м Число горелок на каме- ре Лрор Диаметр отверстий охла- ждения ЙохЛ. м Толщина стенки наружного корпуса 6Н, н, м Площадь пламенной трубы Рп. т» м2 . Расход воздуха, кг/с: первичного G1B иа регистры Gp Общая проходная площадь по трактам ГОбщ, м2 Расход воздуха, кг/с: на дожигание бдож » охлаждение бо1Л » смешение GCM Площадь, м2: тракта первичного воз- духа Fib регистров на выходе ^р. вых отверстий дожигания РОТВ. ДОЖ /-п. т//-*гор — принимается по табл. IV.3 9 76,8 52 13,4 1 0,27 1,6 1 0,025 0,095 45 18 0,0015 8 0,004 0,02 2,549 69,46 69,46 0,906 0 57,51 86,03 0,295 0,295 0
Принимается по табл. IV.3
5—20 0—1 0—0,5 Принимается по табл. IV.3
Задано
30—60 12—36 Задано 1—100 0,002—0,07 Задано eSGTOn4K.o-10-3/(l/,P^H) ^2 B-^qG топ wipGiB Св/(^ВрВИН. с) Gib — Gp Gb Gox« ’ — GjB С1в/(^вРвпв) ftipFхв Pin Рр. вых
516
Продолжение табл. П.6.3
Величина Формула или значение Ре- зуль- тат
тракта охлаждения Гохл тракта смешения гсм Расход воздуха в кольце- вом канале GK_ к, кг/с Площадь кольцевого кана- ла Рв.н, м" Диаметр, м: пламенной трубы Dn. г наружного корпуса ка- меры £>к. к внутренний регистра Пвн. р Длина пламенной трубы т» М Диаметр отверстий дожига- ния Doth, дож» м Расход продуктов щ ора- ния Gr, кг/с Диаметр отверстий смеси- теля DCM, м Число отверстий: дожигания «отв. дож охлаждения «отв. охл смесителя «отв. см ^охлД^вРв^к. с) Г общ ^ОХЛ Р1в G1B + 0,5СОХЛ — противоточный GCM + 0»50охл — прямоточный 6К. кК^в. кРвпв. с) "|/Fn. т/0,785 0,245 0,366 98,22 114,78 1.62 1,8 2,769 0,271 2,439 216,1 0,175 19 506 15
угк. „/0,785 + (О„. , + 20„. ,)Ч-И„. „ 1 / ^р. ВЫХ 2 V 0,785 CCS с + ““ит +
( ,:А у м ПЛ6Л ,+ + к 3,14 cos f3 ) вт 3.14 cos р т пл^л + 3,14 cos ₽ /ц. т^вн. р 0.2D„., )°Дё^+1) * п.т \Рв7 Х^дож 1 (^общ/'-о тН 1) Gjon коп, С 7-Д-+О 'т Гп. т \ Рв / х ^см / ^отэ. дож/(0,785£>®тв. дож) 'отв. охл/(®’^^отэ. охл) ^отв. см/р’^^отв. см.)
Приложение 7
Пример гидравлического расчета камеры сгорания ГТУ
Величина Формула или значение Результат
Длина пламенной трубы in. т» м Площадь, м2: подводяшего патрубка Гподв регистров на выходе Гр. вых Задано 2,87 1,24 0,322
Из конструктивного расчета камеры сгорания
517
Продолжение приложения 7
Величина Формула или вначение Результат
смесителя FCM кольцевого канала FK. к пламенной трубы Fn. j Суммарная площадь пламен- ной трубы £ Fgi, м2 Втулочное отношение реги- стров ивт Диаметр пламенной трубы ^п. т» М Угол наклона лопаток реги- стра ₽р, ° Коэффициент смесителя Дсм Теоретический расход воз- духа Lo, кг/кг Расход топлива GTon, кг/с Теплота сгорания топли- ва QP, кДж/кг Плотность, кг/м8: воздуха рв продуктов сгорания за камерой рР Общая проходная площадь Fобщ» МЙ Средняя скорость воздуха по трактам kjb, м/с Коэффициент сопротивления регистра на выходе |р. вых Расход воздуха (приближен- ный), кг/с: на регистры G'p » смеситель G^M Номер зоны щ Длина участка пламенной трубы Ln, т i, м Площадь прохода воздуха в зоне Fgi, м2 Плотность газов в зоне ро«, кг/м3 8 Расход воздуха через стенку в зоне Ggt, кг/с Коэффициент теплового со- противления gT Из конструктивного расче- та камеры сгорания 0,337 1,73 2,543 0,249 0,32 1,8 45 6,6 14,375 3,02 42 600 4,522 2,289 0,908 55,35 1,954 76,535 79,054 1; 2; 3; 4; 5 0,26; 0,4; 0,75; 0,85; 0,62 0,002; 0,05; 0,092; 0,105; 0,337 2,279; 1,775; 1,72; 1,855; 2,247 0,469; 11,73; 21,58; 24,63; 79 0,2339; 0,3678; 0,3872; 0,3417; 0,2406
6—6,6
Из табл. П.6.2
^р вых 4“ £ Fgi + Fсм ®в/(Рв^ общ^к) (9,4-р 8«вт)°-006рр р. вых/^обш cm/F общ 1—10 Принимается в пределах 0 F)q_ т
Принимается по результа- там позонного теплового рас- чета камеры сгорания
G*F gil? общ (^ПОДв/^П. т)2 (pBpgJ 1)
518
Продолжение приложения 7
Величина Формула или значение Результат
Расход воздуха в кольцевом канале зоны G'K к, кг/с Коэффициент сопротивления: при охлаждении щелевом перфорированном смесителя по стороне воздушной gCM. В газовой |СМ.Р кольцевого канала н Скорость воздуха в кольце- вом канале йУк. к, м/с Потеря напора в кольцевом канале Дрк, к, Па Скорость воздуха на выходе из регистра вых, м/с Длина зоны от регистра В Lni> м Скорость газов в пламенной трубе »jn, т, м/с n=l Л P gi G-r, к \ k fK B J ee - {i+ 76; 87,73; 97,12; 100,17; 154,54 1,998; 1,584; 1,656; 1,722; 1,396 —; —; 2,67; 0,1514; 0,816; 1,41; 1,264, 1,098; 0,566 22,5; 11,2; 14; 17,1; 27,2 934,019; 399,904; 560,149; 725,931; 946,742 51,9;’—;’— 0,25; 0,65; 1,4; 2,25; 2,87 13,6; 20,1; 25,7; 29; 37,8
+V0,025 (S/d)°-D [1—0,78S(d/S)s]— ~ 0,785 (d/S)2} А Г cw / G-B - FcM- у CM F I r' F 74 [ к. к \ GCM П.Т *-^)T /°в V/ Fcm V Рв _ V GCM z I Fu. T / pr GCM П- T H, к „ / , GK. к finoPB \ 2 V - Gb f * « 1 ^к. к/(^к. rPb”k) Ik. kPb о 2 U'k- к Wp.BKxfA) bj + ЛН b (Cp + GTOn I + + Sj G'e,i^ 1 (Fn. TpginK)
519
Продолжение приложения 7
Величина Формула или вначение Результат
Потеря статического напора в пламенной трубе Арст п т, Па Разность динамических на- поров в кольцевом канале (у сечения) Ард, Па Перепад полных напоров по длине пламенной трубы ЛРп.п.,. Па Скорость воздуха в отвер- стиях охлаждения и смесите- ля Wg, м/с Расход воздуха в вовах G&, кг/с Относительная потеря напо- ра, %: статического ост полного оп Коэффициент сопротивления камеры |н> с Расход воздуха на регистр С", кг/с Относительная погрешность приближения AGp Избыток воздуха: в зонах а,} суммарный а ЛРк. к + 0.5 (8р. вых^р. выхРв)+ пв \ подв/ п. т 0,02 у L . + п„.т , ^см. г / Ссм \2 °.5(РвЕ’х.к-Рвг“'1.) ^Рси. п. т + АРл Арст. п. т/(£#Рв) ginu АРст. П. Т * Ю^/рВ АРп, п. т‘ Ю^/Рв 2 ДРП. П. т/КРв) °p°=/(/?1ff«+Qp) те-^Ж (°р + Д0;)/(Жоп) \ п=1 i/ 1 13 823,213; 13 498,398; 14 015,575; 14 460,422; 14 655,589 933,869; —74,939; —124,865; —118,889; 67,476 14 757,082; 13 423,459; 13 890,71; 14 341,533; 14 723,065 55,3; 61,4; 61,2; 60,9; 68,1 0,5; 13,883; 25,461; 28,916; 103,779 2,104; 2,055; 2,133; 2,201; 2,231 2,246; 2,043; 2,114; 2,183; 2,241 2,129; 1,933; 2; 2,065; 2,12 64,84; —; — 0,165; —; — 1,51; 1,82; 2,41; 3,07; 5,46 1,49; 1,55; 1,58; 1,65; 1,89
Примечание. Полный (позонный) расчет камеры сгорания ГТУ при-
веден в РТМ 108.022.11—83.
520
Приложение 8
Характеристики теплообменных аппаратов ГТУ е = е (NTU, W)
W
□ )
0 0,23 0.S 0,75 1.0 Z 0 0,25 0,5 0,75 1.0
Случай противотока 2,5 0,918 0,844 0,76 0,677 0,601
3 0,95 0,879 0,789 0,697 0,613
0 0 0 0 0 0 3,Ь 0,97 0,903 0,808 0,71 0,621
0,25 0,221 0,216 0,209 0,205 0,2 4 0,982 0,92 0,823 0,718 0,625
0,5 0,393 0,378 0,362 0,347 0,333 4,5 0,989 0,933 0,834 0,724 0,628
0,75 0,528 0,502 0,476 0,452 0,429 5 0,993 0,942 0,841 0,783 0,63
1 0,632 0,598 0,565 0,532 0,5 I 0,982 0,866 0,736 0,632
1,25 0,713 0,674 0,635 0,598 0,556
1,Ь 1,75 0,777 0,826 0,735 0,784 0,691 0,737 0,645 0,687 0,6 0,636 Перекрестный ток —
2 0,865 0,823 О',774 0'722 0,667 ооа потока не перемешиваются
2,5 0,918 0,88 0,832 0,776 0,714
3 0,95 0,919 0,874 0,817 0,750 0 0 0 0 0 0
3,5 0,97 0,945 0,905 0,848 0,778 0,25 0,221 0,215 0,208 0,204 0,199
4 0,982 0,962 0,927 ода 0,8 0,5 0,393 0,376 0,357 0,341 0,327
4,5 0,989 0,974 0,944 0,893 0,818 0,75 0,528 0,495 0,467 0,437 0,412
5 0,993 1 0,982 1 0,957 0,909 1 0,833 I 1,25 0,632 0,587 0,546 0,511 0,477
0,413 0,659 0,61 0,565 0,522
1,Ь 0,777 0,715 0,657 0,606 0,56
Случай прямотока 1,75 2 0,826 0,865 0,76 0,797 0,7 0,732 0,643 0,761 0,59 0,613
0 0 0 0 0 0 2,5 0,918 0,851 0,782 0,715 0,652
0,25 0,221 0,215 0,208 0,202 0,197 3 0,95 0,888 0,819 0,75 0,68
0,5 0,393 0,372 0,352 0,333 0,316 3,5 0,97 0,92 0,848 0,775 0,703
0,75 1 0,528 0,487 0,45 0,418 0,388 4 0,982 0,93 0,87 0,8 0,722
0,632 0,571 0.518 0,472 0,432 4,Ь 0,989 0,946 0,888 0,815 0,737
1,25 0,713 0,632 0,564 0,507 0,459 5 0,993 0,959 0,9 0,83 0,75
1,5 0,777 0,677 0,596 0,53 0,475 I I I 1 1
1,7b 0,826 0,71 0,618 0,544 0,489
2 2,5 3 3,5 4 0,865 0,918 0,95 0,97 0,982 0,734 0,765 0,781 0,79 0,795 0,633 0,651 0,659 0,663 0,665 0,554 0,564 0,568 0,57 0,571 0,491 0,497 0,498 0,499 0,5 Прямоточно-противоточное течение теплоносителей — перемешивание потока межтрубном пространстве
4,5 0,989 0,797 0,666 0,571 0,5
5 0,993 0,799 0,8 0,666 0,667 0,571 0,571 0,5 0,5 0,25 0,221 0 0,207 0,198 0,19 0 0,181
0,5 0,394 0,368 0,349 0,339 0,319
Перекрестный ток — один поток перемешивается другой не перемешивается 0,75 1 1,25 1,5 0,528 0,632 0,714 0,777 0,491 0,582 0,651 0,704 0,456 0,536 0,595 0,637 0,43 0,499 0,548 0,582 0,406 0,46 0,501 0,526
0 0 0 0 0 0 1,75 0,826 0,742 0,668 0,604 0,545
0,25 0,221 0,215 0,209 0,204 0,198 2 0,864 0,773 0,693 0,622 0,558
0,5 0,393 0,375 0,358 0,341 0,325 2,5 0,918 0,812 0,723 0,644 0,572
0,75 0,527 0,495 0,465 0,483 0,41 3 0,95 0,837 0,746 0,653 0,575
1 0,631 0,587 0,545 0,505 0,469 3,5 0,97 0,854 0,751 0,657 0,58
1,25 0,713 0,658 0,605 0,556 0,51 4 0,982 0,864 0,754 0,66 0,581
1,5 0,777 0,714 0,652 0,594 0,54 4,5 0,989 0,868 0,756 0,662 0,582
1,75 0,826 0,758 0,689 0,623 0,562 5 0,993 1 0,871 0,757 0,663 0,583
2 0,865 0,793 0,715 0,645 0,579 0,877 0,764 0,667 0,586
621
Приложение 9
Характерные размеры и значения коэффициентов А, т, В и п
в уравнениях теплопередачи и гидравлического сопротивления
элементов поверхностей ТОА с оребренными трубами
Таблица П.9.1
Характерные размеры поверхностей ТОА
из труб с пластинчатым оребрением
Номер поверх- ности d8, мм, по стороне Наружный диа- метр исходной трубы и толщи- на стенки, мм Толщина ре- бра, мм Шаг пучка, мм Шар оребре- ния, ММ Степень ком- пактности, м4/м8 Эскиз элемента поверхности
L « о к а а <и га к L ой к и .п с к
1 2 4.83 4,55 7,28 6,87 24X1 16X1 0,3 3! 23 39 27 2,8 622 60! м II
3 4,85 11,45 16X1 0,3 23 30 2,8 529 и
4 3,6 - 15,2 0,1 11,1 26,9 2,62 751 с=> Ц
5 4,21 — 12,8 0,1 14 20 2,8 735 <=> “
6 3,6 — 15,2 0,1 4,1 26,9 2,62 751
7 8 4,12 3,5! — 12,8 0,1 14 20,1 2,74 2,24 747 885
9 10 3,63 3,86 — 10,21 17,17 0,33 0,4! 25,4 38,1 22 44,5 3,18 3,28 587 515 ООО ООО
И 12 12,4 27 14,6 14 28X1 27X1 0,2 28,2 28 58 56 2,6 2,8 606 556
Условные обозначения поверхностей: 1—3 — плоские
трубы, прямоугольные ребра; 4—8 — плоские трубы, сплошные ребра; S—10 —
круглые трубы» сплошные ребра; 11 — НЗЛ; 12— фирмы <Эшер-Висс».
522
Таблица П.9.2
Коэффициенты Д, т и В, п для элементов поверхностей
из труб с пластинчатым оребрением
Номер поверхности табл. П.9.1) Nu = А Цет Ей' = В Re~л
ReX 10~® А т ReX 10~® В п
1 0,266 0,775 0,92 0,127
2 4—16 0,107 0,645 4—16 0,5 0,04
3 0,034 0,76 0,6 0,118
4 0,4—2 0,52 0,342 0,4—1,6 34,4 0,67
5 0,5—10 0,245 0,528 0,5—10 12,4 0,525
6 0,4—10 0,0485 0,712 0,4—2,2 10,8 0,445
1 7 0,6—10 0,094 0,665 0,8—10 3,3 0,312
8 0,4—8 0,16 0,605 0,6—10 0,41 0,342
9 0,4—10 0,137 0,608 0,4—10 1,27 0,192
10 0,5—8 0,082 0,655 0,4—10 2,12 0,222
II 2—14 0,515 0,48 2—12 4,5 0,22
12 6,25—26,6 4,32 0,59 6,25—26 94 0,45
Примечание. Для влементов поверхностей 11 и 12 критерий Re опре-
деляется по скорости набегающего потока.
Таблица П.9.8
Характерные размеры поверхностей из труб
со спиральным оребрением и шахматным расположением их в пучке
Номер по- верхности йэ, мм Наружный диаметр, мм Высота ребра, мм Толщина ребра, мм Шаг пучка, мм Степень
трубы оребре- ния попе- речный про- доль- ный нести, м«/м®
1 43,5 П,1 0,69 47 40 488
2 21,3 36 7,35 0,9 47 40 305
3 — 30 4,35 0,95 34 30 332
4 11 19 4 0,84 20 17 470
5 — 19 37 9 0,83 40 35 370
6 — 20 35 7,5 0,5 36 32 381
7 4,75 9,65 23,37 6,86 0,457 459
8 3,93 9,65 23,37 6,86 0,457 24,8 20,4 535
9 4,42 10,67 21,87 5,6 0,483 447
10 6,68 28,5 31,3 269
11 5,49 16,38 28,48 6,05 0,254 31,3 34,3 324
12 11,68 28,48 46,9 216
13 5,13 39,6 354
14 8,18 50,4 44,5 279
15 13,6 19,66 37,16 8,75 0,305 69,2 203
16 4,85 69,2 20,4 443
17 6,43 50,4 34,9 354
523
Продолжение табл. П.9.3
с и йэ. Наружный диаметр, мм Высота Толщина Шаг пучка, мм Степень
Номер верх нс мм трубы оребре- ния ребра, мм ребра, мм попе- речный про- доль- ный нести, м2/м«
18 19 5,89 13,21 26 44,12 9,06 0,305 49,8 78,2 52,4 299 191
Условные обозначения поверхностей; 1—5 — спираль-
ные ребра; 6 — НПО ЦНИИТмаш; 7—19 — круглые трубы, круглые ребра.
Таблица П.9.4
Коэффициенты Л, т и В, П для элементов поверхностей
из труб со спиральным оребрением и шахматным расположением
их в пучке
Номер поверхности (см. табл. П.9.3) Nu = Л Rem Ей' = В Re“rt
ReX10“* А т ReX10“’ В п
I 5,17—27 2,11 6,78—43,4 5,32 0,289
2 6,51—28,8 1,565 8,76—41,1 5,32 0,289
3 4,65—36,5 0,995 0,643 4,6—62,6 4,805 0,251
4 4,07—27,9 0,668 8,25—44,1 2,508 0,251
5 4,35—20,3 1,41 6,02—40,5 5,32 0,289
6 1,8—12,5 0,14 0,7 2,5—12,5 87 0,36
7 0,6—10 0,292 0,518 0,6—15 1,367 0,18
8 0,5—6 0,235 0,567 0,7—10 1,915 0,198
9 0,5—8 0,195 0,603 0,5—7 2,66 0,245
10 1,1—8,5 0,1275 0,666 1,3—6,5 2,88 0,262
И 1,2—8 0,145 0,636 1,4—5 3,125 0,255
12 2,2—10 0,221 0,617 2,5—14 3 0,26
13 1,4—5,5 0,1 0,644 1,3—5 3,38 0,252
14 2—7 0,084 0,67 1,8—7 2,91 0,243
15 2,3—11 0,098 0,68 3,2—14 2,68 0,255
16 1,4—5 0,067 0,688 1,3—4,7 1,635 0,248
17 2—6 0,08 0,676 1,6—7 3,26 0,26
18 1,3—8 0,135 0,62 1,3—6,5 2,67 0,243
19 2—12 0,195 0,615 1,7—10 3,18 0,267
Примечание. Для элементов поверхностей 1—5 теплофизические па-
раметры, входящие в критерии Nu и Re, определяют по температуре стенки,
а для элемента поверхности 6 критерий Re находят по скорости набегающего
524
Таблица П.9.5
Характерные размеры пластинчато-ребристых поверхностей труб
с шахматным расположением ребер и прямоугольными каналами
между ними
Номер поверх- ности d3. Число ребер на 1 м поверх- ности Шаг ребер, мм Расстоя- ние ме- жду пла- стинка- ми, мм Продоль- ный шаг оребре- ния. мм Толщина ребра, мм Степень компакт- ности, М’/м’
1 1,49 984,6 1,016 5,08 2,82 2359
2 1,42 1064,2 0,94 6,38 2,54 2467
3 1,73 892,9 1,12 7,64 2,82 ОД 2067
4 2,38 614,6 1,627 6,35 3,18 1549
5 1,21 949,6 1,053 1,9 2,82 2832
6 1,4 761,8 1,313 1,9 2,54 2490
7 1,22 777,2 1,287 1,29 2,54 0,05 3028
Таблица П.9.6
Коэффициенты А, т и В, П для пластинчато-ребристых поверхностей
с шахматным расположением ребер и прямоугольными каналами
Номер поверхности (см. табл. П.9.5) Nu = Л Remprl/3 Ей' = В Re-” Точность обра- ботки данных
Re XI О-3 А tn ReXlO-8 В п
I 0,5—1,2 1,2—3 0,473 0,181 0,496 0,631 0,12—0,2 0,2—0,5 0,5—1 1—1,5 1,5—2 2—4 44,33 36,2 15,2 3,88 2,331 0,661 0,794 0,756 0,617 0,418 0,348 0,183 0,02
2 0,5—0,6 0,6—1,2 1,2—3 1,696 0,731 0,312 0,314 0,444 0,565 0,12—0,2 0,2—0,5 0,5—1 1—2 2—4 41,825 37,655 19,683 2,898 0,819 0,783 0,763 0,659 0,381 0,215
3 0,3—0,6 0,6—2 2—4 1,585 0,422 0,202 0,297 0,499 0,599 0,12—0,3 0,3—1,2 1,2—3 3—5 38,68 21,587 2,187 0,693 0,799 0,7 0,375 0,23 0,015
4 0,3—0,5 0,5—1,5 1,3—3 3—6 0,92 0,395 0,25 0,133 0,396 0,528 0,591 0,67 0,3—0,6 0,6—1,2 1,2—2,3 2,3—7 27,124 7,463 2,563 0,293 0,763 0,563 0,412 0,136
525
Продолжение табл. П.9.6
Номер поверхности Nu — A Re^Pr1/3 Ей' = В Re~n Точность обра-
(см. табл. П.9.5) ReX10~B А т ReX 10-8 В п ботки Данных
0,3—0,6 0,41 0,47 0,15—0,5 30,97 0,731
5 0,6—2 0,093 0,7 0,5—0,8 0,8—1,5 9,813 3,374 0,545 0,386 0,015
— — — 1,5—3 1,283 0,254
6 0,4—1 1—2 2—3 0,357 0,211 0,097 0,514 0,59 0,693 0,2—0,3 0,3—0,6 0,6—1,2 33,463 23,337 7,178 0,805 0,743 0,558 0,013
— — 1,2—3 2,359 0,402
0,3—0,6 0,36 0,479 0,2—0,4 28 0,744
7 0,6—1,2 1,2—3 0,175 0,063 0,592 0,736 0,4—0,8 0,8—1,5 13,054 2,84 0,617 0,389 0,011
— — — 1,5—3 0,888 0,23
Таблица П.9.7
Характерные размеры пластинчато-ребристых поверхностей
с гладкими ребрами
Номер поверх- ности dQ, мм Длина ребра в направ- лении потока, мм Расстояние между пластинами, мм Шаг ребра, мм (число ребер на 1 м поверхности) Толщина ребра, мм Степень компактно- сти, м8/м*
I 1,29 77,4 1,9 3,1 0,12 —
2 1,06 68,1 1,6 2,54 0,12 —
3 1,19 52 1,54 2,53 0,098 —
4 6,15 63,25 11,94 (208,7) 0,152 616,8
5 5,54 30,48 10,29 (244,1) 0,254 669,3
6 4,64 30,23 20,9 (355,5) 0,203 800,5
7 3,08 63,5 6,35 (437) 0,152 1204,1
8 3,52 203,2 12,19 (437,4) 0,203 1023,6
9 2.59 63,75 8,38 (581,5) 1377,9
10 2,67 173,74 10,62 (593,7) 1385,3
11 1,875 64,75 6,35 (781,9) 0,152 1840,5
12 1,72 127,5 6,52 (667) 1990
526
Таблица П.9.8
Коэффициенты А, т и В, П для пластинчато-ребристых поверхностей
с гладкими ребрами
Номер поверх- ности (см. табл. П.9.7) Nu = Re XI О-3 A Re^Pr1^ Л т Ей' = Re XI О”3 В Re-’п В п Точность обра- ботки данных
I 0,2—4 0,4—0,6 0,6—1 1—3 0,927 0,312 0,0282 0,0138 0,927 0,312 0,0282 0,692 0,308 0,0203 0,195 0,023 0,044 0,544 0,011 0,0001 0,005 1,057 0,069 0,0049 0,0116 0,666 0,062 0,013 0,028 1,644 0,065 0,0071 0,0219 0,486 0,209 0,0814 0,0296 0,14 0,322 0,698 0,802 0,2—4 0,6— 1 0,2—0,6 0,6—1 1—3 0,2—0,6 0,6—1 1—4 0,6—1 1—1,5 1,5—4 4^-10 0,8—2 2—2,5 2,5—10 0,8—2 2—2,5 2,6—4 4—15 0,5—0,85 0,85—1,8 1,8—4 4—10 0,5—1,65 1,65—5 5—10 0,5—0,8 0,8—1,7 1,7—3 640,3 414,3 132 664,5 431,1 136,9 1004 141,3 49,05 197,28 37,825 5,805 1,847 43,855 1,351 0,465 88,842 19,101 1,897 0,514 408,1 48,565 6,211 2,076 1432 14,528 7,302 321,57 179,207 20,49 5,754 0,841 0,773 0,608 0,841 0,774 0,608 0,942 0,634 0,479 0,903 0,662 0,407 0,268 0,785 0,326 0,19 0,834 0,63 0,336 0,178 0,909 0,598 0,324 0,19 0,932 0,31 0,229 0,819 0,732 0,44 0,282 0,08
2 — — 0,07
3 0,2—0,6 0,6—1 1—4 0,6—1,2 1,2—4 4—10 0,8—2 2—2,5 2,5—3 3—10 0,5—2 2—2,5 2,5—5 5—15 0,5—1 1—1,5 1,5—5 5—10 0,5—1,5 1,6—2 2—4 4—10 0,5—0,8 0,8—1,2 1,2—1,5 1,5—Ю 0,252 0,38 0,772 0,509 0,812 0,732 0,317 0,834 1,435 0,949 0,246 0,607 0,944 0,843 0,296 0,638 0,855 0,763 0,184 0,625 0,917 0,78 0,357 0,483 0,617 0,755 0,012
4 0,019
5 0,02
6 0,013
7 0,014
8 0,01
9 0,008
527
Продолжение табл. П.9.8
Номер поверх- ности (см. табл. П.9.7) Nu = ReX 10-8 A Re^Pr1/ А т Eur Rexio-* = В Re~« В п Точность обра- ботки данных
10 0,5—1,5 1,5—2,5 2,5—6 0,4—1,1 1,1—2 2—8 0,3—0,6 0,6—1 1—1,5 1,5—2 2-5 0,818 0,176 0,00423 1,163 0,0688 0,0147 1,386 0,763 0,286 0,031 0,001615 0,279 0,487 0,963 0,228 0,627 0,831 0,139 0,232 0,374 0,677 1,064 0,5—1.2 1,2—2,5 2,5—3 3—6 0,4—1.3 1,3—3,3 3,3—8 0,2—1 1—1,5 1,5—2 2—3 3—6 1617,8 507,84 26,87 3,765 750,63 25,57 2,545 1365,4 316,9 36,27 8,428 4,226 0,921 0,759 0.382 0,137 0,916 0,449 0,164 0,936 0,724 0,426 0,234 0,148 0,018
И 0,017
12 0,025
Таблица П.9.9
Характерные размеры пластинчато-ребристых поверхностей
с короткими пластинчатыми ребрами
Номер поверх- ности ds, мм Длина ребра в направле- нии потока, мм Расстояние между пластинами, мм Толщина ребра, мм Число ребер на 1 м поверх- ности Степень компактно- сти, М*/м*
1 3,08 6,35 6,35 0,152 437 1204
2 3,41 2,38 12,3 0,102 480,3 1115,3
3 2,65 3,18 10,5 0,152 598,3 1382
4 2,68 3,17 9,52 0,254 549 1250
5 2,26 12,7 6,02 0,152 470 1510
6 1,61 6,35 5,23 0,152 606 2105
7 2,64 4,52 8,97 478 1385
8 2,07 3,62 7,72 620 1605
— 0,101
9 1,49 5,12 788,5 2288
10 1,54 5,21 780 2225
3,17 —
И 1,55 6,23 634 2160
12 1,87 6,48 0,152 629 1798
Б28
Таблица П.9.10
Коэффициенты А, т и В, п для пластинчато-ребристых поверхностей
с короткими пластинчатыми ребрами
Номер поверх- ности Nu = A RemPt1/3 Ен' = Б Re~п Точность обра- ботки данных
ReX 10“s А т ReX 10-’ Б
1 0,5—1 1—4 4—6 6—8 0,5—1,2 1,2—4 4—10 0,3—0,5 0,5—1,5 1,5—6 0,4—0,8 0,8—1,5 1,5—6 0,3—1 1—1,5 1,5—4 0,3—0,6 0,6—0,8 0,8—1,5 1,5—6 0,3—0,8 0,8—1,5 1,5—4 4—9 0,5—1 1—5 5—6 0,337 0,123 0,085 0,085 0,232 0,227 0,227 0,085 0,054 0,108 0,129 0,163 0,153 0,935 0,312 0,113 0,036 0,556 0,316 0,108 0,057 1,529 0,247 0,26 0,2 0,992 0,328 0,049 0,503 0,649 0,692 0,691 0,61 0.GI2 0,611 0,729 0,801 0,708 0,725 0,69 0,698 0,328 0,489 0,629 0,767 0,387 0,476 0,636 0,723 0,297 0,571 0,563 0,596 0,378 0,539 0,762 0,5—0,6 0,6—2 2—3 3—4 4—8 0,5—1 1—2 2-5 5—6 6—10 0,3—0,6 0,6—1 1—2 2—4 4—6 0,4—0,6 0,6—1,2 1,2—2,5 2,5—6 0,3—0,6 0,6—1,5 1,5—3 3—4 4—7 0,3—0,8 0,8—1 1—2 2—6 0,2—0,4 0,4—0,8 0,8—2 2-5 5—9 0,2—0,6 0,6—2 2—4 4—7 18,385 9,572 1,451 1,844 0,7 9,877 2,424 0,849 0,17 0,563 10,534 3,847 1,502 0,537 0,347 29,16 4,424 1,069 0,51 90,248 38,250 10,016 3,98 1,424 43,191 20,52 5,841 1,544 43,79 22,05 5,598 1,948 0,25 30,539 10,246 1,779 0,561 0,676 0,574 0,327 0,358 0,24 0,645 0,442 0,304 0,115 0,253 0,607 0,448 0,313 0,177 0.125 0,686 0,434 0,234 0,138 0,819 0,684 0,5 0,385 0,261 0,752 0,639 0,459 0,283 0,844 0,731 0,55 0,393 0,152 0,778 0,608 0,376 0,237 0,015
2 0,012
3 0,01
4
5 0,015
6 0,012
7 0,016
8 0,02
529
Продолжение табл. П.9.10
Номер поверх- нести Nu = A Re^Pr1/3 Ей' = В Re п Точность обра- ботки данных
ReX10~® А т ReX 10-» в п
9 0,5—0,8 0,8—1 1—3 0,5—0,6 0,5—0,8 0,8—2 2—3 0,3—0,4 0,4—0,6 0,6—0,8 0,8—1,5 1,5—5 0,5—0,6 0,6—1 1—2 2—3 1,224 0,391 0,17 1,028 0,587 0,322 0,146 3,323 0,838 0,131 0,112 0,068 0,773 0,64 0,199 0,161 0,335 0,506 0,627 0,368 0,455 0,545 0,649 0,125 0;354 0,644 0,668 0,736 0,419 0,448 0,617 0,644 0,3—0,8 0,8—1,5 1.5—4 0,2—0,6 0,6—1,5 1,5—4 0,3—0,8 0,8—1,2 1,2—2 2—4 4—5 0,3—0,6 0,6—1,2 1,2—3 3—5 18,195 5,042 1,446 24,808 5,653 1,054 11,423 4,209 1,184 1,17 0,248 27,05 8,088 2,096 0,591 0,661 0,469 0,298 0,689 0,457 0,227 0,597 0,448 0,269 0,267 0,079 0,748 0,558 0,368 0,209 0,012
10 0,017
11 0,012
12 0,013
Приложение 10
Характеристики природных газов
Газопровод или месторождение Объемный состав газа, % <2?, МДж/м» Плот- ность кг/м»
О К к о сн •da и ”н*о | Z 8
Бухара—Урал 94,9 3,2 0,4 0,1 0,1 0,9 0,4 36,63 0,758
Дашава—Киев 98,9 0,3 0,1 0,1 0 0,4 0,2 35,9 0,727
Игр им—Серов 95,9 1,9 0,5 0,3 1,3 36,55 0,741
Ставрополь—Мо- 91,2 3,9 1,2 0,5 2,6 0,5 36,96 0,786
сква Серпухов—Ленив- 89,7 5,2 1,7 0,5 0.1 2,7 0,1 37,45 0,799
град
Средняя Азия— 93,8 3,6 0,7 0,2 0,4 0,7 0,6 37,54 0,776
Центр
Усть-В илюйское 94,8 2,3 0,8 0,5 0,1 1,2 0,3 34,38 0,76
(Якутская АССР)
Березовское (Урал) 94,6 0,5 0,3 0,2 — 3,3 1,1 35 —
* При нормальных условиях и р = 0,1013 МПа,
530
Приложение !i
Основные свойства жидких топлив для ГТУ
Показатель Легкие, светлые дистилляты Тяжелые дистилляты газотурбинные Остаточные топлива •
реактивные дизельные ГОСТ 10433—75* н Моторное ДТ (ГОСТ 1667—68*) Мазут
ГОСТ 10227—62* и ГОСТ 16564—71*, ТУ 38-1-1257—69 ГОСТ 4749-73 и ГОСТ 305—82* тгвк тг
Кинематическая вяз*
кость:
при 293 К, мм2/с 1,25—1,5 1,5—8 — — — — —
> 323 К, мм’/с — — 2С 7,5 36 35—300
» 323 К, 9ВУ — — 1,6 5 5—40
Температура, К: застывания, не выше 213—218 213—263 27 278 268 263—303
вспышки, не ниже 301—318 308—363 338 334 338 343 343—423
Зольность, %, не более 0,003 0,01 0,01 0,01 0,04 0,15—0,3
Плотность при 293 К, 0,785—0,83 (0,81—0,88) 0,935 (0,88) 0,93 0,91-0,99
г/см3 не более
Коксуемость, %, не более — 0,035—0,3 ♦ 0,5 0,2 3 4—17
Содержание, %:
механических при- (0,0003) — 0,02 0,03 0,02 0,1 0,1—1
месей, не более
воды, не более Нет Нет 0,2 0,5 0,1 1 2—3
фактических смол, 4-6 30—50 — — —
мг/100 мл топлива
серы, не более 0,1—0,26 0,15—0,5 1 2,5 1,8 1,5 0,5—3,5
532
Продолжение приложения II
Показатель Легкие, светлые дистилляты Тяжелые дистилляты газотурбинные Остаточные топлива
реактивные дизельные ГОСТ 10433—75* ТУ 3810-1858—80 Моторное ДТ (ГОСТ 1667—68’) Мазут
ГОСТ 10227-62* ГОСТ 16664—71’, ТУ 38-1-257—69 ГОСТ 4749—73 и ГОСТ 305—62* тгвк ТГ
Содержание, %: Mei ал лов, мг/ кг, не более: V Na — (0,3) (0,5) 2 2 4 0,5 (5-35) (5-120)
Na+ К — — 5 — 2 (До 350)
Са — — 10 — 5 — (До 50)
РЬ Начало перегонки, К 405—440 455-485) (455- 495) I — (До 25)
Выкипание 50 %-ное, К 455—475 (525-555) (525- 605 — 1S % до 523 к (10 % до
Конец кипения (выкипа- ” 500—555 (605—625) (605- 750) 520-620 К)
ние 98 %-ное), К Содержание, %: углерода (85—87,5) (85,6—86,3) (85,9- 87) (86,5) (82,4-85,3)
водорода (12,4—15,3) (12,9—13,2) (12,0- 12,4) — (12,6) (10—11,5)
Низшая теплота сгора- ния МДж/кг (43—43,5) (42,5—42,8) 39,8 (41—42) (41,5) (40—41,3)
Примечание. В скобках приведены ориентировочные значения соответствующих показателей.
• Коксуемость 10 %-ного остатка.
Список литературы
1. Абианц В. X. Теория авиационных газовых турбин.—Мл Машино-
строение, 1979. — 246 с.
2, Абрамович Г. Н. Прикладная газовая динамика.—Мл Наука, 1976.—
888 с.
3. Андрющенко А. И., Попов А. И. Основы проектирования энерго-
технологических установок электростанций —• Мл. Высшая школа, 1980. — 240 с.
4. Андрющенко А. И. Основы технической термодинамики реальных
процессов. — М.: Высшая школа, 1975. — 263 с.
5. Андрющенко А. И., Сапрыкин Г. С., Галушко В. Ф, Основы термодн-
дамнки воздушно-аккумулнрующих ГТУ7/Эпергетика. — 1975. — № 5. — С. 62—
67. (Изв. вузов).
6. Аронов Б. М. Автоматизация конструирования лопаток авиационных
турбомашин. — М.: Машиностроение, 1978.— 167 с.
7, Аронов Б. М-, Жуковский М. И., Журавлев В. А. Профилирование ло-
паток авиационных газовых турбин.—Мл Машиностроение, 1975.— 192 с.
8. Арсеньев Л. В., Тырышкин В. Г- Комбинированные установки с газо-
выми турбинами. — Л.: Машиностроение, 1982. — 247 с.
9. Биргер И- А. Техническая диагностика. — Мл Машиностроение,
1978. — 240 с.
10. Богов И. А. Плоские задачи термоупругости в газотурбостроении. —
Л.: ЛГУ, 1984. — 192 с.
11. Бодров И. С., Огурцов А. П., Резниченко В. Я. Энергетическая газо-
турбинная установка мощностью 150 МВт//Теплоэнергетика. —• 1979. — № 11.—
С. 11—17.
12. Борьба с шумом стационарных энергетических машин//Ф. Е. Гри-
горян, Е. И. М и х а й л о в, Ю. П. Щевь ев. — Л.: Машиностроение,
1983. — 160 с.
13. Вукалович М. И., Новиков Н. И. Техническая термодинамика.—Мл
Машиностроение, 1972. — 670 с.
14. Газотурбинные установки: Конструкции и расчет: Справочное пособие
Под ред. Л. В. Арсеньева, В. Г. Т ы р ы ш к и н а. — Лл Машинострое-
ние, 1978. — 232 с.
15. Гецов Л. Б. Детали газовых турбин. Л.: Машиностроение, 1982.—296 с.
16. Гительман А. И. Динамика и управление судовых газотурбинных
установок, — Л.: Судостроение, 1974. — 320 с.
17. Горлин А. П. Аэродинамический расчет проточной части осевых компрес-
соров для стационарных установок. — Мл Машгиз, 1959. — 303 с.
18. Дейч М. Е., Трояновский Б. М. Исследование и расчет ступеней осе-
вых турбин.—-Мл Машиностроение, 1964. — 628 с.
19. Деревягин А. М. Определение эффективности одноконтурных газотур-
бинных установок с газоохлаждаемыми реакторами: Автореф. дис. на соиска-
ние учен, степени канд. техн. наук. — Саратов: СПИ, 1983. —-18 с.
20. Жуковский Г. В., Марченко Ю. А., Терентьев И. К- Тепловые рас-
четы паровых н газовых турбин с помощью ЭВМ. — Л л Машиностроение,
1983. — 255 с.
533
21. Земзии В- К. Конструктивно-технологическое проектирование свар-
ных конструкций энергетических машин. — Л.: ЦКТИ, 1974. — 112 с.
22. Зысина-Моложсн Л. М-, Зысин Л. В., Поляк М. П. Теплообмен в
турбомашинах. — Л.: Машиностроение, 1974. — 335 с.
23. Иванов В. Л. Регулирование энергоблоков,-—Л.: Машиностроение,
1982. — 310 с.
24. Идельчнк И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. —
М_; Л.: Госэнергоиздат, 1975. — 559 с.
25. Исследование термодинамической эффективности тепловых схем газо-
турбинных воздушно-аккумулирующих электростанций/Ю. Г. Корсов,
В. Е. Михальцев, В. Д. Моляковн др.//Теплоэнергетика. — 1982.—
№ 6. — С. 53—58.
26. Кац Б. М., Жаров Э. С-, Винокуров В. К- Пусковые системы авиа-
ционных газотурбинных двигателей. — М.: Машиностроение, 1976. — 219 с.
27. Кеба И. В. Диагностика авиационных газотурбинных двигателей. —
М_: Транспорт, 1980. — 248 с.
28. Кейс В. М., Лондой А. Л. Компактные теплообменники. — М.; Л_:
Энергоатомиздат, 1982, — 158 с.
29. Кирилин В. А., Сычев В. В., Шейнддин А. Е. Техническая термоди-
намика.— М.: Энергоатомиздат, 1983. — 416 с.
30. Кириллов И. И. Теория турбомашин. — Л.: Машиностроение, 1972.—
535 с.
31. Кириллов И. И., Арсеньев Л. В. Паровое охлаждение высокотемпера-
турных газовых турбин//Теплоэпергетика.— 1986.—№ 1.—С. 25—28.
32. Ковалевский М. М. Стационарные ГТУ открытого цикла.—М.: Ма-
шиностроение, 1979. — 262 с.
33. Конструкции и схемы газотурбинных установок: Атлас. — М.: Машн-
иосяроение, 1976.— 164 с.
34. Копелев С. 3. Охлаждаемые лопатки газовых турбин.—М.: Наука,
1983. — 143 с,
35. Копелев С. 3., Гуров С. В. Тепловое состояние элементов конструкций
авиационных двигателей. — М.: А1ашипостроение, 1978. — 208 с.
36. Копелев С. 3., Тихонов И. Д. Расчет турбин авиационных двигателей.—
М.: Машиностроение, 1974. — 266 с.
37. Костюк А. Г. Шерстюк А. И. Газотурбинные установки: Учеб, пособие
для вузов. — М.: Высшая школа, 1979. — 254 с.
38. Кузнецов К Д., Цейтлин В. И. Эквивалентные испытания газотурбин-
ных двигателей. — М.: Машиношроение, 1976. — 216 с.
39. Кутателадзе С. С., Леонтьев А. И. Тепломассообмен и треиие в турбу-
лентном пограничном слое. — М.: Энергия, 1972. — 344 с.
40. Левин А. В., Боришанский К- Консон Е. Д. Прочность и вибрация
лопаток и дисков паровых турбин.—Л.: Машиностроение, 1981. — 710 с.
41. Лондонский Л. Г.’Механика жидкости н газа.—М.: Наука, 1970.—
904 с.
42. Локай В. И., Максутова М. К-> Стрункин В. А. Газовые турбины дви-
гателей летатечьных аппаратов. — М.: Машиностроение, 1979. — 447 с.
43. Максудян А. С., Алании 3. А., Бояджян А. Г. Аналитическое опре-
деление топливного эффекта воздушно-аккумулирующей газотурбинной элект-
ростанции//Теплоэнергетика. — 1978. — № 2. — С. 70—73.
44. Маломуж И. А., Шелудько Л. П., Ларин Е. А. Термодинамические
характеристики «бестопливных» воздушно-аккумулирующих ГТУ//Энергетика.—
1982.—№9.—С. 112—114, (Изв. вузов).
45. Манушин Э. А-, Михальцев В. Е., Чернобровкин А. П. Теория я
проектирование газотурбинных и комбинированных установок.—М.: Машино-
строение, 1977. — 441 с.
46. Масленников С. Б. Жаропрочные стали и сплавы: Справочник. — М_:
Металлургия, 1983. - 302 с.
47. Маслов Л. А. Судовые газотурбинные установки. — Л.: Судостроение,
1973. — 4-00 с.
534
48. Михайлов Е. И., Резник В. А., Кринский А. А. Комплексные воздухо-
очистительные устройства для энергетических установок. — Л.: Машинострое-
ние, 1978. — 144 с.
49. Михальцев В. Б., Панков О. М., Юношев В. Д. Регулирование и вспо-
могательные системы газотурбинных установок и комбинированных установок. —
М.: Машиностроение, 1982. — 251 с.
50. Михеев М. А., Михеева И. М. Основы теплопередачи. — М.: Энергия,
1973. — 319 с.
51. Ольховский Г. Г. Энергетические газотурбинные установки, — М_: Энер-
гоатоыиздат, 1985. — 304 с.
52. Опыт эксплуатации газотурбинных установок типа ГТ-100 на электро-
станциях Минэнерго СССР/Г. Г. Ольховский, И- С. Б од р о в,
А. К. К и р ш н др.//Промышленная энергетика. — 1980. — Вып. 2. — № 6.—
С. 108—116.
53. Переходные процессы в газотурбинных установках/Под ред. И. Кот-
ляра. — Л.: Машиностроение, 1973. — 250 с.
54. Повышение эксплуатационных показателей газотурбинной установки
ГТ-25/Л. В. Арсеньев, Е. А. Хода к, А. Л. Беркович и др.//Тепло-
энергетнка. 1978. — № 2. С. 39 -41.
55. Потяев В. А. Автоматика судовых газотурбинных установок. — Л.:
Судостроение, 1972. - 325 с,
56. Прочность паровых турбин/Под общ. ред. Л. А. Шубенк о-Ш у б и-
н а. — М.: Машиностроение, 1973. — 454 с.
57. Пчелкин Ю. М. Камеры сгорания газотурбинных двигателей: Учеб,
для студентов вузов. — 3-е нзд., доп.—М.: Машиностроение, 1984. — 280 с.
58. Результаты экспериментальных исследований снижения выбросов окис-
лов азота путем впрыска пара или воды в зону грения/В. Б. Кругов,
Н. С. Шестаков, В. Н. Шведкой и др.//Теплоэнергетика. - 1978.
№ 11. —С. 41 -42.
59. Ривкин С. Л. Термодинамические свойства газов.: Справочник. — М.:
Энергоатомиздат, 1987. — 286 с.
60. Романовский Г. Ф. Плазменное воспламенение и сжигание топлив в су-
довых устройствах.—Л.: Судостроение, 1986. — 86 с.
61, Сироткин Я- А. Аэродинамический расчет лопаток осевых турбомашин.—
М.: ДЪашиностроенне, 1972. — 448 с.
62. Сироткин Я. А. Одномерный проверочный аэродинамический расчет
охлаждаемых газовых турбин//Энергетика и транспорт. — № 1. — 1980.—
С. 137—149.
63. Сироткин Я. А., Степанов Т. Ю. Установившееся осесимметричное
вихревое течение невязкой жидкости в многоступенчатых турбомашинах//Ме-
ханика жидкости н газа. — 1981. — № 6. — С. 3—15.
64. Справочник по теплообменникам: В 2 т./Пер. с англ, под ред.
О. Г. Мартыненко, А. Д. Михалев и ч а, В. И. Ш и ко в а и др. —
М.: Энергоатомиздат, 1987. Т. 1. — 355 с.; Т. 2. 352 с.
65. Станюкович А- В., Бернацкая И. А. Методика оценки деформационной
способности материалов и сварных соединений при высоких температурах путем
испытаний с постоянной скоростью деформации: Руководящие указания. — Л.:
ЦКТИ, 1984. - Вып. 51. —37 с.
66. Степанов Г. Ю. Гидродинамика решеток турбомашни. — М.: Фнзматгиз,
1962. — 512 с.
67. Сударев А. В., Антоновский В. И. Камеры сгорания газотурбинных
установок: Теплообмен. — Л.: Машиностроение, 1985. — 272 с.
68. Теория и расчет турбокомпрессоров/К. П. Селезнев, Ю. Г. Г а-
леркин, С. А. Анисимов и др. — Л.: Машиностроение, 1986. —• 392 с.
69. Теплообменные устройства газотурбинных и комбинированных устано-
вок/Под ред. А. И. Леонтьева. —М.: Машиностроение, 1985. — 360 с.
70. Теплопередача в охлаждаемых деталях газотурбинных двигателей ле-
тающих аппаратов/В. И. Л о к а й, М. Н. Бодунов, В. В. Жуйков,
А. В. Щукин. — М.: Машиностроение, 1985. — 216 с.
535
71. Термогазодинамический расчет газотурбинных силовых установок
В. М. Д о р о ф е е в, В. Г. М а с л о в, Н. В, П е р в ы ш и н н др. — М.;
Машиностроение, 1973. — 143 с.
72. Тер мопрочиость деталей машин/Под ред. И. А.Бнргер ан Я- Б.Шо-
р р а. —• М.: Машиностроение, 1975. — 445 с.
73. Траупель В. Тепловые турбомашнны (перевод с немецкого). Т. 1. М.;
Л.: Госэнергонздат, 1961. — 344 с.
74. Турбомашины и МГД-генераторы газотурбинных н комбинированных
установок//В. С. В е к не в. В. Е. Михальцев, А. Б. Ш а б а р о в,
Р. А. Янсон. — М.: Машиностроение, 1983. — 392 с.
75. Уваров В. В. Газовые турбины и газотурбинные установки.—М.:
Высшая школа, 1970. — 320 с.
76. Хемпель, Фридрих, Виттиг. Облопачивание с пленочным охлаждением,
распределенным по всей поверхности, в высокотемпературных газовых турби-
нах.: Эффективность охлаждения, профильные потери и термический КПД//Тр.
Амер, общ-ва инж.-мех. «Энергетические машины и установки». — 1980. —
№ 4. — Т. 102 — С. 170—177.
77. Холщевников К. В., Емин О. И., Митрохин В. Т. Теория н расчет
авиационных лопаточных машин. — М.: Машиностроение, 1986. — 431 с.
78. Хорлок Дж. X. Осевые турбины (газовая динамика и термодинамика):
Пер. с аитл.—М.: Машиностроение, 1972. — 212 с.
79. Чжен П. Отрывные течения.—М.: Мир., 1973. Т. 3.—233 с.
80. Шабанов С. 3., Файиштейн А. А. Регулирование газотурбинных аг-
регатов. — Л.: Недра, 1978. — 200 с.
81. Швец И. Т., Дыбан Е. П. Воздушное охлаждение деталей газовых тур-
бин. — Киев: Наукова думка, 1974. — 488 с.
82. Шнеэ Л. И., Кап иное В. М. Газовые турбины. — М.: Машиностроение.
Ч. 1. 1976. 295 с.; 4.2. 1977. 279 с.
83. Шубенко-Шубин Л. А., Стоянов Ф. А. Автоматизированное проекти-
ровние лопаточных аппаратов тепловых турбин. — Л.: Машиностроение, 1984.
— 237 с.
84. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. — М.: Наука, 1974. — 711 с.
85. Щенников К. А., Тырышкин В. Г., Бодров И. С. Новые запальные
системы вихревого типа для газотурбинных установок и других энергетических
объектов//Теплоэнергетика. —• 1986. — № 5. — С. 55—56.
86. Эффективность установок прямого цикла на базе ВТГР/Е. А. Ла-
рин, Г. С. Сапрыкин, А. Г. Семин и др.//Вопросы атомной науки н
техники. — М.: ИАЭ. — 1980. - № 2 (7). — С. 28—29.
87. Stodola A. Damf- und Gasturblnen. — Berlin, 1924. — 857 S.
88. Weber O. The Huntorf air storage gas turbine power station//Elec. Rev.
(Cr. Brit). — 1978, 292. — № 13. — P. 52—55.
89. Wu Chung-Hud. General Theory of Three Dimensional Flow in Subsonic
and Supersonic Tyrbomachlnes of Axial, Radial and Mixed—flow Types—Trans,
of the ASME. — 1952. — V. 74. — № 8.
90. Zangg P., Hoffelng H. Brown Bovery Luftspeicher — Gas—Turbinen—
Brown Bovery. M. H.— 1977. — Bd, 64. — № 1. — S. 34—39.
Предметный
указатель
Л автомат:
безопасности 386, 387
пуска топливный 384
адиабата:
необратимая 92, 93, IOD
обратимая 92
аккумулятор:
кинетической энергии 341
материальной среды 341, 34Б
тепловой энергии 341, 349
В воздухонаправляющий аппарат 25Г
вращающийся срыв 226
время разгона ГТУ 379
втулочное отношение 159, 201, 203
выходные характеристики ГТУ:
методы измерения 468
— контроля 468, 470
вязкость 89, 398
Г гидравлическое сопротивление:
в прямых трубах и каналах 293
поверхностей теплообмена из про-
фильных листов 294, 295
при течении изотермическом 265,
293
— — неизотермическом 265, 293
гидродинамический измеритель часто-
ты вращения 362
главный определитель системы 370
густота решетки профилей 203
Д давление:
полное 91, 92
статическое 91, 92
диагностика техническая ГТУ:
аппаратура 462, 463, 465, 466
машинная система 467
Ж жаропрочность 428
жаростойкость 429
В вазор осевой 107, 123
----радиальный 163
<—• эквивалентный 163
вакон вязкого трения 220
ваконы закрутки потока:
пространственного 147—149
цилиндрического 151—153
вапас по помпажу компрессора 324, 380
волотник:
отсечной 365
дроссельный 365
И импульсная сила командного органа
358
К компрессор, универсальная характери-
Стика 238, 324
конструктивные схемы:
ГТУ 80
проточной части 138
контрольные испытания ГТУ:
приведение к расчетным условиям
471
регламент 471—473
коррозия лопаточного аппарата 486
коэффициент:
безотказности пусков 456
возврата теплоты 102
готовности 455
вапаса прочности лопатки 136, 428
избытка воздуха 26, 27, 256, 264
лобового сопротивления 218
местного сопротивления 266, 268
неравномерности распределения
температуры 188, 205
подъемной силы 203
полезной работы ГТУ 30, 33, 252
потери давления 29, 322, 323
профильного сопротивления ПО,
203
разгрузки лопатки 135
разрядки ВАГТУ 67, 68
регенерации 31
сопротивления трению 266
теоретического напора 213
утилизации теплоты 60
коэффициент полезного действия:
ВАГТУ 67
ГТУ простой схемы 28, 30
— с охлаждаемой турбиной 62, 54*
55, 57
политропный 21, 25, 103
ступени компрессора 212
турбины 101
— охлаждаемой 51
— при частичных нагрузках 311,
— с выходным диффузором 26, 132
коэффициент расхода:
через лопаточный венец 105, 211
— уплотнения 128
коэффициент теплоотдачи:
гладких труб н каналов 288
при обтекании пучкоп труб 291, 292
— омывании профильных листов
292, 293
средний для трубного пучка 292
коэффициент теплопередачи:
плоской стенки 276
средний 278
с учетом загрязнения поверхностей
теплообмена 278
через оребренную поверхность 280
коэффициент эффективности:
оребренной поверхности 280
ребра 281
критерии:
подобия 91, 115, 119, 189, 287
устойчивости 368
Л лопатки, изнашивание эрозионное 477.
478
М метод малых отклонений 333, 472
моделирование проточной части ком-
прессора 247
мощность:
для перемещения теплоносителя
295
механических потерь 133, 413, 414
потребляемая компрессором 133
турбины охлаждаемой 191, 193
— эффективная 133, 317
Н напор средний теоретический 222
напряжение:
растяжения в рабочей лопатке от
ЦБС 135
суммарное от растяжения изгиба
136
начальный бросок топлива при раз-
гоне ГТУ 380
неравномерность распределения тем-
пературы в потоке за камерой сго-
рания 188
О обратная связь в исполнительном ме-
ханизме 364
одномерный газодинамический расчет
турбины 143
Б37
оптимальные условия:
впрыска поды или пара 60, 61
применения охлаждаемой турбипы
Б5—57
организация разгона ГТУ 371, 372
основные показатели атомных ГТУ 74
отношение давлений критическое 94
охлаждение проточной чзсти:
воздушное конвективное внешнее
176, 181
----внутреннее 44, 45, 178, 181.
182
— — пленочное 45, 177
жидкостное двухконтурное 184
— одноконтурное 183
П перепад теплоты:
в ступени турбипы 101
— турбине 101, 102
-----с учетом выходного днффу-
зора 131
переходный процесс 370
площадь сметаемая ступени на выходе
поворотный направляющий аппарат
компрессорной турбипы 336
поддерживающая сила командного ор-
гана в ГТУ 358
помпаж:
в ступени компрессора 224
— ^проточной части компрессора
постоянная времени:
изодромы 366
сервомотора 365
потери:
в воздухоохладитене 320
— выходном тракте ГТУ 323
— камере сгорания 318, 326
во входном тракте ГТУ 322
в регенераторе 319
давления при частичных нагрузках
318, 320, 323
располагаемой работы:
внешние 104, 110
внутренние 109
вторичные 218
концевые 120, 125
на охлаждение 188, 190, 191
профильные 111 — 114
приведенная частота вращения 239
приведенный расход воздуха через ком-
прессор 239
присадки к топливу антикоррозионные
промежуточное охлаждение:
воздуха 36
газа 38
Р работа:
расширения газа в турбине 23
турбины внутренняя 30, 33
— охлаждаемой 46
рабочее тело теплового двигателя 10
расход:
воздуха в ГТУ 469
— — — при частичных нагрузках
321, 328
пара в контактной ГТУ 61, 62
топлива в ГТУ 27
режимная линия ГТУ 324, 337
режимные характеристики ГТУ 326,
327, 330
режим температурный при запуске 380
рециркуляция в камере сгорания 337
С скачок уплотнений:
косой 94
прямой 93
скорость газа:
относительная 101
критическая 94
слой пограничный:
ламинарный 111, 112
турбулентный 111, 112
смесь топливно-воздушная 251
смешивающие устройства камер сгора-
ния 259
сопло Лаваля сужающееся-расшнряю-
щесся 93, 95
сопротивление релаксации 429
срапиая характеристика горения 254
степень аэродинамического совершен-
ства ТОА 296
*— компактности ТОА 296
— повышения давления в компрессоре
— понижения давления в турбине 22.
29
— реактивности 103, 310
--- средняя 223
структурная схема объекта 344, 347.
355
ступень, геометрические характери-
стики:
компрессора 201, 202
турбины 97, 98
Т температура:
стенки пламенной трубы 268
торможения 136
теплоемкость:
истинная 10
средняя 10
теплота сгорания топлива 264, 397
— системы охлаждения 47
ТОА, характерные размеры 287—29.0
топливо для ГТУ:
газообразное 397, 407
жидкое 397, 399
У угол атаки профиля 115, 116, 203
— отгиба профиля 99
— отклонения потока в косом срезе
96, 97
— отставания потока 119, 203
— раствора проточной части 132, 139
удельная работа:
ГТУ с охлаждаемой турбиной 51.
53—55
охлаждаемой турбины 46, 48
уравнение динамики движения вязкого
газа 88—90
— количества движения 89
— неразрывности 89
— радиального равновесия 147, 151
— состояния идеального газа 89
— энергии 89, 90
устройство воздухонаправляющее 251.
257
— запальное 260—262
— топливораздающее 252
— фронтовое 251
Ф фильтры:
воздушные инерционные 420
— рулонные 421
топливные 402, 404
форсунки топливные 405—407
функции газодинамические 92
Ц циркуляция скорости 166, 167
X хорда лопатки 174
— профиля 98, 202
Ш шероховатость профиля 118, 203
шум в ГТУ, источники 416, 418
Б38
Оглавление
А-’"'
Предисловие ..... ... ................................... 3
Основные условные обозначения и сокращения............................. 5
Глава I. Схемы н циклы ГТУ ........................................... 7
1.1. Основы технической термодинамики..................... 7
Основные понятия термодинамики (7). Законы 'термодина-
мики (9). Термодинамические процессы идеальных газов
(12). Уравнения процессов в турбомашинах (14)
1.2. Принципиальные схемы и циклы ГТУ................... 14
ГТУ простой тепловой схемы (14). ГТУ о регенерацией (17).
Изотермические сжатие и расширение в ГТУ (17)
L3. Процесс сжатия и основные показатели компрессора 18
Изображение процесса вжатия (18). Показатели процесса
сжатия (20)
(.4. Процесс расширения и основные показатели турбины 22
Изображение процесса расширения (22). Показатели про-
цесса расширения (23)
1.5. Показатели камеры сгорания .................... . 26
1.6. ГТУ простой тепловой схемы.......................... 28
Идеальный цикл (28). Реальный цикл (29)
1.7. ГТУ с регенерацией................................. 31
Идеальный цикл (31). Реальный цикл (32)
1.8. ГТУ с промежуточным охлаждением и подогревом
рабочего тела.......................................... 34
Изотермическое сжатие (34). Изотермическое расширение (35).
Изотермические сжатие и расширение (35). Реальный цикл
(35). Промежуточное охлаждение (36). Промежуточный подо-
грев (38). Промежуточные охлаждение и подогрев рабочего
тела (41). Сложные схемы ГТУ (42)
1.9. Высокотемпературные ГТУ ............................ 43
Требования, предъявляемые к системам охлаждения (43).
Типы систем охлаждения (44). Показатели турбины при за-
крытом охлаждении (46). Показатели турбины при открытом
охлаждении (48). Показатели высокотемпературных
ГТУ (51)
1.10. ГТУ с утилизацией теплоты уходящих газов... 57
ГТ У в составе ПТУ (57). ГТУ е впрыском воды или пара (58).
Котел-утилизатор в КГПУ (61). Показатели КГПУ (63).
Работоспособность камеры сгорания (64)
1.11. Воздухоаккумулирующне ГТУ.......................... 65
Б39
Принцип действия (65). Достоинства ВАГТУ (65). Показа-
тели ВАГТУ (65). Бсстопливные ВАГТУ и их показатели
(69). Современные ВАГТУ (70
1.12. ГТУ закрытого цикла.................................. 7]
Особенности замкнутых (ЗГТУ) (71). Рабочее тело
ЗГТУ (72). Атомные ГТУ (73)
X 1.13. Основные показатели современных стационарных
ГТУ............................................................... 75
Глава II. Газовые турбины........................................... 88
II.1. Газодинамический расчет одномерного потока в тур-
бинной ступени............................................. 88
Основные определения и исходные теоретические положе-
ния (88). Одномерный поток сжимаемого газа (91). Поток в
в турбинном сопле (94). Основные геометрические парамет-
ры ступени турбины (97). Основные уравнения для опреде-
ления работы и КПД турбинной ступени (99). Коэффициент
полезного действия ступени и турбины (101). Коэффициент
возврата теплоты в многоступенчатой турбине (102). Степень
реактивности 6(103). Газодинамическая нагрузка ступени
(104). Связь газодинамической нагрузки со скоростью И
направлением выхода потока из ступени (106)
II.2. Потери в турбинной ступени . . ........... 109
Классификация и способы количественной оценки потерь
(109). Профильные потерн (111). Концевые потери (120). По-
тери из-за утечек через лабиринтовые уплотнения (127).
Потери в межвен цовом осевом зазоре (129)
II.3. Предварительное проектирование проточной части мно-
гоступенчатой газовой турбины .............................. 131
Определение теплового перепада на турбину с учетом вы-
ходного диффузора (131). Определение числа ступеней (132).
Определение основных габаритных размеров последней сту-
пени (134). Выбор конструктивной схемы проточной части
(137). Определение угла раствора проточной части (139).
Газодинамический расчет турбины по среднему диаметру
(одномерный расчет) (143)
П.4. Газодинамический расчет пространственного (трех-
мерного) потока в турбинной ступени................. 145
Расчет осесимметричного потока в межпенцовых осевых за-
зорах (145). Расчет осесимметричного потока с учетом тол-
щины и тангенциального наклона лопаток (157)
II.5. Профилирование лопаток ............................ 159
Графические методы построения турбинных профилей (162).
Аналитические методы расчета профилей (164). Графоанали-
тические методы расчета и построения путем изгиба исход-
ного профиля (169). Метод проектирования с использованнем
дуг окружностей и гиперболических спиралей (169). Про-
ектирование профильной части лопатки (174)
II.6. Охлаждение газовых турбин ... 175
Системы охлаждения деталей газовых турбин (175). Газоди-
намический расчет охлаждаемых турбин (185). Теплообмен
в охлаждаемых элементах проточной части газовых тур-
бин (194)
Глава III. Осевые компрессоры . . . .................. 199
Ш.1 Общие сведения.......................................... 199
Ш.2. Плоские решетки осевых компрессоров.................... 201
Общие положения (201). Экспериментальные данные (203).
Влияние сжимаемости и вязкости на эффективность ре-
шетки профилей (206)
III.3. Элементарная ступень осевого компрессора......... 207
540
Схема ступени осевого компрессора и кинематики потока
в ней (207). Основные параметры элементарной ступени
компрессора (208)
III.4. Связь между основными параметрами элементарной
ступени .................................................. 213
Теоретический напор и коэффициент теоретического на-
пора (213). Окружная скорость н коэффициент полезного
действия (214). Геометрические параметры решеток про-
филей ступени компрессора (215)
III.Б. Пространственная ступень осевого компрессора. . . 216
Общие положения (216). Изменение параметров потока по
высоте лопаток в осевых зазорах (219). Проверка расхода
газа через ступень компрессора (222). Средние параметры
ступени осевого компрессора (222). Неустойчивые режимы
работы ступени компрессора (223)
II 1.6. Характеристики модельных ступеней .... 226
II 1.7. Многоступенчатые компрессоры....................... 230
Общие положения (230). Классификация проточных ча-
стей (233). Распределение параметров по ступеням (234)
II1.8. Характеристики многоступенчатых компрессоров 236
Общие сведения (236). Помпаж в многоступенчатых комп-
рессорах (240). Устранение помпажа при вксплуатации
компрессоров (241)
III.9. Расчет осевых компрессоров.......................... 243
Расчет осевых дозвуковых компрессоров по данным про-
дувок плоских решеток (243). Метод полного моделиро-
вания (246)
Глава IV. Камеры сгорания ГТУ...................................... 260
IV. 1. Общие сведения. Основные элементы и их назначе-
ние. Классификация камер сгорания .................. 2Б0
IV.2. Основные характеристики камер сгорания .... 2Б2
IV.3. Конструктивное выполнение основных элементов ка-
мер сгорания........................................ 257
IV.4. Расчет основных параметров камер сгорании . . . 263
IV.5. Расчет .температуры стенки пламенной трубы - . . 268
IV.6. Конструкции камер сгорания ГТУ................ 270
Глава V. Теплообменные аппараты ГТУ . . .......... 275
£ V.I. Классификация теплообменных аппаратов . . 275
V .2. Тепловой расчет................................... 276
V .3. Эффективность теплообменного аппарата. Число еди-
ниц переноса теплоты .................................... 282
V .4. Использование теории подобия прн расчете теплооб-
менных аппаратов..................................... 287
V .5. Гидравлический расчет........................ 293
V .6. Определение мощности для перемещения теплоносителя 295
V .7. Конструкции теплообменных аппаратов ГТУ . 298
Воздухоподогреватели (298). Воздухоохладители (302). По-
догреватели сетевой воды (303)
Глава VI. Частичные нагрузки газотурбинных установок 304
£ VI.I. Работа турбин при частичных нагрузках. 304
Приближенные методы рвечетв турбин (304). Расчет одно-
ступенчатой турбины (309). Расчет многоступенчатой тур-
бины (312). Основные показатели турбины (316)
VI .2. Работа камеры сгорания и теплообменных аппаратов
при частичных нагрузках.................................. 317
Камера сгорания (317). Регенератор (319). Воздухоохли-
дитель (320)
541
VI. 3. Согласование режимов работы элементов ГТУ. . 321
Основные уравнения (321). Гидравлические потери давле.
ния в трактах ГТУ (322)
VI.4 . Статические характеристики ГТУ .................. 323
Основные виды статических характеристик (323). Статиче-
ские характеристики одновальной ГТУ (325). Статические
характеристики однокомпрессорной ГТУ со свободной си-
ловой турбиной (328). Статические характеристики двух-
компрессорных ГТУ (331). Улучшение статических харак-
теристик ГТУ за счет дополнительных регулирующих ор-
ганов (336). Влияние параметров наружного воздуха на
характеристики ГТУ (338)
Глава VII. Регулирование ГТУ........................................... 341
VI I. 1- Основные уравнении динамики......... 341
Уравнение динамики роторов ГТУ (341). Уравнение ди-
намики аккумуляторов материальной среды ГТУ (345).
Уравнения динамики аккумуляторов тепловой энергии
(349). Система уравнений динамики однокомпрессориой
ГТУ (354)
V I 1.2. Основные элементы систем автоматического регу-
лирования ........................................... . . 358
Командный орган (358). Исполнительный механизм (364).
Регулирующие органы (367)
VI I.3. Динамические характеристики ГТУ .... 368
Устойчивость САР (368). Устойчивость ГТУ (369). По-
строение графика переходного процесса (370). Приемис-
тость и останов ГТУ (370)
VII .4. Запуск ГТУ........................................ 375
Задачи процесса запуска (375). Основные типы пусковых
устройств (376). Основные этапы запуска ГТУ (378). Мощ-
ность пускового устройства (379). Температурный ре-
жим при запуске (380). Вращающий момент пускового уст-
ройства (381). Момент компрессора (382). Момент трения
(383). Момент газовой турбины (338). Система управле-
ния запуском (383). Топливный автомат пуска (385)
V I1-5. Устройства защиты ГТУ .... 385
Бойковый автомат безопасности (386). Гидродинамический
автомат безопасности (386) Защита от превышения на-
чальной температуры газа (387). Противопомпажная за-
щита (388)
VII .6. Системы автоматического регулирования и управ-
ления ГТУ ................................................. 389
Одновальная установка (389). Двухвальная установка
ГТ-100 (391). Газоперекачивающие станции (392)
Глава VIII. Системы топливоподачи, маслоснабжения и шумоглушення.
Вспомогательное оборудование ..... 397
VIII .l. Системы топливоподачи........................... 397
Топливо для ГТУ (397). Системы хранения, подготовки
и подачи жидкого топлива (399). Системы подачи га-
зообразного топлива (407)
VI I 1.2. Система маслоснаб/кения .................... 412
V III.3. Устройства для глушения шума . . 416
VI I 1.4. Вспомогательное оборудование.................... 419
Воздухоочистные устройства (420). Устройства для ох-
лаждения и подогрева засасываемого воздуха (422).
Охладители масла и охлаждающего воздуха (423).
Устройства для промывки компрессоров (424). Проти-
вопожарная система (425). Источники питания
электроэнергией для собственных нужд (425)
542
I лава IX. Материалы в газотурбостроении . . . . ... 427
/I IX. 1. Лопатки газовых турбин........................... 427
Условия эксплуатации и предъявляемые к материалам
требования (427). Нержавеющие стали (430). Жаропроч-
ные деформируемые сплавы (431). Литейные сплавы (434).
Защитные покрытия (436)
IX. 2. Лопатки осевых компрессоров .................... 437
IX.3. Роторы и диски газовых турбин и компрессоров. . 440
IX.4. Камеры сгорании и основные высокотемпературные
детали газопламенного тракта............................ 444
IX-5. Детали корпусов газовых турбии и компрессоров. . 447
IX.6. Крепежные детали ................................ 451
Глава X. Обеспечение расчетных технико-экономических показателей
работы стационарных ГТУ........................................... 454
Х.1. Показатели надежности ............................ 454
Х.2. Контроль работоспособности ГТУ в условиях эксп-
луатации ............................................... 467
Х.З. Изменение технико-экономических показателей ГТУ
в процессе эксплуатации................................. 475
Приложение I. Физические свойства газов......................... 489
Приложение 2. Порядок теплового расчета схемы ГТУ.............. 494
*Г Приложение 3. Порядок одномерного газодинамического расчета сту-
пени газовой турбины (по среднему диаметру) .... 501
Т Приложение 4. Пример термогазодинамического расчета интенсивно
охлаждаемой ступени газовой турбины............................ 505
Приложение Б. Порядок газодинамического расчета проточной части
дозвукового осевого компрессора по данным продувок
плоских решеток.................................................... 508
С Приложение 6. Пример проектировочного теплового расчета камеры
сгорания ГТУ (ГТ-35 ХТГЗ)............................................. 513
4> Приложение 7. Пример гидравлического расчета камеры сгорания
ГТУ................................................................... 517
Приложение 8. Характеристики теплообменных аппаратов ГТУ
е = е (NTU, W)..................................................... 521
Приложение 9. Характерные размеры и значения коэффициентов А,
т, В и п в уравнениях теплопередачи и гидравличе-
ского сопротивления элементов поверхностей ТОА а
оребренными трубами ............................................... 522
Т Приложение 10. Характеристики природных газов ..................... 530
< Приложение 11, Основные свойства жидких топлив дли ГТУ. . . . 531
Список литературы .... ......... .... .... 533
Предметный указатель... ...... .... 537
Справочное издание
АРСЕНЬЕВ Леонид Васильевич,
ТЫРЫШКИН Всеволод Георгиевич,
БОГОВ Игорь Александрович,
ПОДОБУЕВ Юрий Сергеевич,
ЛЕВИН Евгений Ефимович
СТАЦИОНАРНЫЕ
ГАЗОТУРБИННЫЕ
УСТАНОВКИ
Редактор В. И. Важенко
Переплет художника А. А. Ларушкина
Художественный редактор С. С. Венедиктов
Технический редактор Т. П. Малашкина
Корректоры: А. И. Лавриненко, 3. С. Романова, Н. В. Соловьева
ИВ № 4524
Сдано в набор 27.04.89. Подписано в печать 09.11.89. М-29216.
Формат 60Х90*/1в. Бумага офсетная № 2.
Гарнитура литературная. Печать офсетная.
Усл. печ. л. 34.0. Усл. кр.-отт. 34,0. Уч.-изд. л. ЗБ,46.
Тираж 3700 экз. Заказ 760. Цена 2 р. 10 к.
Ленинградское отделение ордена Трудового Красного Знамени
издательства «Машиностроение».
191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10.
Типография № 6 ордена Трудового Красного Знамени издательства «Машиностроение»
при Государственном комитете СССР по печати,
103144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10.