УДК 621 438 622 69 (035 5)

ББК 39 76

Р32

Рецензенты кафедра турбинных двигателей и установок С -Петербургского
государственного технического университета

(зав кафедрой-проф , д-р техн наук В А Рассохин),
канд техн наук В Д Курош (СКБ газовых турбин,
Турбомоторный завод)

Ашер Б С Ревзин

I’*' I а в >l II I4 НАЧИНАЙ )ЩИ1 АГРЕГАТЫ С ГАЗОТУРБИННЫМ
। и I Н“ »Л< »М »чИ|Ц1н= пен оние / Ь С Ревзин Екатеринбург УГТУ-УПИ, 2002

। ни э । I инн । *

linn .виы 1 f ।ypriHHiihi- у< । нк>и<>1 .1 цюдинамика осевых
f ..МИ|.Е. . . .|м й и fdhimM lypCllii ih рем« иные и переходные режимы
<ч im .|.н । ii < hhi< ш 1 । itfif ipyi ни । 1УР1НИРУ11ЦЫ | 11Л и центробежных
-* мн । /it ii 11|>iip, wuh.11, । ihi I '.и । мм।pfцы mi Mix iiiimi ।и конвертированных
n и hhii ши i- и । /hmih.i. ЦП1П.1Н пей дiin I IIA компоновки неисправности и
iii । i|ii>pi н >i ( ।my.11.|цио111п.1<‘ харам ерис iики I I IA

llmoiine предназначено для студентов энергетических и
>нер1омашиносгроительных специальностей вузов, а также для
эксплуатационного персонала газокомпрессорных станций в системах
переподготовки и повышения квалификации

Библиогр • 28 назв Рис 108

ISBN 5-321-00143-Х

©ГОУ Уральский государственный
технический универе иют

УПИ, 2002

(<) Б С Ретин *4)0/
Глава 1. ЦИКЛЫ И СХЕМЫ ГТУ ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩИХ СТАНЦИЙ

1.1.	Термодинамические свойства рабочего тела
приводных ГТУ и процессы в турбомашинах

Рабочим телом газотурбинных установок компрессорных станций, как
и дизельных двигателей внутреннего сгорания, при сжатии является
окружающий атмосферный воздух. Топливом для ГТУ служит
перекачиваемый газ Турбина работает на сильно разбавленных воздухом
продуктах сгорания природного газа. Состояние рабочего тела как в
компрессоре ПУ, так и в турбине и в элементах тракта с достаточной для
инженерных целей точностью описывается известным уравнением
ри - RT, которое называют уравнением состояния (где р - давление газа,
и - удельный объем, R - газовая постоянная, зависящая от состава рабо-
чего тела; Т - абсолютная температура). По данным термодинамики
R = 8314,4/// Дж/(кг • К), где //- молекулярная масса газа. Для сухого
воздуха р =28,96, a R = 287 Дж/(кг • К) . Для продуктов сгорания угле-
водородных топлив

р = 28цу2 4- 32^ + 44l>C6>2 +-1 ^иН1О,
где ц - объемная доля компонентов в смеси.

При высокой влажности воздуха величину R при сжатии следует
откорректировать в сторону увеличения (до 1-2%), для чего можно
воспользоваться этой же формулой или специальными таблицами.

Из термодинамики также известно, что R = ср - со (где ср - удель-
ная теплоемкость при постоянном давлении; cD - удельная теплоемкость
при постоянном объеме). Отношение ср1си - к называют показателем
адиабаты. Из изложенного следует, что ср - \к/^к -1)]/? Размерности R
и ср одинаковы. Для атмосферного воздуха к =1,4; ср=1,01 кДж/(кг-К) С
повышением температуры ср растет, а к падает. В тепловых расчетах или
при обработке результатов испытаний ГТУ используют или истинные
значения ср и к для начала и конца процесса, или средние значения для
состояния газа [24] В приближенных расчетах газовых турбин часто
принимают R = 288 кДж/ (кг • К), к =1,33, ср=1,16 кДж/(кг*К)

В идеальном случае процессы сжатия и расширения в компрессоре
и турбине протекают по адиабате, т.е. без теплообмена с окружающей
средой При адиабатном процессе механическая работа совершается за
счет изменения внутренней энергии рабочего тела. При этом справедливо
уравнение адиабаты рик - const. Обратимые адиабатные процессы
называют также изоэнтропийными, так как они происходят при неизменной
энтропии. Из уравнений состояния и адиабаты следует, что
/Т2 = (/?!/Р2У”» гДе w = (£ - V)/ к, Т\,Т2,Р\,р2 - абсолютные темпера-
туры и давления соответственно в начале и конце процесса.

Для рабочего тела ГТУ работа сжатия или расширения Н равна раз-
ности удельных энтальпий (теплосодержаний) i:

Н = 1\- i2 = срТ\ - срТ2 = ср\Т,
где \Т - повышение или понижение температуры.

Для адиабатного сжатия в компрессоре работа сжатия

Для адиабатного расширения в турбине работа расширения

Н^с^-Т^с^

где лк — р^ /р} - степень сжатия (отношение давлений) в компрессоре;

71х - pjр2 - степень расширения (отношение начального давления к
конечному) в турбине.

В действительности процессы сжатия в компрессоре и расширения в
турбине являются необратимыми, так как вследствие различных потерь
некоторая часть развиваемой в турбине или подводимой к компрессору
работы превращается в теплоту. Протекание процессов в турбомашинах
близко к политропному процессу, для которого справедливо уравнение
pvn = const (где п - показатель политропы - в общем величина
переменная). Если известен политропный КПД процесса 77ПОЗ, то п можно
определить из выражений: (п - 1)/я = {к -!)/(&7П0Л ) - для сжатия в
компрессоре, (п -1)/ п -{к- 1)77ПОЛД - для расширения в турбине.

Если процесс при сжатии идет с увеличением энтропии или при
расширении с уменьшением энтропии, то п > к Когда же процесс при
сжатии идет с уменьшением энтропии (например, охлаждение в процессе
сжатия) или при расширении с возрастанием энтропии, то п < к.

Применительно к турбомашинам и тракту ГТУ различают полные и
статические параметры Полная энергия /* = (/-Нс2/?), т е равна сумме
энтальпии и кинетической энергии потока Полные параметры называют
также параметрами заторможенного потока и обозначают Т * и р * Полная
температура 7* Т \	f)\ где Т  статическая температура, с -

абсолютная скорость потока В ряде источников температуру
заторможенною поiока выражают через показатель адиаЬаты и число Маха
(Л/), которое определяю। как отношение скорости потока с к скорости
звука а = yjkRT, т.е. М-с/а. Тогда, подставляя ср = к/[(к -1)7?] и
с - M^kRT, получаем Т* = 7^1 + ^-±М2^.

Для определения р* представим себе торможение потока как иде-
альный адиабатный процесс. Тогда
к	к

/>* = р(Т*/Т}к 1 , ИЛИ /7* = /7^1	1 .

В теории тепловых двигателей эффективность преобразования
теплоты в механическую работу оценивают с помощью термического КПД.
Его определяют как отношение теплоты, преобразованной в работу, к
общему количеству затраченной теплоты:

О

Qx

где QxQzl - соответственно подводимая и отводимая (теряемая) теплота.

Наивысший КПД, как известно, имеет цикл Карно, для которого
=1-Гт,„/Гтах (где Tmi„,Tmax - соответственно наименьшая и
наибольшая температуры в цикле). Для всех других реальных циклов
тепловых двигателей КПД ниже, чем в цикле Карно, но на его значение
также оказывают решающее влияние максимальная и минимальная
температуры в цикле.

Для исследования циклов удобно использовать так называемую TS -
диаграмму, в которой на вертикальной оси нанесена абсолютная
температура Т, а на горизонтальной - энтропия S.

1.2.	Цикл простой ГТУ

Простая одновальная ГТУ (рис. 1.1,а) состоит из компрессора, камеры
сгорания и турбины. К валу турбогруппы непосредственно присоединена
нагрузка. Атмосферный воздух поступает в компрессор через
воздухозаборное устройство, а отработавшие в турбине продукты уходят в
дымовую трубу.

В теоретическом или идеальном цикле (рис. 1.1,6) принимают, что
удельная изобарическая теплоемкость и показатель адиабаты для воздуха
в процессе сжатия и разбавленных продуктов сгорания в процессе
расширения одинаковы и не зависят от температуры, т.е.
срк = срт ~ср~ const и кк- кТ = к. Расход через турбину принимают
равным расходу через компрессор, потому что такое высококалорийное
топливо, как природный газ, увеличивает массовый расход через турбину
приблизительно на столько, сколько уходит воздуха с утечками через
уплотнения. Пренебрегают и внутренними потерями в турбине и
компрессоре и гидравлическим сопротивлением тракта, т.е. рг = pKt и

Рт!=Рв-

Составляя выражение для теоретического КПД цикла при этих
допущениях и упрощая его, получаем
^тад-^кад 1	1

„	(1 ))

h 0 Q\

71 К
где п - степень повышения давления в компрессоре, равная степени по-
нижения давления в турбине: 71 - рк1/рв= рг/pJt.

Рис. 1.1. Схема (а), теоретический (б) и реальный (в) циклы простой ГТУ:

1 - компрессор; 2 - камера сгорания; 3 - турбина; 4 - нагрузка; Qi и Q2 -
соответственно подводимая и отводимая теплота; в — воздух на входе в компрес-
сор; к - на выходе из компрессора, г - газ перед турбиной; т - на выходе из тур-
бины; t - индекс для теоретических значений

Выражение (1.1) можно истолковать так, что КПД идеального цикла не
зависит от температуры, а только от отношения давлений в цикле
к-\

(поскольку-----меняется мало) и непрерывно растет с повышением тт.

к

В реальном цикле простой ГТУ (рис. 1.1, в) имеют место потери энер-
гии в компрессоре и турбине, учитываемые с помощью их внутренних КПД
и 7Т. Учитываем зависимость теплоемкости от температуры, а для
турбины и от состава газов, поступающих из камеры сгорания (КС).
Обозначим теплоемкости: срк для сжатия в компрессоре, для
расширения в турбине, сркс - условная средняя теплоемкость подвода
теплоты, которая отражает разность энтальпий продуктов сгорания на
выходе из КС и воздуха на входе в нее. Полноту сгорания в КС учитывают
с помощью КПД г/кс. Отношение давлений в турбине уже меньше, чем
отношение давлений в компрессоре на величину потерь по тракту:
/г, = Л'ксгтр, где сгтр - коэффициент восстановления давления по тракту,
гггр = (1-£тр); здесь £тр- суммарные относительные гидравлические
потери по тракту между компрессором и турбиной (тракт ВД) и между
выходным патрубком турбины и входным патрубком компрессора (тракт НД).

При рассмотрении циклов обычно используют понятие адиабатных
(изоэнтропийных) КПД турбины и компрессора. В уурбине это отношение
действительного теплоперепада срт(Тг - Тт) к адиабатному с-Trt),
а в компрессоре - отношение адиабатной работы cpK(TKt -Тв) к
действительной срк(Тк-1\\ Средняя теплоемкость процессов

расширения и сжатия практически одинакова в идеальном и реальном
процессах. Тогда адиабатные КПД

7т

Т -Т
г т

Т -Т
1 г 1 т/

Т -Т

(1.2)

где дат = (ку - 1)/£т; кт - показатель адиабаты расширения;

х к в	к в

где тК = (кК - 1)/&к; кК - показатель адиабаты сжатия. Из выражений (1.2)
и (1.3) можно получить

Тг-Тт=Тг(1-^т^т;	(1.4)

Гк-7'в=7'в(<'К -О/^к-	(1-5)

В целях упрощения принимаем GT - GK. Тогда полезная работа 1 кг
рабочего тела Не = Нт - НК.

Эффективный КПД

п =	~ Н* _	_ Срт(^г ~ Д ) ~ Срк(^к ~ Гв )

0	’0’	с,„(7г-Д)/,в	'

или, вынося за скобки Тг и Тъ и используя формулы (1.4) и (1.5), получим

(1.7)

Деля слагаемые в числителе и знаменателе на

коэффициент т - Тг/Т\ ,

получаем

Тъ и вводя
зависимость
=./'(г'.л-к.л-Г)771ч.71Лкс^>.срт'с,ркс^к^т)- Построенные по этой
зависимости кривые т]е - /(л*) при различных т и постоянных остальных
величинах (рис 1.2) показывают, что в отличие от идеального цикла
эффективный КПД имеет максимум при каждом значении г, причем чем
больше г, тем больше и оптимальное	Кривые (см. рис. 1.2)

построены при следующих данных: т]к =0,86; 7т=0,89, сгтр = 0,96; српо
данным [24]; расход воздуха на охлаждение турбины в зависимости от
температуры газа по данным [24]. Увеличение начальной температуры газа
на 100 °C при одновременном росте тгк в указанных условиях повышает
КПД приблизительно на 4 % абсолютных. Удельный расход теплоты qe -
3600

величина, обратная КПД, qe -------кДж/(кВт ч). Удельный расход топлива

Ле

bL учитывает его теплотворную способность Q?, т.е. be = qjQ? .

Рис 1 2 Зависимость удельной
полезной работы Не и эффективного

КПД 7/с от при различных

значениях Z( , °C

1 - 900 (Г = 4,1), 2 - 1000 ( Г = 4,4),

3 - 1100 (Г = 4,8), 4 - 1200 (Г = 5,1),

-------- - Я, ,	-*—- Г/е

Полезную работу 1 кг рабочего тела можно также представить в
виде -

Нс =	cinTt - сркТв Нк/ъ , где Ят = 1 -	;

//к =	- 1 Удельная полезная работа увеличивается с ростом Tf или

снижением Г Однако (см рис 1 2) имеются четко выраженные максимумы
/7с = /(/гк), расположенные слева от /тк (ipt, т е /г7/

Эффективная полезная мощность

Ne=HcGtiq^	(18)
' д»’ GH - массовый расход; т]м - механический КПД, учитывающий затраты
мощности на привод вспомогательных механизмов (например, масляного
♦ оса) и потери в подшипниках, отнесенные к полезной мощности. В
пиюратуре Не называют удельной мощностью и используют также
понятие удельного расхода воздуха, кг/кДж: de - Н~х = GjNz . Кривые
< /	/	) обратны кривым Не, т.е. минимальный удельный расход газа

< ответствует максимальной удельной полезной работе. Чем больше Не,
н‘м при заданной мощности меньше массовый расход G и, следовательно,
размеры турбомашин и установки в целом. Несовпадение максимумов
// = /(л'к) и т]е = /(л^) можно объяснить тем, что с ростом тгк
повышается температура за компрессором, а подводимая теплота

-TV~TK снижается.

Коэффициентом полезной работы ф называют отношение
полезной работы ко всей работе турбины:

Дня приближенного анализа этой формулы примем срк =	,

- тТ и тгк = 7ГТ. Тогда, деля числитель и знаменатель дроби на Гв,
после простых преобразований получаем

71т

<р-=------.	(1.10)

Для иллюстрации влияния я на коэффициент полезной работы при-
мем т =1152/288 = 4, 7/т= 0,9, т/к = 0,85. Тогда тт]т7]к=3 Если подсчитать
<Р при реальной, обычно принимаемой в расчетах, величине m = 0,25, то
при росте 71 с 4 до 81 ф падает с 0,53 до 0. Следовательно, повышение
степени сжатия в цикле снижает коэффициент полезной работы. В практике
использования ГТУ обычно ф >0,33...0,4, для чего при проектировании рост
сопровождают подъемом г, т.е. температуры газа.

1.3.	Влияние различных факторов на основные показатели ГТУ

Внутренние КПД турбины и компрессора заметно влияют на все
по казатели ГТУ, так как полезная работа является разностью двух больших
величин, зависящих от г/} и rjK . Чем больше степень сжатия в цикле, тем
,н >лыие //1 и Нк, и это влияние заметнее выражено. Обычно для учета
влияния ?7( и 7]к используют метод малых отклонений [12], который
SHe=-3^ + l—^dr]h,	(1.11)

<P <P

где 8H.- относительное изменение полезной работы; Зг/^Зг/^ - соот-
ветственно относительное изменение КПД турбины и компрессора.

Сомножители при 8т]у и 8?]к называют коэффициентами влияния к^
и £ При #7=0,33 ЗН37^+28?]^ т.е. рост тут на 1% увеличивает
полезную работу на 3%, а рост г/к на 1% увеличивает Не на 2%.
Аналогично при (р =0,4 8Нt,=2,5^T + 1 $8т]к, или к^ =2,5 и & =1,5.

При линеаризации уравнения (1.7) получаем [12]

+ —-(1	(112)

(р

где Г[е - расчетное значение эффективного КПД ГТУ.

Зависимость эта является приближенной, так как не учитывает ре-
альной схемы ГТУ. Считая по формуле (1.12), например, при (р- 0,33
и г)е =0,3 получаем Згр.^ЗЗг^+У Д3т1к, т.е коэффициент влияния т/т на
такой же, как и на полезную работу, а г)к влияет на г/е меньше, так как
потери в компрессоре увеличивают температуру воздуха за ним и,
следовательно, уменьшают О\ - Т} ~ Тк.

Для полезной мощности выражение в малых отклонениях имеет
вид

= 8НС +<JGb = -J?7t+^^k+^Gb,	(1.13)

<Р <Р

т.е. без учета изменения расхода воздуха КПД турбины и компрессора
влияют на мощность ГТУ так же, как и на полезную работу 1 кг.

Влияние температуры воздуха и газа на удельную полезную
работу. Выражение для Не в малых отклонениях

8НС=-ЗТГ3~¥-ЗТВ,	(1.14)

<р <р

или для удельной полезной работы коэффициенты влияния кТ - к„ и
1 i Ч\

к{ - kt] . Приближенно полезная работа растет’ при повышении Tv на 1%
- на 2,5-3 % и при снижении Гв на 1 % - на 1,5-2 % Однако учтем, что если
к[ =1. то 1 % повышения температуры газа соответствует более чем 10 К
(или 10 °C), так как в современных ГТУ > 1000 К, a =1 соответствует
। юнее 3 К (или 3 °C), поскольку обычно расчетная температура воздуха
минее 300 К.

Влияние Тг и Тъ на мощность несколько сложнее, чем на Ne,
потому что мощность зависит также от изменения расхода, а он, в свою
очередь, от изменения частоты вращения осевого компрессора пк и
и.'мпературы воздуха. Если принять л?к = const, то

3Ne =-<57'г-3<57'в -—Зт.

<Р <Р <Р

(1.15)

Отсюда следует, что повышение Гг и снижение Тв в процентах
влияют на мощность одинаково. При п = 1 и Tv - const, или 8TV - 0 при
tp- 0,35, например, 8Ne - -2,96ТЪ, или повышение температуры
атмосферного воздуха на 1 °C снижает полезную мощность приблизительно
на 1 %, и наоборот, снижение Гв на 1 % увеличивает Нс тоже на 1 %.
Способность заметно увеличивать располагаемую мощность в холодное
время года является ценным свойством ГТУ, выгодно отличающим их от
других тепловых двигателей, так как потребность в энергии зимой
существенно больше, чем летом.

Влияние Тг и Гв на эффективный КПД. Выше было указано, что
эффективный КПД зависит не столько от абсолютных значений Тг и Гв,
сколько от коэффициента т - Гг/Тв. Методом малых отклонений для Г]е
получена приближенная зависимость [24]:

8т - кт8т,

(1.16)

где (р,Г!е,7Г и 7/т берут для номинального режима.

В практике эксплуатации ГТУ изменение т имеет место ежедневно из-
за колебаний температуры воздуха. Рассмотрим пример: л =16, т]е =0,3,
</7 = 0,4, ?/т=0,88. Получим <57/е = 0,8с)г, т.е. при изменении т на 1 %
расход топлива изменится на 0,8 %. Изменение же г на 1% для этой ГТУ
равноценно снижению температуры воздуха примерно на 3°С или
повышению температуры газа примерно на 12 °C. Характерно, что
изменение расхода топлива связано как с	, так и с (р. Уменьшить

зависимость т]е от г можно в первую очередь, поддерживая ср высоким, а
ио требует малых л и больших 7\ .

Влияние относительных гидравлических потерь по тракту на
/ /1 и ц также удобно рассмотреть с помощью метода малых отклонений
II работе [24] получена приближенная зависимость
8r/e = 8He = —Gr'"' -1) 8c - ka8c,	(1.17)

<P

где с - я я K - коэффициент восстановления давления.

Гидравлические потери по тракту больше влияют на полезную работу
и КПД в ГТУ с малой степенью сжатия в цикле. Например, вычислим
коэффициент влияния к^ для двух ГТУ с одинаковым значением т при
= 0,25. Для первой ГТУ с ят = 4 (р - 0,4, ка = 1,5 и
8г)е - 8Не - \58с. Для второй ГТУ с =16 <р = 0,3, ка - 0,8 и
8г/е = 8Не - 0,8<5сг. Следовательно, в этом примере рост я в четыре раза
снижает коэффициент влияния ка на полезную работу и КПД почти в два
раза Поскольку ка зависит не только от 71, но и от ср, все, что
способствует повышению ср (рост г,7т,7к), снижает влияние
гидравлических потерь по тракту.

Для ГТУ, выполненной по конкретной схеме, например двухвальной,
формулы (1.11)-(1.17) носят качественный характер, так как не учитывают
взаимного влияния элементов схемы, способа регулирования и др.

1.4.	Цикл ГТУ с регенерацией теплоты. Сложные циклы ГТУ

Поскольку в ГТУ простого цикла, несмотря на приемлемую дли целей
транспорта газа экономичность, теряется много теплоты (температура
уходящих газов обычно выше 400 и даже 500 °C), то целесообразно
рассмотреть использование этой теплоты для подогрева воздуха после
компрессора перед его поступлением в камеру сгорания. В соответствии со
схемой (рис.1.3, а) в регенераторе теоретически воздух можно нагреть
до температуры Гт/, а уходящие продукты охладить до температуры .
Возможность осуществления регенерации теплоты - принципиальное преи-
мущество ГТУ перед двигателями внутреннего сгорания. Однако
реализация этого преимущества приводит к заметному усложнению и удоро-
жанию установки.

Из рассмотрения идеализированного цикла (рис. 1.3, б) при постоянной
теплоемкости и отсутствии потерь следует, Тр( = Тт[ и Tyx( = TKt

Тогда максимальный теоретический КПД регенеративного цикла
пег _ ^тад ~ ад _	“ ^в) _ , Я

_	--------- I	(118)

Ql	Ср\кГ	Т
б

в

Рис 1 3. Схема (а), теоретический (б) и реальный (в) циклы регенеративной
ГТУ‘ 1 - компрессор; 2 - камера сгорания, 3 - регенератор; 4 - турбина, 5 - нагрузка,
ррег - теплота, подводимая в регенераторе; р - воздух после регенератора,
ул - газы после регенератора (остальные обозначения см. рис. 1.1)

Сопоставляя эту формулу с аналогичной для простого цикла (1.1),
видим, что 7im переместилось из знаменателя в числитель, а в знаме-
нателе появилось г, т.е. в регенеративном цикле для высокой
экономичности нужны малые тс и большие г. Следует учесть, что в
действительном регенеративном цикле (рис. 1.3, в) введено дополни-
тельное гидравлическое сопротивление как на тракте высокого, так и
низкого давления, в результате чего падает полезная работа в цикле. Кроме
того в реальном цикле Гр < 1\, а Г>Х>ГК, как бы ни был велик
регенератор Для определения количества теплоты, сообщенной воздуху в
регенераторе, используют такой показатель, как степень регенерации

Т -Т

г =	(119)

гт-гк

Температура воздуха после регенератора Тр = Тк + г(Тг - Гк).
Эффективный КПД регенеративной ГТУ по аналогии с формулой (1 6)

;_t/;r(7-,-rT)-c (гк-гв)^

Сркс(г, -гЗ/7кс

с..Л\Н^

(1.20)
Деля числитель и знаменатель на Тъ, получаем
rf е ~ /(т,71к,лу,т]т,Г1к,г). Построенные по этой зависимости кривые

= /(тТк-г) при нескольких значениях г (рис. 1.4) показывают'
максимум г/ге имеет место при значительно меньших тгк, чем в простом
цикле или ^Kopt <<: ^Kopt' с Ростом г эффект от регенерации
возрастает; степень регенерации существенно влияет на достижимый
КПД цикла. Отметим также, что в регенеративном цикле снижение КПД
турбины меньше отражается на эффективном КПД, чем в простом.
Методом малых отклонений получена следующая формула [24]:

= 1 Г-- (1 - r)i]e]<5t]K.

<р	(р

Рассмотрим пример: #? = 0,4, г = 0,8,	=0,3. Получим

^Г-0 87т ~ против ранее полученного в простом цикле кг~®г/г = 2,5.
Однако коэффициент влияния КПД компрессора на г/е при большой

степени регенерации практически одинаков в простом и регенеративном

циклах (при одной и той же температуре газа и оптимальных для них тгк).

Различное изменение и к^ в регенеративном цикле по сравнению с

Рис. 1.4	Зависимость удельной

полезной работы Не и
эффективного КПД Г/е	от ЛК при

степени регенерации	г =0,75 и

различных значениях /г, °C
1 - 900 (г =4,1); 2 - 1000 (Г=4,4),
3-1100 (Г=4,8), 4 - 1200 (Г=5,1);
------ - Не; -А-*... -

простым можно объяснить тем, что все потери в турбине, переходя в
теплоту, повышают Гт и, следовательно, температурный интервал
(Тт~ТК), который можно использовать в регенераторе Потери же в
компрессоре ведут к росту ТК и уменьшению этого интервала.
Влияние степени регенерации на требуемую поверхность теплооб-
менника было впервые проанализировано проф. В.В. Уваровым. В
предположении противоточного поверхностного теплообменника им была
получена зависимость для площади поверхности теплообмена

Gcp г
то /1
к 1 -г

где G средний массовый расход по воздушной и газовой сторонам;
с - средняя теплоемкость; к - коэффициент теплопередачи.

Заметим, что при увеличении г, например, с 0,67 до 0,8
необходимая поверхность растет приблизительно в два раза, а с 0,8 до
0,9 - еще более чем в два раза. Степень регенерации менее 0,6 обычно
нецелесообразна из-за незначительного повышения экономичности при
заметном усложнении установки, а степень регенерации более 0,8 требует
больших размеров и массы теплообменника. Тем не менее с учетом
ограниченности ресурсов природного газа и возможностью повторного
использования металла в ближайшие годы целесообразно иметь
г >0,80.

Гидравлическое сопротивление регенератора по воздушной и газовой
сторонам и воздухопроводов к нему и от него к камере сгорания
несколько снижает удельную полезную работу в регенеративной ГТУ по
сравнению с простой, и существенно усложняет компоновку ГТУ. За счет
применения регенерации теплоты в приводных ГТУ можно получить
экономию около 20 % топливного газа, если регенератор имеет достаточно
развитую поверхность и в нем нет заметных утечек воздуха через газовую
сторону в дымовую трубу.

ГТУ усложненного цикла сегодня не нашли применения на
газопроводах, однако представляют определенный интерес из-за более
высокой экономичности, что привлекает к ним внимание, как к
перспективным. Их идеи основаны на том. что следует уменьшать работу
сжатия и увеличивать работу расширения, так как полезная работа - это
разность между ними. Этому требованию отвечает промежуточное
охлаждение при сжатии и промежуточный подогрев при расширении.
Циклы трех возможных вариантов из наиболее простых представлены на
рис.1 5. Обозначим эти циклы: с промежуточным охлаждением - ПО, с
промежуточным подогревом - ПП, с промежуточным охлаждением и с
промежуточным подогревом (ПО+ПП) Простому циклу в данном
подразделе присвоим добавочный индекс П. При использовании
регенерации будем добавлять букву Р. Исследование этих циклов без
регенерации теплоты при одинаковой начальной температуре газа
показывает: максимальный КПД в цикле с ПО приблизительно на 3-4 %
абсолютных превышает таковой в простом цикле, но при существенно
(-)ольшем (^7По ~ 1.5^7П): максимальный КПД цикла с ПП не
превышает 7/еП простого цикла, а максимальный КПД в цикле ПО+ПП на
4-6 % абсолютных больше г/еП при я^по+пп) “

Рис 15 Т - S - диаграмма сложных циклов ГТУ:

а - с промежуточным охлаждением, б - с промежуточным подогревом,
в - с промежуточным охлаждением и промежуточным подогревом

Одно из важнейших достоинств усложненных циклов - заметное
увеличение удельной полезной работы и, как следствие этого, снижение
расхода воздуха и соответственно размеров турбомашин. Рост полезной
работы виден из увеличенной площади цикла в Г-5диаграмме
Другое важнейшее достоинство сложных циклов - повышение эффекта
от применения регенерации. Значения максимальных КПД при
различных перспективных температурах газа для простого,
регенеративного и сложных циклов указаны в табл.1.1. Там же
приведены значения оптимальных по КПД степеней сжатия в цикле при
этих КПД Схемы ГТУ, позволяющие реализовать эти значения
экономичности, рассмотрены ниже. На начало текущего столетия
максимальный уровень КПД в ГТД простого цикла наземного применения
около 25 МВт достиг 41 ...42% при степени сжатия до 30.

Применение регенерации в сложных циклах существенно
увеличивает максимально достижимую экономичность при
одновременном снижении степени сжатия в цикле. Если рассмотреть
теоретический цикл с промежуточным охлаждением и промежуточным
подогревом при идеальной регенерации (г = 1),то можно получить
формулу 7/\гю+пп) ~ ~ ят1~1т. Поскольку лп'!~ <лп\ то при

— I	Г* I

одинаковой 7/цю+пп) » 7, • Если число ступеней сжатия и расширения
продолжать увеличивать, то удельная полезная работа и термический
Таблица 1.1

Значения Т]”шх/тг°пт в зависимости от температуры газа
для различных схем ГТУ

/(, °с				Схема ГТУ			
	Простой цикл	Регенера- тивная г — 0,8	С проме- жуточным охлажде- нием	С проме- жуточным охлажде- нием и регенера- цией г = 0,75	С проме- жуточным подогре- вом и ре- генера- цией г = 0,75	С проме- жуточны- ми охлажде- нием и подогре- вом	С проме- жуточны- ми охлажде- нием, по- догревом и регене- рацией г = 0,75
900  1000  1100  1200	29/12  33/15  36/18  38/20	32/6  36/6  40/7  43/8	30/18 34/20  38/24  41/28	33/8 38/10 42/12 45/14	32/8 36/10	33/22 3724  41/28	38/12  43/16  49/16

КПД продолжают расти. При некотором числе п ступеней сжатия и
расширения в ГТУ с идеальным регенератором

^(ПО+ПП) -1“^	/г,

а при п со	-	, т.е теоретический КПД ГТУ становится

равным КПД цикла Карно. Следовательно, применяя в ГТУ
промежуточное охлаждение и промежуточный подогрев в сочетании с
регенерацией, их экономичность заметно можно приблизить к
теоретически максимальной, что неосуществимо в паротурбинных
установках и поршневых двигателях внутреннего сгорания. На практике
ГТУ с более_ч£м тремя ступенями сжатия и двумя ступенями расширения
не создавали Сложные циклы требуют и сложных схем установок, что
затрудняет эксплуатацию таких ГТУ.

1.5.	Схемы ГТУ для транспорта газа

На газопроводах нашей страны и за рубежом было установлено
небольшое число одновальных однокомпрессорных ГТУ с регене-
раторами (см рис 1 3) и без них (см рис. 1.1), а также конвертированных
авиационных двигателей. Преимущества одновальных установок -
конструктивная простота, минимальное число турбомашин и
подшипников Однако эти достоинства отступают на задний план перед
недостатками - жесткая связь по частоте вращения центробежного
нагнетателя и воздушного осевого компрессора, невозможность пуска
..регата под давлением в корпусе нагнетателя, необходимость для
,	,шм -эксплуатации использования поворотных направляющих

Библиотека I

Уральского гаадарсгаенного 17

]техимческогр униносигета-vnd
лопаток в компрессоре и нагнетателе. Одновальные ГТУ называют также
простым блокированным агрегатом. Блокирование (жесткое соединение)
на одном валу компрессора и потребителя мощности целесообразно для
энергетических установок, в том числе газотурбинных электростанций
газопроводов, где возможно несение любой рабочей нагрузки при
неизменной частоте вращения.

Двухвальные однокомпрессорные ГТУ (рис. 1.6, а, б) состоят из
газогенераторной части и свободной силовой турбины, что дает
значительно большую гибкость для эксплуатации, благодаря независимой
работе газового нагнетателя и воздушного компрессора. Изменение
давления перекачиваемого газа сказывается только на работе
нагнетателя и немного на работе силовой турбины, но не влияет на
газогенератор Колебания же температуры атмосферного воздуха влияют
на работу только турбокомпрессорного вала и мало отражаются на работе
силового вала. В двухвальных и трехвальных (рис. 1.6, в) газопере-
качивающих агрегатах выделение турбины полезной мощности вместе с

Рис 1 6. Применяемые схемы приводных ГТУ и ГТД.

а - двухвальная однокомпрессорная простого цикла; б - двухвальная однокомп-
рессорная регенеративного цикла, в - трехвальная двухкомпрессорная;

1 - компрессор, 2 - турбина привода компрессора, 3 - свободная силовая
турбина, 4 - нагрузка, 5 - камера сгорания; 6 - регенератор, 7, 8 — компрессор
соответственно низкого и высокого давления, 9, 10 - турбина соответственно
высокого и низкого давления, Q - подвод топлива

нагнетателем на отдельный вал кардинально улучшает их внешние
характеристики, хотя при этом возрастает число турбомашин и
конструктивная сложность агрегата. Для ГТУ с регенерацией теплоты,
когда обычно тгк <8.. 9, общепризнано, что наиболее целесообразной
схемой является двухвальная (рис 1.6, б) В ГТУ простого цикла для
достижения высокой экономичности необходима большая степень сжатия
А при большом отличии давлений в начале и в конце компрессора резко
отличаются объемные расходы, что неблагоприятно для создания единой
эффективной проточной части компрессора. На нерасчетных режимах
происходит и большое рассогласование работы ступеней. Необходимо
иметь несколько рядов поворотных направляющих лопаток для
обеспечения промежуточных режимов. Поэтому начиная с ;тк>10...12
целесообразно разделить газогенераторную часть турбогруппы на каскады
(турбокомпрессорные блоки). Каскадом называют часть компрессора,
приводимого своей турбиной Турбина низкого давления (ТНД) вращает
компрессор низкого давления (КНД), а турбина высокого давления (ТВД)
приводит компрессор высокого давления (КВД) Для каскада высокого
давления (ВД) обычно принимают частоту вращения заметно более
высокую, чем для каскада низкого давления (НД), и это позволяет
уменьшить размеры турбокомпрессорного блока ВД, создать более
благоприятные условия для проектирования ступеней турбомашин обоих
каскадов, а на нерасчетных режимах уменьшить рассогласование
ступеней компрессора. Все три схемы (двухвальные однокомпрессорные и
трехвальная двухкомпрессорная) получили большое распространение на
отечественных и зарубежных газопроводах. Конвертированные авиацион-
ные и судовые двигатели выполняют только по схемам (рис. 1.6, а, б), т.е.
без регенерации теплоты. Пример расчета схем ГТУ простого и
регенеративного циклов дан в работе [21].

Для всех схем ГТУ по сложным циклам предпочтительно
трехвальное исполнение (рис. 1.7). Хотя число турбомашин в этих схемах
такое же, как и при двухкаскадном газогенераторе в простом цикле,
наличие теплообменников и трубопроводов к ним большого сечения
заметно усложняет компоновку таких агрегатов. В принципе при
использовании регулируемых КНД и КВД (с поворотными
направляющими лопатками) и встроенных камер сгорания возможны и
двухвальные схемы, но это тоже вызывает конструктивные трудности.
Целесообразность отнесения ГТУ по сложным схемам к числу
представляющих интерес в будущем проистекает из их более высокой
экономичности (при одинаковой температуре газа), чем ГТУ по простому
и регенеративному циклам (см. табл. 1.1), и имеющемуся опыту
применения их в различных областях техники. Кроме того, они не
сложнее предлагаемых парогазовых установок, внедрение которых на КС
рассматривается как реальное. Из представленных схем более
перспективными являются: с промежуточным охлаждением и
регенерацией (используют на судах морского флота); с промежуточным
охлаждением и промежуточным подогревом (применяют в энергетике); с
промежуточным охлаждением, промежуточным подогревом и регене-
рацией теплоты (использовали в энергетических ГТУ на ранней стадии
развития газотурбостроения).
a

б

в

Рис. 1.7. Схемы ГТУ сложных циклов, которые могут быть освоены в
будущем.

а - с промежуточным охлаждением и регенерацией, б - с промежуточными
охлаждением и подогревом; в - с промежуточным охлаждением, подогревом
и регенерацией, 1,2- турбина соответственно высокого и низкого давления,
3 - свободная силовая турбина; 4 - нагрузка, 5 - камера сгорания, б -
регенератор, 7, 8 - компрессор соответственно низкого и высокого
давления, 9 - промежуточный охладитель, 10, 11 - камера сгорания
соответственно высокого и низкого давления; Q,Q’ - подвод топлива

При двухкомпрессорных схемах, характерных для авиаГТД
наземного применения, возможно выполнение КНД с существенно
увеличенным расходом воздуха, чем для остального тракта двигателя
Избыточный сжатый воздух может быть подогрет в специальном
рекуператоре отходящими после СТ газами и расширен в
дополнительной воздушной турбине, установленной на валу СТ-ЦН При
этом КПД установки растет на несколько процентов, однако корпуса КНД
и воздушной турбины подвергаются воздействию усилий от горячих
воздухопроводов под давлением и должны иметь жесткую конструкцию,
несвойственную авиадвигателестроению

Пока не исчерпаны имеющиеся значительные резервы повышения
экономичности ГТУ простого и регенеративного циклов, разработка газо-
турбинного привода для газовой промышленности по сложным схемам
отступает на второй план из-за большой трудоемкости доводки образцов
таких агрегатов и увеличенной сложности эксплуатации

Другим способом повышения экономичности газотурбинного
привода на КС является утилизация сравнительно высокопотенциального
тепла уходящих газов безрегенераторных ГТУ для испарения воды под
давлением в котле-утилизаторе и получения пара, который можно
использовать в паросиловом цикле для выработки электроэнергии или для
подмешивания в основной газотурбинный цикл Создание
комбинированной энергетической установки экономически целесообоазно
в том случае, когда на площадке КС или поблизости есть достаточно
крупный потребитель электроэнергии, например компрессорный цех с
электроприводными ЦН Транспортировка пооочно лыоабсл jhhov
электроэнергии на большое расстояние малоэффективна. Однако
эксплуатация мелких утилизационных паросиловых установок является
затратным делом, в большинстве случаев экономически недостаточно
обоснованным.

Что касается контактных схем, т.е. использования энергии пара в
проточной части турбин ГТУ, то здесь требуются эффективные решения
по конденсации отработавшего пара и возвращения воды в
утилизационный котел. Украинскими научно-исследовательскими и
проектно-конструкторскими организациями разработаны опытные
установки, в которых отработавший пар может быть сконденсирован в
смешивающем конденсаторе, а вода вновь использована в котле-
утилизаторе. Если применить такую схему в составе газотурбинного
привода ГПА, то достижима экономия топливного газа в 30-40%, но
установка теряет мобильность и простоту, так как приведение в рабочее
состояние утилизационного контура требует длительного времени и
большого числа операций.

Некоторым достоинством циклов с использованием воды является
то, что пар низких параметров может быть также эффективно использован
в системе охлаждения турбин ГТУ, заменяя более дорогой воздух, но в
этом случае также нет простых решений для ГТУ компрессорных станций
ввиду их ограниченной единичной мощности.

К настоящему времени возможности простого цикла еще далеко не
исчерпаны, и поэтому в конвертированных авиационных и судовых ГТД
цикл с одной ступенью сжатия и расширения прочно закрепился и
продолжает развиваться в направлении повышения лк и Тг.
ГЛАВА 2. ОСЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ ПРИВОДНЫХ ГТУ И
КОНВЕРТИРОВАННЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

2.1.	Особенности работы ступени осевого компрессора
и ее основные параметры

Изолированная ступень осевого компрессора состоит из входного
направляющего аппарата (ВНА), рабочего колеса (РК) и направляющего
аппарата (НА) - рис.2.1. В авиадвигателестроении направляющий аппарат
чаще называют спрямляющим (СА). С приведением во вращение РК воздух,
проходящий через лопаточный венец, получает энергию в виде скорости в
направлении вращения и в виде давления (решетка РК диффузорна, т.е.
представляет собой расширяющийся канал). Последующий НА превращает
скоростной напор в давление, раскручивает поток до направления, которое
было в сечении 1-1. В последней ступени осевого компрессора
спрямляющий аппарат обычно раскручивает поток до осевого направления.

Степень повышения давления, работа сжатия и КПД ступени.

Зависимость между степенью повышения давления ягст и работой сжатия

1 кг

h —
ст.ад

рабочего тела в идеальном процессе имеет вид:

к

к-1

RT\ -

-1 , где тгст = р3/ Р\- Обычно оперируют полными

параметрами, т.е. ягст* = р3 */р} *. В общем случае с3 Ф q.

Для ступеней воздушного осевого компрессора, в которых скорость
звука не достигается, обычно zrCT* - 1,1... 1,3 и Лстад - 10...25 кДж/кг; для

транс- и сверхзвуковых ступеней тгст - 1,6...2,0 и Лс = 40...65 кДж/кг. В
диагональных и центробежных ступенях можно получить значительно более

высокие тгст.

Адиабатный КПД ступени Лст ад

( к-1	\

Г, -1

*3ад Ч ~ ад _	\/

Z3”Z1 △Т'ст	^З"7!

Л * Т, -Т

В параметрах заторможенного потока Лст*ал = —и « —Ц5--

Т3-Т\

При проведении исследований пользуются еще понятием
политропного КПД, который более полно отражает аэродинамическое
совершенство ступени.

Кинематические и газодинамические параметры ступени.

Существует связь между Лст и окружной скоростью и, осевой

составляющей абсолютной скорости са и углами Д и /3^ (рис.2.1),
Рис.2.1. Схема ступени осевого компрессора (а), соответствующие ей
треугольники скоростей (б), и изображение процесса сжатия в i — S диаграмме (в):
DH|, Z?K| - соответственно корневой и наружный диаметры; О - О -сечение перед
ВНА, 1-1 - сечение перед РК; 2-2 - сечение за РК; 3-3 - сечение за НА; индексы -
номера сечений; q, с2, Wj, w2 - соответственно абсолютные и относительные
скорости на входе в венец и на выходе из него; и- окружная скорость;
с1п*с2н’И’1н’‘ проекции соответствующих скоростей на вектор и; Са-
проекция абсолютной скорости на осевое направление; <7| ,а2,/?|,/72 - углы
векторов скоростей в абсолютном и относительном движении

которую рассмотрим на ступени с закруткой на входе по направлению
вращения, т.е. при а1 >90°. По формуле Эйлера при

«I = и2 и Лст = u(c2l< - с1и ) = (и’,„ - w2„ >, так как с1и = и - м’1и, а
с1„ =“~ w2u 

В большинстве случаев ск/ с2а - са, тогда

(И'|« - W2u > = Си {CtgP\ ~ Ctgp2 

Это выражение часто записывают в виде: Лст = ucaActgfi.
Следовательно, напор ступени прямо пропорционален и, са и углу
поворота потока в решетке РК. Величина \ctgft ограничена возможностью
отрыва потока при возрастании диффузорности, поэтому Лст в первую
очередь определяется значениями и и са. Обычно (~ А) на сРеДнем
диаметре составляет 25-30° и почти всегда (J32 - Д )«40...45°. Течение
потока через решетку, отклоняющую закрученный поток к оси турбомашины,
из-за возрастания площади диффузорно.

Одним из основных кинематических параметров ступени,
определяющих Лст, является окружная скорость на периферии ин. В любой
реальной конструкции ограничена прочностью ротора и рабочих лопаток.
В ступенях стационарных осевых компрессоров обычно мн=200-?370 м/с. В
авиадвигателях преимущественно ин =300...500 м/с. При wH<200 м/с
сколько-нибудь заметный напор в ступени на воздухе получить очень
трудно.

Параметр са на среднем диаметре определяет объемный расход при
данных размерах. Пользуются понятием коэффициента расхода са -са/и.
В компрессорах стационарных ГТУ са =0,4...0,8, в авиадвигателях
=0,6...0,9. Подставляя в формулу для напора са = саи, получаем

Лст = cow2 (c/g# - ctgPl) •	(21)

т.е. при заданных са, &ctg0 работа сжатия ступени пропорциональна
квадрату окружной скорости.

Из рассмотрения треугольников скоростей (рис.2.1, б) видно, что
наибольшие значения при обтекании решетки имеют векторы Wj и с2,
особенно Wj. Обозначают Л/ - Wj /а, где а = y/kRT] - скорость звука в
сечении 1-1. При Mw > 1 на вершине лопатки ступени трансзвуковые; если
по всей высоте лопатки Mw > 1 - ступени сверхзвуковые.

В многоступенчатых компрессорах благодаря увеличению темпе-
ратуры вдоль проточной части растет и скорость звука, снижается и
можно увеличивать wcp и Лср, сохраняя дозвуковой режим обтекания.
Поскольку при одном и том же значении wcp Лст может иметь различные
значения, распространено использование коэффициента теоретического
напора

г	Лст	и(с1и

Lj — СТ ____	\ Ли___1« / _ _U

гЧ.н 2	2	—

U	U	U

Тогда Лст = /zrHw2, где и2 - условный предельный теоретический
напор, который можно получить от ступени при с2и -и \л при с1и =0.
Из выражений Лст = cXau2&ctg/3 и Лст = h^u2 следует, что

Я.н = C\ActgP\ ~ ctgP2 ),	(2.3)

т е. при заданном коэффициенте расхода коэффициент напора зависит
только от угла поворота потока в решетке.

Степень реактивности ступени. В зависимости от располагаемой
окружной скорости ступень осевого компрессора можно выполнять с
закруткой потока на входе в РК по вращению, с чисто осевым входом и с
закруткой против вращения при одинаковом значении (рис.2.2). В
стационарном газотурбостроении применяют все три типд ступеней,
а	б	в

Рис.2.2 Схемы ступеней с различной степенью реактивности /7К:

а - с закруткой по направлению вращения (рк = 0,5); б - без закрутки (рк =*0,75);
в - с закруткой против вращения (рк-1)

особенно, если компрессор расположен на одном валу с электро-
генератором, частота вращения которого ограничена

3000 об/мин. В авиадвигателестроении и в приводных ГТУ используют
только первые два типа ступеней. Исключением является компрессор
установки ГТ-700-4 (разработанной вначале для нужд энергетики), у
которого из-за малой окружной скорости использована закрутка против
вращения.

В теории компрессоров пользуются понятием кинематической степени
реактивности ступени

(2.4)
2и

Пределы изменения степени реактивности 0,5—1 .

Когда рк = 0,5, то 2— = 0,5; сХи + с2и = и, и из рис.2.3 видно, что
2и

и -с2и + w2u, т.е. w2u = clw, a = с2и. Здесь преобразование энергии
происходит как в рабочем колесе, так и в направляющем аппарате в равной
мере. Ступени с закруткой по вращению наиболее распространены в
компрессорах газоперекачивающих агрегатов.

Когда рк=0,75, то ^-^-^- = 0,25; сХи + с2и = 0,5w; при
2и

с2и =0,5w	=0, - получаем ступень без закрутки. В ней около 75%

энергии преобразуется в давление в РК, а 25 % - в НА. Широко применяют
и ступени с небольшой закруткой по вращению, у которых 0,5 < рк < 0,75.

При рк = 1	- 0, т.е. сХи = -с2и - проекции равны и

2и

направлены в противоположные стороны. Здесь все преобразование
энергии происходит в РК, а в НА поток поворачивает вокруг оси
компрессора, давление не изменяется.

Последнее время авиадвигателестроители проявляют интерес к сту-
пеням с рк = 1 в так называемых биротативных компрессорах, в которых
направляющие аппараты отсутствуют, а есть два ротора, вращающиеся в
противоположных направлениях.

Геометрические параметры ступени. Средним диаметром в
теории осевых компрессоров принято рассматривать такой (см. рис.2.1),
который делит кольцевую площадь на входе в РК на две равные части, т.е.
£>ср = 0,5(1)2 + /)2) Часто его называют средним геометрическим.
Пользуются и понятием среднего арифметического Dcp = (1)к + DH )/2.

Относительный диаметр втулки d - DK/(втулочное отношение):
для первых ступеней многоступенчатых компрессоров в стационарном
газотурбостроении dx = 0,5 0,7, в авиадвигателестроении dx =0,35...0,6;
для последних ступеней желательно иметь dz < 0,85...0,9. С повышением
быстроходности компрессора d снижается.
Осевые ступени характеризуются также относительным удлинением
лопаток РК / = I?/Ьр , где /р = 0,5(£>к - DH) - высота рабочей лопатки на
входе; 6р - хорда лопатки на среднем диаметре. Удлинение направляющих
лопаток /н ~ 1Н/ЬН . Парусностью рабочих и направляющих лопаток на-
зывают 6р н/6р к и Ьн Н/АН к . Парусность больше единицы, т.е. увеличение
хорды к периферии, используют для обеспечения оптимальной густоты
решетки по всей высоте лопаток. Удлинения желательно иметь в пределах
2,5...4,5 для первых ступеней и около 1,5 для последних. Для
высоконагруженных ступеней целесообразны удлинения в пределах 1...1.5.
При выбранном относительном шаге величина удлинения определяет число
лопаток. Оптимальный относительный шаг для дозвуковых ступеней
t = t/b = 0,5... 1,0, а относительная густота b = Ъ/t = 1...2. Для
сверхзвуковых ступеней оптимальны более густые решетки.

Лопатки компрессоров выполняют закрученными по радиусу в
соответствии с принятыми законами профилирования [24].

2.2.	Компрессорные решетки профилей и потери
в лопаточных венцах

Компрессорные решетки профилей. Типичные компрессорные про-
фили (рис.2.3) имеют средние линии с мало изменяющейся кривизной,
часто в виде дуги окружности (в дозвуковых ступенях). Решетка профилей
характеризуется: хордой профиля Ь, шагом t, углом атаки /, углом
отставания потока 8, углом изгиба профиля £.

Угол атаки / = Дг - Д (где Дг и Д - соответственно геометри-
ческий и поточный углы). Наличие угла отставания потока 8 связано с тем
обстоятельством, что решетка поворачивает поток на меньший угол, чем £.
Угол £ - /32v - Дг. Направление потока за решеткой определяется Д?г,
t -t/b. Чем гуще решетка, тем меньше 8. Обычно 8 < 4...6°. Профили
характеризуются также координатой максимальной толщины хс,
координатой максимального прогиба средней линии Ху, максимальной
толщиной профиля стах, углом установки профиля ууст. Используют
обычно относительные величины хс = xjb, Xj = Xj/Ь и с - стах/Ь.

Минимальные профильные потери достижимы в некотором диапазоне
углов атаки, величина которого зависит от числа М. С увеличением М до
0,85...0,9 диапазон оптимальных углов атаки заметно сужается. Начиная с
некоторого значения zKp происходит срыв на спинке или корытце лопатки.
Срыв потока на выпуклой поверхности приводит к нарушению нормальной
работы решетки.

Рис.2.3. Геометрические параметры компрессорной решетки профилей

На прочностные характеристики профиля Ь,с,гвк,гвык влияет
шероховатость поверхности (высота микронеровностей). Обычно
применяемые относительные толщины профилей составляют: в стационар-
ном газотурбостроении 0,1...0,12 для направляющих лопаток и от 0,06 на
вершине до 0,14 у корня рабочих лопаток;

в авиадвигателестроении 0,06...0,08 для направляющих лопаток и от
0,04 на вершине до 0,12 у корня рабочих лопаток.

Потери в лопаточном еенце осевого компрессора обычно
подразделяют:

на профильные, связанные с образованием пограничного слоя на
поверхности профиля;

концевые, связанные с трением на меридиональных ограничивающих
поверхностях (у корня и на периферии);
вторичные - от поперечных перетеканий по концам лопатки вслед-
ствие поворота потока в решетке (образование так называемых парных
вихрей).

Во вращающемся венце имеют место дополнительные потери от
поля центробежных сил. В частности, пограничный слой у корня утоняется,
а у периферии набухает. Профильные потери зависят от относительной
толщины профиля с , шероховатости поверхности, числа М. Если в какой-
то части профиля М достигает 1, то возникают волновые потери.

Влияние радиальных и осевых зазоров на работу ступени. Из-
за высокой окружной скорости рабочие лопатки бандажей не имеют. На-
правляющие лопатки (НЛ) выполняют как безбандажными, так и обан-
даженными (рис.2.4). На величину радиальных зазоров и 8Н в
установившемся режиме влияют температура ротора и статора, де-
формации ротора в поле центробежных сил. На переходных режимах
имеет значение также разница в тепловой инерции ротора и статора.

Рис.2.4. Конструктивная схема ступени:

а - с безбандажными НЛ; б - с обандаженными НЛ (с направляющими
аппаратами)

На конце лопаток из-за разницы давлений происходит перетекание
через зазор с вогнутой на выпуклую часть профиля. Из-за этого снижаются
и КПД, и напор. Увеличение зазора 8?/I? на 1% приводит в среднем к
снижению КПД на 2 % и падению напора на 3-5%. Поэтому важнейшая
задача при разработке конструкции, изготовлении и ремонтах - обеспечение
минимальной величины 8?. Этого можно достигнуть сближением тепловой
инерции ротора и статора, рациональным выбором опор статора,
специальным регулированием температуры статорных или роторных
деталей (охлаждение или подогрев) и т.д.

Зазор 8Н в безбандажных НА имеет несколько меньшее значение,
здесь направление перетекания совпадает с направлением вращения, что
может улучшить картину обтекания в корне. В обандаженных направляющих
лопатках картина течения в корне существенно отличается от
безбандажных В осевых зазорах происходит размывание так называемого
спутного следа, зависящего от параметров решетки и толщины выходных
кромок Обычно принимают = s2 =(015- 0,3)b Малые осевые зазоры
увеличивают также уровень шума

Особенности транс- и сверхзвуковых ступеней Их применяют
для повышения напорности ступеней, а также для пропуска большего расхо-
да при заданной торцевой площади Кроме того, транс- и сверхзвуковые
ступени позволяют сократить общее число ступеней Для получения
ттсг =1,4 1,5 необходимо иметь >1,1 С целью снижения потерь
входные кромки профилей, обтекаемых с М > 1, выполняют острыми, хорду
- большой, решетки - более густыми Удлинения лопаток в таких ступенях
также целесообразны небольшие Опыт разработки и использования таких
ступеней свидетельствует, что вплоть до Л/и1 <1,35 1,4 КПД ступени
сохраняет высокие значения Однако при этом необходимы лопатки с
весьма тонкими профилями, доводка которых трудоемка в отношении
прочности Другой недостаток сверхзвуковых профилей - их более высокая
подверженность эрозионному износу аэрозолями

2.3.	Многоступенчатые осевые компрессоры

Связь между параметрами ступени и всего компрессора
Поскольку ттст ограничено, а для ГТУ необходимы большие лк, число
ступеней в компрессоре гС1 < 20 При этом як =	л”- В отличие от

турбины КПД многоступенчатого компрессор ниже, чем КПД его отдельной
ступени Работа сжатия 1 кг воздуха Нк = £/гст/(1 -а), где а -
коэффициент затраты энергии, а - 0,02 0,04 Увеличение работы сжатия
вызвано тем, что вследствие потерь энергии в каждой ступени температура
воздуха выше, чем при адиабатном сжатии, в i-s диаграмме процесс
сдвигается вправо

,	/ Аг-1 А

/с	~т~

Для всего компрессора Яад =----R7] я k -1 ,

*-! )

_ ;2ад *1 ~ Тзад ?! _ -г ~ 1

/кад /2-/( ~ Г,-Т}	[Т2-Т}

КПД отдельной ступени компрессора доходит до 0,94

(2 5)

Если ком-

прессор составлен из однотипных ступеней, то повышение як в два раза за

счет увеличения означает снижение 7ук ад на —1,5%
Применяемые формы проточной части Желательные втулочные
отношения для первой и последней ступеней указывались выше При малых
втулочных отношениях трудно получить необходимый напор в прикорневой
зоне из-за недостаточного ик, при больших втулочных отношениях растет
значение концевых потерь и от перетекания Наиболее распространенные
типы проточных частей указаны на рис 2 5 Тип I с постоянным наружным
диаметром (DH = const) повсеместно принят в транспортных ГТД Для него
характерно рост напорности с увеличением номера ступени (благодаря
повышению Z7tp), минимальная масса по сравнению с другими типами,
более крутое убывание высоты лопаток Для типа II с постоянным корневым
диаметром (DK = const) свойственна более высокая технологичность
корневой части рабочих лопаток и всего хвостового соединения (цилиндр,
а не конус), увеличенные высоты лопаток в последних ступенях по
сравнению с типом I и соответственно их КПД Тип III с маломеняющимся
средним диаметром (Z) const) применяют нередко для первой группы
ступеней, он имеет достоинства и недостатки типов I и II Некоторые
исследователи считают, что в проточной части типа II нельзя обеспечить
такой же КПД, как при типе I, из-за увеличенных углов поворота в корне при
неизменной окружной скорости

Рис 2 5 Конструктивные схемы проточной части

В многоступенчатых компрессорах важно изменение си вдоль проточной
части Целесообразно уменьшение са от первой ступени к последней, что
позволяет приблизиться к более эффективным высотам лопаток Выходную
скорость за последней ступенью удается использовать в диффузоре лишь
частично Если нет ограничений по окружной скорости, предпочтительна степень
реактивности первых ступеней рк - 0 5 0,6 с небольшим ее увеличением в
последующих ступенях по мере повышения температуры и скорости звука

Выбор напора ступени при заданном общем напоре. Распределение
работы сжатия между ступенями связано с типом проточной части (I, II, III),
втулочным отношением первых ступеней, выбором cd типом ступеней и тп В
первой ступени наименьшее значение с/, в корневых сечениях мала окружная
скорость, температура воздуха наименьшая, число Л/и>1 на периферии
наибольшее. По этим причинам первые одну-две ступени, если они не
трансзвуковые, часто выполняют с пониженной нагрузкой. Последние ступени
не должны быть сильно нагружены из-за снижения са и повышенной темпе-
ратуры воздуха. Кроме того, нежелательно получать большую работу сжатия
на ступенях с короткими лопатками. Поэтому, как правило, сильнее
нагружают средние ступени.

Значительно большую нагрузку можно получить от второй группы
ступеней, если выполнить осевой компрессор двухроторным (двухкаскадным)
с приводом каждого ротора своей турбиной. Тогда для второго компрессора
высокого давления (КВД) принимают существенно большую частоту
вращения, чем для первого, диаметры ступеней КВД снижают, втулочные
отношения увеличивают, что благоприятно для повышения напора и КПД В
двухвальном компрессоре при одинаковом с одновальным числом ступеней
получают более высокое лгк при повышенном т]к. В настоящее время в
однокаскадных компрессорах лк <16...20, максимально до лк =30, а в
двухкаскадных	= 12...30, максимально до тгк =40. В авиадвигателе-

строении применяют и трехроторные осевые компрессоры.

О методах проектирования осевых компрессоров Заданными ве-
личинами являются GB, лк, Г)к, коэффициент устойчивой работы Ку. В
результате расчета должны быть определены высоты, хорды и углы всех
лопаток, выбрана частота вращения, уточнены остальные размеры и
параметры. Все существующие методы основаны на широком использовании
экспериментальных данных.

Широко распространен метод моделирования (полного и неполного),
когда экспериментально отработанные компрессоры и их отсеки применяют
в качестве прототипов, ведя проектирование по законам моделирования,
изложенным ниже. ЦКТИ им. И.И.Ползунова был в свое время разработан
метод модельных ступеней или частичного моделирования. По этому методу
компрессор составляют из экспериментально отработанных ступеней с
втулочным отношением, например, d =0,6. Отбрасывая корневую или
периферийную часть, что называют корневой или периферийной подрезкой, и
вводя поправочные коэффициенты на окружную скорость, высоты лопаток,
можно получить многоступенчатый компрессор из одного-двух типов
ступеней при лк < 4 и г/н < 280 м/с. При больших як и метод не
применяют.

Если нужно создать совершенно новый прототип, проводят расчеты
по данным продувок плоских решеток с использованием других экспе-
риментальных данных. В качестве одного из основных факторов
учитывают степень диффузорности потока. После изготовления
натурного или модельного образца проводят его аэродинамическую и
прочностную доводки.
В настоящее время благодаря использованию ЭВМ возможно зна-
чительное уточнение расчетных методик за счет сопоставления их
результатов с экспериментальными данными по новым компрессорам.
Современные методы предусматривают пространственное (трехмерное)
проектирование нагруженных ступеней с учетом кривизны линий тока,
тщательного контроля диффузорности и т.п.

Моделирование компрессоров. Полное моделирование
предусматривает выполнение проточной части в определенном
масштабе по отношению к прототипу, характеристики которого известны.
Характеристика нового натурного компрессора будет тождественна
характеристике прототипа. Расчетный режим каждого компрессора
определяется пятью параметрами: тгк, п, G, т]к и Ку. Удобнее всего
пользоваться универсальными характеристиками, построенными в
координатах 7ГК = /(Спр,йПр) с нанесенной сеткой т]к.

Прототипный компрессор обычно называют модельным, а новый -
натурным. На характеристике модельного компрессора выбирают точку,
подходящую по тгк и Ку в зоне высоких ?7К. Далее справедливы

следующие равенства: яг”ат = л\од; w“pT = ^рД,или
^наЛпр7 ~ QviuA'ip4- Отсюда коэффициент моделирования

m ~	^нат/^мод		-имод  -«пр !	/инат  "пр ’
z-^нат  _!2£_		М-	( мод > лпр	2  2
/-’МОД ^пр		aJ	нат  <«пр )	— /77
	m	=Лт/	//"’МОД ^пр	

(2.6)

Далее принимаем 7нат » ^чод и А?"ат =

Необходимо приводить G и п к одной и той же начальной
гемпературе, a G еще и к давлению. При небольшом недостатке
можно в хвостовой части нового компрессора добавить одну или две
< тупени. Используя эти соотношения, после выбора точки
моделирования определяют все размеры и параметры нового
।омпрессора.

При необходимости повышения быстроходности и тгк нового комп-
рессора ступени добавляют спереди, что вызывает также существенное
увеличение расхода. При этом можно использовать соотношения,
и июженные в работе [24].
2.4.	Характеристики осевых компрессоров.
Неустойчивые режимы работы ступени

Универсальная характеристика компрессора. При работе
осевого компрессора (ОК) в составе ГТУ меняются Т{, рх, GB, п, Ку, тск.
Зависимость между основными параметрами компрессора называют его
характеристикой. Чаще всего она имеет вид тск - f(G3,п,р}	) и

= /((jrB,77,zrK). Надежные характеристики получают только эксперимен-
тальным путем. Используют привод с переменной частотой вращения,
например паровую турбину (ПТ) или ГТД. На входе в компрессор ставят
устройство для измерения расхода (рис.2.6), на выходе - переменное
сопротивление, называемое дросселем. Меняя положение дросселя от
полного открытия в сторону прикрытия и подводимую мощность, получают
зависимость на линиях постоянных оборотов (изодромах).

На типичной экспериментальной характеристике (см. рис.2.6, б, в)
при полном открытии дросселя и большой частоте вращения изодрома
имеет вид почти вертикальной прямой. Это свидетельствует о запирании
выходного спрямляющего аппарата последней ступени, скорость в нем
достигает звуковой. Недостатком представленной характеристики яв-
ляется ее зависимость от начальных параметров р} и 7\. Используя тео-
рию подобия, можно показать, что параметрами подобия являются
gJT'/p\ - параметр расхода и п/ - параметр оборотов. С исполь-
зованием этих параметров характеристика носит универсальный харак-
тер. Обычно приводят расход и обороты к атмосферному давлению
101300 Па и температуре 288 К. В этом случае приведенный расход и

обороты выразятся Gnp - GB

101300



Что касается характеристики изолированной ступени компрессора,
то в соответствии с формулой (2.3) она представляет собой наклонную
прямую линию. Опытные же характеристики, построенные в координатах
Лтн = имеют вид сравнительно пологой кривой, сходной с

изодромами многоступенчатого компрессора при малых япр: с увели-

чением расхода напор снижается и наоборот.

Срывные и неустойчивые режимы работы ступени. При
испытаниях изолированной ступени на стенде (см. рис.2.6) различное
положение дросселя дает разные значения са (рис.2.7) при n - const.
Направление же потока, определяемое углом выхода из неподвижного
направляющего аппарата, неизменно. Из рассмотрения треугольников
скоростей видно, что угол потока Д существенно зависит от са, т.е.
расхода. При снижении са начиная с некоторого значения расхода поток
на спинке отрывается. Угол атаки, при котором происходит срыв, зависит
от геометрии профиля и Mw]. Влияют, в частности, c,Xj,xc,rRX.
Вследствие небольших отличий в геометрии отдельных лопаток,
имеющейся некоторой асимметрии и крупномасштабных пульсаций
потока срыв возникает не на всех лопатках венца одновременно, а в

б	в

Рис.2.6 Схема (а) стенда для снятия характеристики компрессора и
универсальная характеристика осевого компрессора в измеренных величинах
С7В, п (б) и в приведенных С?пр, Л7пр (в):

Р\' Pi't\ 'Р ' места измерения соответственно давлений и температур;

G и п - места измерений соответственно расхода и частоты вращения;

D - дроссель (переменное сопротивление)

Рис.2.7. Схема обтекания венца при постоянных оборотах и расчетном
и нерасчетных объемных расходах, характеризуемых величиной са
каком-то одном канале. Из-за уменьшения его сечения поток
устремляется в соседний канал с увеличением угла атаки (рис.2.8, а), и
срыв перемещается туда. Так возникает вращающийся срыв, который в
рабочем колесе перемещается против направления вращения, а в
направляющем аппарате - по направлению вращения. Срывных зон
может быть одна или несколько. Частота вращения срыва зависит от
угловой скорости ротора, числа и геометрии лопаток в венце и других
факторов.

Вращающийся срыв по-разному проявляется в ступенях осевого
компрессора с различным втулочным отношением d. В ступенях с
d >0,75 срывная зона захватывает всю высоту канала (рис.2.8, б) и
распространяется на 0,3...0,5 окружности колеса, при этом расход
воздуха резко падает. Ступень скачкообразно переходит на срывной
режим с заметно более низким уровнем напора, расхода и КПД.
Вернуться на нормальный режим работы ступень может при
существенном увеличении расхода.

Рис 2.8 Схема возникновения вращающегося срыва (а) и расположение
срывной зоны в ступенях с большими (б) и малыми (в) втулочными
отношениями

В ступенях с d < 0,7 срыв вначале захватывает не всю лопатку, а
периферийную часть канала (рис.2.8, в). Но срыв получается много-
зонным (до шести зон и более). Скачка расхода не происходит, напор и
КПД падают, но ступень продолжает работать фГупени осевого ком-
прессора, работающие с вращающимся срывом, заметно снижают свой
напор и КПД В лопатках возникают высокие вибронапряжения. В целом
же компрессор может работать устойчиво. Между крайними видами
срывных характеристик (срыв по всей высоте лопаток и их периферийной
части) могут располагаться промежуточные.

Режимы работы ступени в нерегулируемом
многоступенчатом компрессоре. Вдоль тракта многоступенчатого
компрессора площадь для прохода воздуха уменьшается в соответствии
с изменением плотности и объемного расхода рабочего тела. Однако
полное соответствие между площадями проходных сечений и объемным
расходом воздуха по тракту может быть достигнуто на одном (расчетном)
режиме. На нерасчетных режимах это соответствие нарушается, что
приводит к изменению углов атаки на лопатках Наиболее сильные
изменения происходят при п - var, а также G = var.

Первый случай: при повышении п и GB »const напорность
первых ступеней возрастает, объемный расход перед средними
ступенями снижается, напор растет, а последние ступени приближаются
к границе устойчивой работы. При снижении п падает напор всех
ступеней, а первые приближаются к границе срыва. В средних ступенях
таких резких изменений не происходит. Чем больше ступеней в
компрессоре и чем они более напорные, тем заметнее эти отличия.

Второй случай (п = const, a Gb=var) наблюдается обычно
вследствие изменения сопротивления сети, например температуры
перед турбиной. Небольшое уменьшение расхода в первой ступени
вызывает в соответствии с характеристикой компрессорной ступени
увеличение ее напора, процесс нарастает от ступени к ступени, и
объемный расход резко уменьшается в хвостовых ступенях, они
приближаются к границе устойчивой работы. При увеличении расхода
процесс идет в обратном направлении: в первой ступени напор попадает,
а последние ступени работают с максимальным пропуском вплоть до
режима запирания.

2.5.	Неустойчивые режимы работы многоступенчатых осевых
компрессоров и их регулирование

Если при /7пр > 1 существенно поднять сопротивление сети, на
которую работает компрессор, то снизится расход, и критические углы
атаки будут достигнуты прежде всего в последних ступенях, имеющих
большое втулочное отношение. А для таких ступеней возникновение
срыва в какой-либо из них сопровождается образованием срывной зоны
значительных размеров и резким падением напора. Через мгновение
срыв распространяется на весь компрессор. Происходит даже выброс
горячего воздуха из напорного патрубка на всас, что сопровождается рез-
ким звуком (хлопками). Такой режим называется помпажом и является
недопустимым для работы ГТУ, так как он грозит поломкой лопаток
компрессора и резким повышением температуры газа перед турбиной.
Помпаж можно также определить, как установившиеся автоколебания
воздушного потока в системе, захватывающие воздухоподводящий тракт,
сам компрессор и тракт за ним Амплитуда и частота помпажных
колебаний не зависят от частоты вращения, а определяются емкостью и
геометрией сети перед и за компрессором. Неравномерность потока на
входе в компрессор, вызванная неудачно спроектированным входным
патрубком или другими причинами, сдвигает границу помпажа вправо,
т е в неблагоприятном направлении.
При снижении /?пр до менее 0,7...0,8 первые ступени попадают в
режим с повышенными углами атаки, а последние - с пониженными. Если
в первых ступенях, имеющих малые втулочные отношения, возникает
вращающийся срыв на периферийной части лопаток, это не вызывает
нарушения устойчивой работы компрессора в целом. Однако длительная
работа на таком режиме недопустима по соображениям вибропрочности
лопаток. Границу вращающегося срыва можно сдвинуть влево за счет
применения различных устройств на статоре над вершинами рабочих
лопаток (перфорация, гребенки и т.п.). Такие устройства применены в
первой ступени компрессора ГТК-10-4, первых ступенях компрессора
ГТН-16, в некоторых ГТД и в других агрегатах. Для дозвуковых и
сверхзвуковых ступеней эти устройства различны

Для высоконапорного компрессора граница устойчивости имеет
S-бразную форму (рис.2.9, а) В диапазоне I эта граница определяется
срывом потока в последних ступенях, а в диапазоне // - срывом в одной
из первых или средних ступеней. При понижении лпр (зона III) и наличии
вращающегося срыва в первых ступенях (заштрихованная область)
компрессор в целом может работать устойчиво, это область пом-пажного
срыва, где иногда на йпр «0,5 при пуске однокомпрессорной ГТУ
двигатель может "зависнуть". Это чаще встречается при запуске
неостывшего двигателя, когда сжатие в компрессоре сопровождается
подводом теплоты от металла проточной части.

При создании осевого компрессора основным способом
расширения зоны устойчивости работы при неизменных профилях
является уменьшение угла атаки в тех ступенях, где он близок к
критическому. Это требует изменения угла установки лопаток или других
трудоемких усложнений конструкции. Запас по устойчивости во всем
диапазоне режимов ГТУ определяется линией рабочих режимов для
установившихся режимов. В однокомпрессорной двухвальной ГТУ при
больших рабочая линия протекает как указано на рис.2.9, б. При
существенном увеличении йпр »1 должен быть верхний срыв л?пвррч . В
нерегулируемом компрессоре существует и нижний срыв ппнр,ж . Однако
при ягк<5...6 он может отсутствовать, хотя сохраняется зона
вращающегося срыва.

Коэффициент устойчивости

помп ГТРаб

Лк ^пр

^раб ^помп
Во всем диапазоне рабочих режимов однокомпрессорной
приводной ГТУ он должен быть не менее 1,1, а в расчетной точке
а; > 1.2

Запас устойчивости ЛА?у = (Л^у - 1)юо %.

Рис 2 9. Граница устойчивости в высоконапорном осевом компрессоре (а)
и положение линии рабочих режимов (ЛРР) на характеристике компрессора в
двухвальной ГТУ (б)

Регулирование осевых компрессоров ГТУ исходит из того, что
при пуске и остановке ГТУ первые ступени компрессора близки к границе
помпажа, а последние ступени из-за больших отрицательных углов атаки
работают с пониженными значениями напора и КПД При Япр > 1 рассо-
гласование ступеней носит противоположный характер. Для уменьшения
рассогласования ступеней, повышения Ку, снижения уровня вибро-
напряжений, улучшения пусковых характеристик ГТУ применяют раз-
личные способы регулирования осевых компрессоров.

Наиболее простым и широко распространенным способом регули-
рования на проходных режимах является выпуск воздуха через противо-
помпажные клапаны за третьей, четвертой или пятой ступенью. При этом
возрастает расход через первые ступени и они удаляются от помпажа; и
падает объемный расход через последние ступени, они переходят в зону
более высоких значений КПД и напора, снижаются вибронапряжения в
лопатках. В компрессорах с > 7 выполняют обычно два
промежуточных выпуска воздуха, второй - через три ступени после
первого. Как правило, сбрасывается 15...25 % воздуха, поступающего в
осевой компрессор. Положительный эффект от сброса воздуха имеет
место только на проходных оборотах; в диапазоне рабочих режимов
компрессора такое регулирование вредно и не применяется.
В компрессорах с большими лк широко распространено регулиро-
вание с помощью поворота одного или нескольких первых рядов
направляющих аппаратов (рис.2 10). При неизменных п и и прикрытие
НЛ вызывает снижение са, i, Awlt, т.е. падают напор и расход, на
характеристике компрессора прикрытие ВНА смещает изодрому влево и
вниз Уменьшается потребляемая на этих оборотах мощность. Если
компрессор находится на отдельном валу с турбиной, его частота вра-
щения повышается. Из-за снижения углов атаки граница устойчивости
смещается влево. Если одновременно поворачивается несколько рядов
лопаток, то углы поворота в различных венцах должны быть разными
Например, в ГТН-16 максимальный угол прикрытия составляет в ВНА 29°,
в следующих венцах НЛ соответственно 21, 14 и 8°. Применяют как
двухпозиционное регулирование РНА, так и непрерывное. Последнее
предпочтительно, так как позволяет повышать КПД компрессора и
приводимой его турбины, уменьшать диапазон изменения и|1р на рабочих
режимах, что повышает вибронадежность лопаточного аппарата.

В некоторых ГТД с помощью поворотных направляющих лопаток
(ПНЛ) регулируют как первые, так и последние венцы, но поворачивают
НЛ в начале и в конце проточной части в противоположные стороны
Осевые компрессоры, используемые для доменного дутья, где

Рис 2 10 Схема регулирования компрессора путем поворота лопаток
ВНА (а) и характеристика компрессора при расчетном положении (---- ) и в

положении прикрытия (____) лопаток (б)

важно менять расход дутья, сохраняя неизменным давление, выполняют
со всеми поворотными направляющими лопатками.

Значительно упрощает необходимые средства для регулирования
компрессоров деление проточной части многоступенчатого компрессора
на каскады Каскадом ГТД называют группу ступеней компрессора,
установленных на отдельном валу и приводимых своей турбиной
(рис.2.11). Связь между компрессорами так же как и между турбинами,
только газодинамическая. На переменном режиме из-за
перераспределения перепадов между турбинами возникает ’’скольжение"
оборотов валов в сторону саморегулирования. Кроме того, в каждом из
каскадов существенно меньше ступеней, чем в одном многоступенчатом

Рис 2 11 Схема двухкаскадного (двухвального) осевого компрессора:

1 - компрессор низкого давления (КНД), 2 - компрессор высокого давления
(КВД); 3 - турбина высокого давления (ТВД); 4 - турбина низкого давления (ТНД)

компрессоре. Поэтому снижается и описанное выше рассогласование
ступеней в пределах одного каскада. Однако большей частью КВД
приходится снабжать также регулируемым ВНА. Двухкаскадными
выполнены ГТН-25НЗЛ, НК-16СТ, АЛ-31СТ, судовые двигатели
разработки СПБ "Машпроект" и ряд агрегатов, выпускаемых
зарубежными фирмами, например GT-35 фирмы "АББ", новые агрегаты
"Коберра" фирмы "Купер Ролле".

Степень сжатия в каждом каскаде компрессора принимают с учетом
числа ступеней приводящей его турбины, большей частью это одна или
две.

Линии рабочих режимов (ЛРР) на характеристиках компрессоров в
составе двухкаскадного газогенератора располагаются по-разному: при
снижении нагрузки ЛРР у КНД приближается к границе устойчивости, а у
КВД ЛРР отдаляется от нее.

В перспективе большинство ГПА с газотурбинным приводом
простого цикла будут иметь двух- или даже трехкаскадные осевые
компрессоры, так как это расширяет диапазон устойчивой работы
двигателей.
Глава 3. ТУРБИННЫЕ СТУПЕНИ. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ
ТУРБИНЫ

Турбины приводных ГТУ и ГТД состоят преимущественно из двух или
трех частей (отсеков), каждая из которых приводит компрессорную машину.
Степень расширения в отсеке от 1,8 до 4, что позволяет выполнить его из
одной-двух ступеней. В старых, мало нагруженных турбинах число ступеней
в ТВД доходило до трех, что может быть близким к оптимуму и сегодня,
если турбина приводит однокаскадный компрессор с тгк > 16.

3.1.	Основные геометрические, термо- и газодинамические параметры
ступени осевой турбины

Ступень осевой турбины состоит из соплового аппарата и рабочего
колеса. Важнейшие геометрические характеристики ступени указаны
на рис.3.1. Задачей разработчика при проектировании турбин стационарной
ГТУ является достижение максимальной экономичности и надежности при
минимальной стоимости. При разработке турбин авиационного
газогенератора дополнительно решается еще задача минимизации массы.
Главное исходное условие для получения высокого КПД турбинных
ступеней - рациональный выбор втулочного отношения ci - DK/. В
теории стационарных турбин обычно используют понятие веерности или
н Dcp 0,5(L> +£> ) \ + d'
относительного диаметра ступени D, - —= —7—=------=------=•. Из

/р 0.5(0,-Ч)

опыта проектирования турбинных ступеней следует, что для первой ступени
желательно иметь < 8... 10, а для последней Z)z > 5...4, но не менее
3,5, так как при малых Dl трудно обеспечить высокую эффективность
ступени из-за большого отличия условий обтекания в корне и на вершине
лопатки.

Сечения (см. рис.3.1) характеризуют параметры: 0-0 - перед сопловым
аппаратом, 1-1 - за сопловым аппаратом, 2-2 - за рабочим колесом. В
отличие от осевых компрессоров в теории осевых турбин высоты лопаток
и средние диаметры относят к выходным сечениям (1-1 и 2-2). С целью
обеспечения оптимальных режимов течения в середине и на ее концах углы
раскрытия проточной части в меридиональной плоскости ук и ун не
должны превышать 10. .15°. Если /к - 0, то возможно ун < 30°, однако это
требует специального проектирования периферийной части ступени, т.е.
учета пространственности потока. На значение углов и влияет выбор
изменения углов СГ| от ступени к ступени. Угол во многом определяет
достижимую экономичность ступени. Желательно в первых ступенях иметь
а1 Ьй > 18... 16°, а в последних ах z < 30...35°. В пределах двух-
ступенчатого отсека турбины обычно ct\ второй ступени больше, чем а1
первой, что позволяет ограничить рост меридиональных углов раскрытия у.

Рис 3.1. Геометрические характеристики осевой турбинной ступени:

DcpJ, £>срз - средние диаметры на выходе соответственно из соплового аппарата
и рабочего колеса; DK], Dk2 . -OHl ’ ^н2 " к0Рневые и наружные диаметры; /с, Zp
- высота на выходе соответственно сопловых и рабочих лопаток; ДК,АН -
перекрыши соответственно корневая и наружная; а - горло решетки; а^,/3} -
установочные углы профилей, /кс, укр, унс » /нр ‘ Углы раскрытия сопловых и
рабочих лопаток соответственно в корне и на наружной поверхности, 5] -
передний осевой зазор; вс, Вс, вр, Вр - соответственно хорды и ширины сопловых
и рабочих лопаток; tc,tp - соответственно шаг профилей сопловых и рабочих
лопаток, 0-0. 1-1, 2-2 - сечения

Важной геометрической характеристикой лопаточной решетки
является относительный шаг t = tfb, где t - шаг, b - хорда лопатки, или
обратная ему величина - густота решетки b -bjt. Для сопловых решеток
характерна потенциальная возможность иметь оптимальный шаг по всей
высоте (увеличение хорды к периферии). Для рабочих лопаток из-за
ограничений по прочности оптимальную густоту при малых D{ выдержать
трудно, так как это требует парусных лопаток, у которых хорда на наружном
диаметре больше, чем на корневом, т е Лрн > />рк. Чем меньше хорда
лопатки, тем больше лопаток должно быть в венце для выдерживания
оптимальной густоты. При этом масса венца снижается, а стоимость его, как
правило, растет.

Ширина лопатки В - bsinay, где ау - установочный угол лопатки.
Величина В связана и с высотой лопатки /. Практикой газотурбостроения
и авиадвигателестроения выявлено, что оптимальные удлинения 1/Ь
составляют 2,5-3 для первых и 4-5 для последних ступеней турбины. В
действительности из-за требований прочности часто приходится идти на
меньшие удлинения.

Передний осевой зазор между выходной кромкой сопел и входной
кромкой рабочих лопаток обычно принимают в пределах (0,3...0,4)	.

Малый осевой зазор вызывает повышенное динамическое воздействие на
рабочие лопатки от кромочных следов сопел. При большом зазоре поток
заметно отклоняется к периферии. Задний осевой зазор s2 принимают
приблизительно в 1,5 раза больше переднего.

Высота входной кромки рабочих лопаток должна быть больше высоты
выходной кромки сопел на значение перекрыш. По опыту создания турбин,
верхняя перекрыта Дн обычно составляет (0,01 ...0,02)/с, а нижняя
(корневая) перекрыта Дк - от 0 до 3 мм. Верхние и нижние перекрыши
назначают также между входной кромкой сопел второй и последующих
ступеней и выходной кромкой рабочих лопаток предыдущей ступени.
Обычно их выполняют приблизительно в два раза больше, чем между
направляющими и рабочими лопатками.

Если вращение рабочего колеса при взгляде со стороны входа газа
происходит по часовой стрелке, лопатка считается правой, против часовой
стрелки - левой.

К термодинамическим параметрам ступени относят степень
понижения давления, работу расширения и КПД. Процесс расширения в
турбинах, равно как и сжатия в компрессорах и диффузорах, удобно пред-
ставить в / - 5 диаграмме, на горизонтальной оси которой нанесена энтро-
пия 5, а на вертикальной энтальпия z (рис.3.2, а). В такой диаграмме
изобары (линии постоянного давления) представляют собой кривые,
расположенные под переменным углом к осям. Идеальные процессы
расширения и сжатия в такой диаграмме имеют вид вертикальной прямой,
их называют изоэнтропийными (более точный термин, чем адиабатные).
При реальном расширении в турбине или сжатии в диффузоре имеют место
потери, и процесс сдвигается вправо. Поток поступает в ступень турбины из
газовпускного патрубка или из предыдущей ступени с энергией,
характеризуемой во входном сечении энтальпией z‘q , скоростью с0, полным
давлением и температурой торможения Го*. Процесс расширения газа
Рис.3.2. Процесс расширения в ступени в z — 5 -диаграмме (а) и
соответствующие ему треугольники скоростей турбинной ступени (б):

О*, 2* - состояние заторможенного потока соответственно перед и за ступенью; Р\ -
статическое давление за сопловым аппаратом; Р2>Рг • соответственно
статическое и полное давление за ступенью; ^сад’^ад^ад " соответственно
адиабатные теплоперепады в сопле, в ступени и по заторможенным параметрам;
, А,/?* - действительные теплоперепады в ступени и по заторможенным
параметрам; а,и - соответственно осевое и окружное направление;

- соответственно абсолютные и относительные скорости на входе в венец и на
выходе из него; щ, и-, - окружная скорость соответственно при входе на рабочий
венец и при выходе из него;	Р?. ~ Углы вект°Р°в скоростей в

абсолютном и относительном движении;	- проекции

соответствующих векторов на окружное направление; са - проекция абсолютной
скорости на осевое направление

в ступени начинается фактически от состояния р$, Го*. Степень понижения
давления в ступени турбины лгст = р^/р^.Из термодинамики известно, что
при расширении без потерь и без теплообмена с окружающей средой
к	к-\

7Гсг -	или v о/^2ад)=	* • Адиабатическая работа

расширения ступени

К 1

1-А \

. к
ст

^ст.ад ~ срТ() (1 ^ст )’
где т = (к - Г)/к.

Обычно пользуются тремя значениями КПД ступени:
по полным параметрам на входе и статическим на выходе

h ~ Т*-Т2

^.аа = Г = ^~^

"ад 10 7 2ад

по параметрам заторможенного потока на входе и выходе

*	=	Т*-Т2

^ст.ад .* ~~ т* Т* ’

"ад 7 О ~ 7 2ад

КПД на окружности или мощностной КПД

A* Tt-T2

"ад 7 О ” 7 2ад

(3.1)

(3.2)

(3.3)

Последний характеризует механическую энергию, сообщаемую
рабочему колесу. В современных неохлаждаемых турбинах приводных ГТУ
7Ст.ад =	= 0,86...0,94, а т]и = 0,8...0,85.

К газодинамическим параметрам осевой турбинной ступени
относят работу на окружности hu, коэффициент расхода са и
характеристический коэффициент х. В соответствии с известным

уравнением Эйлера работа на окружности при щ - и2 = и (рис.3.2, б)

К = w(clu ± с2и) = w(wt„ ± w2u) = cos± w2 cosр2).	(3.4)

В результате прохождения через рабочее колесо поток в абсолютном
движении меняет направление, а в турбине движется как бы по спирали.
Окружная скорость на среднем диаметре wcp в приводных газовых турбинах
составляет 250...350 м/с, а в сильно нагруженных ступенях может достигать
на периферии 400...450 м/с. Она ограничена прочностью ступени. При
изменении частоты вращения и, следовательно, окружной скорости
сохраняются практически неизменными углы потока и Д t
определяемые выходными углами лопаток, а поточные углы Д и а2

получают новые значения. Угол а2 на расчетном режиме для первой
ступени желательно иметь не менее 70-60°, что позволяет использовать
выходную скорость с2д во второй ступени при срабатывании большого
теплоперепада на первой, а в последней ступени отсека в пределах 80-90°,
что обычно обеспечивает эффективную работу диффузора за турбиной или
переходного патрубка к следующему отсеку турбины. Следует различать
геометрические углы ахг, Дг, /32г и поточные , Д , /3^. Разницу между
ними называют углом атаки / или углом отставания 8, например
z = Д г - Д или 8 = /?2г ” Угол атаки может быть как положительным,
так и отрицательным.
Коэффициент расхода ca-ca/uzp определяют отдельно для
соплового и рабочего венцов с]а-С\а/щ и с2а - c2alui > н0 част0
используют и средний для ступени. Обычно он составляет 0,5-0,9, плавно
возрастая от первой к последней ступени в отсеке. Он связан с удельной
работой ступени, влияет на высоты лопаток, на потери в патрубке за
последней ступенью отсека.

Характеристический коэффициент х = и/с^ определяет направление
выхода потока за рабочим колесом и достижимую работу в ступени. Под сад
понимается фиктивная скорость, соответствующая адиабатному
теплоперепаду на ступень, т.е. сад = ^2йад . В теории турбин показано, что
максимальную эффективность ступени можно получить при х « 0,5. При
а2 < 90° К, = и(с\и +	ПРИ а2 > 90° hu = М(С1« ~ С2и )•

При отклонении х от оптимального значения затруднено использо-
вание выходной скорости в следующей ступени, а в последней ступени
возрастают потери с выходной скоростью. Из оптимального значения х
сперует, что теплоперепад, который можно эффективно сработать в одной
ступени, зависит от окружной скорости.

3.2.	Основные уравнения, степень реактивности и коэффициент нагрузки
турбинной ступени

Основные уравнения для турбинной ступени - неразрывности
(сплошности) и сохранения энергии. Уравнение неразрывности имеет вид
G - PqCqFq - P\C\F{ = p^iFi* где р> с, F - соответственно плотность,
скорость и площадь в различных сечениях ступени. Оно говорит о том, что
для создания скорости необходимо иметь определенную площадь выхода
из сопел и рабочих лопаток. Обычно скорости и плотности определяют из
теплоперепадов, а площади - после определения скоростей. Для выходной
площади из соплового аппарата и рабочего колеса справедливы формулы,
вытекающие из геометрии: Fc - 7tD^lQsina} и Fp = xD^l^s'in/?2 (см.
рис.3.1). Большей частью соотношение площадей выбирают таким
образом, чтобы в рабочем колесе тоже происходило снижение давления,
т е был сработан перепад /?р.

Уравнение сохранения энергии обычно выражают в виде

2 (	2 \

hu = /0 =CpQ^Q	Ср2Т2+-^- .	(3.5)

Теоретическая скорость на выходе из сопел из уравнения (3.5)
С\Ы=^2 V» " <ад ) = VC0 + 2срП, (Т - Т\ ад ) =

(3.6)

ИЛИ

с1ад = .\2српТо

\Ро)

(3.7)

Действительная скорость в соплах q = ^с1ад, где ср - коэффициент
скорости в соплах. Потери в сопловом аппарате

2	2 2

~ ~	W

где - коэффициент потерь в соплах; = \ИС/ЬСЛЛ - 1 -ср1;

Для перехода к рабочему колесу нужно вычислить wJt например:

= с\и ~ и\ ’ с\а ~ A sina}; vv1 + w^l(. Для выхода из рабочего

колеса

W2 = +2hpM = ^l2 + CPI,T

где у/ коэффициент скорости для рабочих лопаток.

Потери в рабочем колесе

ДЛр — Ар ад — Ар — Ар ад(1 Ар ад^р,

£р = ДАрIАрад, у/ = -^1 —	.	(3.10)

Заметим, что (р и ip характеризуют снижение действительной ско-

рости, обычно 0,95 < у/ < (р < 1, а и - потери энергии, обычно
0<<с <<р <0,1.

Для того чтобы поток был конфузорным не только в соплах, но и в
рабочем венце, обеспечивают распределение перепада статического
давления на ступень между ними. Отношение срабатываемого адиабатного
теплоперепада на рабочем колесе по всему теплоперепаду ступени
называют термодинамической степенью реактивности:
Pv ^р.ад/^ад (^ад ^с.ад)/^ад ^сад/^ад'	Р-^)

В теории турбин пользуются также понятием кинематической степени
реактивности /?кин, вычисляемой как и в теории компрессоров, по
проекциям действительных скоростей:

Аин=1-£к^'	(3'12>

2и

При /?т = 0,5, сХи = и и с2и = 0 ркин -1 -и/2и = 0,5,т.е. ркин = рт.
При меньшей степени реактивности ркин < рт на 0,01-0,03.

Из опыта разработки и испытаний ступеней газовых турбин следует,
что с повышением р от 0 до 0,5 КПД ступени монотонно растет, причем
при изменении рср от 0 до 0,25...0,3 т/ст увеличивается на 3 %, а при росте
р с 0,3 до 0,5 еще на 1 %. В теории турбин иногда используют прибли-
женную формулу, обеспечивающую а2 = 90° при различных значениях р:

\)ПТ

U _ COS’j

Сап 2л/1-р

ад Опт v к

(3.13)

Например, если принять 6Zl=20°, ^>=0,98, а р=0, то хопт=0,46. Но

если р=0,5, то хопт=0,65, т.е. при одном и том же перепаде на ступень
(или сад = const) и = const рост р с 0 до 0,5 приводит к увеличению
окружной скорости на 0,65/0,46, или приблизительно на 40%, а это вызывает
такой же рост диаметра ступени, ее массы и напряжений от центробежных
сил. Поэтому на практике преимущественно принимают такое значение рср,
чтобы в корне была минимальная положительная реактивность, т.е.
0 < рк < 0.1. Обычно для первых ступеней с большими Dz /?ср = 0.2...0,3,
а для последних ступеней с малыми рс? - 0,35...0,45. Отрицательная
степень реактивности в корне, т.е. повышение давления в рабочем колесе,
вызывает большие потери энергии.

С ростом р возрастают протечки через радиальный зазор над рабо-
чими лопатками и растет осевое усилие на ротор. Конструкция направля-
ющих аппаратов в виде диафрагм с малым диаметром уплотнения при
дисковом роторе обычно целесообразна только при нулевой реактивности
в корне, иначе осевое усилие на ротор может вызвать большие трудности
по его воспринятию.

Величина рст конструктивно зависит от соотношения выходных пло-
щадей соплового аппарата Fc и рабочего венца Fp. При увеличении Fc
возрастает, и наоборот. В самом рабочем колесе рост рст приводит к
увеличению конфузорности его каналов.

В ступени с большой степенью реактивности снижение теплоперепада
на неполных нагрузках отражается больше на рабочем колесе, чем на
сопловом аппарате. Это приводит к снижению степени реактивности. В
ступенях большой веерности на режимах малых нагрузок в корне может
иметь место даже отрицательная реактивность, т.е. сжатие потока в
рабочем венце, что резко снижает КПД ступени. При выборе расчетной
реактивности это обстоятельство учитывают

Важным параметром ступени является коэффициент нагрузки р,
под которым понимают отношение работы на окружности колеса к квадрату
окружной скорости на соответствующем ей радиусе:

„ _ ^1и+С2») _ С1»+^2» _

Р —	j

и	и и

При с2„ = О ц = C\Ju, но clu = Ciactga}.

Тогда ц - C,a^af = c!actgai, т.е. при = О коэффициент
и

нагрузки прямо пропорционален коэффициенту расхода

Коэффициент нагрузки характеризует максимальную работу, которую
можно получить при данной окружной скорости. Он связан со степенью
реактивности ступени. Для активной ступени оптимально р = 1,6... 1,8, а
для реактивной // = 1...1,2. Следовательно, при одинаковой окружной
скорости в чисто активной ступени можно получить в 1,5 раза большую
удельную работу, чем в реактивной при р = 0,5. Дня сильно нагруженных
ступеней с полным использованием выходной скорости оптимальное по КПД
соотношение между коэффициентом расхода са- са/и и коэффициентом
нагрузки р-кси/и представлено на рис.3.3 [14]. С повышением р
достижимый КПД ступени даже по параметрам заторможенного потока
неуклонно снижается. Эти приближенные зависимости построены
преимущественно на основе статистических данных и справедливы для
ступеней с большой степенью реактивности при нулевых радиальных
зазорах.

Коэффициент нагрузки ступени изменяется вдоль радиуса, так как и
меняется, a обычно постоянно. Ступени с большим коэффициентом
нагрузки получили также название ступеней большой циркуляции.

Для рационального выбора осевой составляющей скорости са важна
торцевая площадь выхода потока. Достижимая торцевая площадь Fa для
турбинной ступени связана с допустимыми напряжениями растяжения в
рабочих лопатках , угловой скоростью со, плотностью материала лопатки
р формулой [11]:
'2jC<J2

к^раУ-'

(3.15)

Рис.3.3. Зависимость КПД ступени турбины от коэффициента
нагрузки и коэффициента расхода

где - коэффициент формы рабочей лопатки, зависящий от соотношения
площадей поперечных сечений профиля на вершине и в корне лопатки. В
безбандажных лопатках при Dl - 4...8 к^ ~ 0,5. Торцевая площадь венца
при данном объемном расходе непосредственно определяет осевую
скорость: са = (Gи)/Fa.

Следовательно, все величины, влияющие на кинематику ступени и
допускаемые напряжения растяжения, между собой связаны. Одними мы
задаемся, другие определяются путем расчета.

Для ступеней свободных силовых турбин, приводящих центробежные
нагнетатели природного газа, имеет еще значение коэффициент удельной
быстроходности [25], определяемый как

Kn=24^lD,/p^.

При хорошем согласовании значений Кп ступеней СТ со ступенями
ЦН создаются условия для получения максимального внутреннего КПД
блока СТ-ЦН.
3.3.	Потери в неохлаждаемой осевой турбинной ступени

Потери в ступени надежно определяют экспериментальным путем В
связи с разнообразием ступеней и условий эксперимента необходима
осторожность в переносе результатов к конкретному случаю. Рассмотрим
ступень, состоящую из двух венцов, разделенных межвенцовым зазором.
Венец представляет собой кольцевую решетку лопаток с ограничивающими
поверхностями (внутренней и наружной). Сначала рассмотрим потери в
венце, а затем дополнительные потери в ступени из двух венцов. Потери в
венце складываются из профильных, концевых и потерь от вращения.
Последние относятся только к вращающимся венцам. Потери в
охлаждаемых ступенях рассмотрены ниже.

Профильные потери

Их можно разделить на потери трения, кромочные, потери от угла
атаки и волновые.

Потери на трение о профильную часть лопатки связаны с образова-
нием пограничного слоя на профильной поверхности В пограничном слое
происходит падение скорости потока до нуля. Профильные потери обычно
в рабочих решетках больше, чем в сопловых, так как во входной части
рабочих лопаток, особенно в корне, имеет место диффузорность,
вследствие которой пограничный слой утолщается. В ламинарном (не-
возмущенном) пограничном слое потери меньше, чем в турбулентном
(возмущенном) Потери трения зависят от шероховатости поверхности
профиля. Для среднеразмерных профилей приемлема средняя шерохо-
ватость не выше 0,62 мкм (8-й класс чистоты), для лопаток с большой
хордой (100 мм и более) допустима до 1,25 мкм, если более чистая по-
верхность не определяется требованиями прочности. Покрытия поверхности
лопаток с целью повышения их эрозионной и коррозионной стойкости или
с целью уменьшения теплопередачи (в охлаждаемых лопатках) могут
вызвать рост потерь трения, так как возможна повышенная шероховатость
покрытий, которая зависит от технологии их нанесения

Потери трения возрастают при увеличении угла поворота потока в
решетке и при снижении конфузорности. Угол поворота потока в решетке
тем больше, чем меньше сумма углов (Д +/?2) или (ao +<2|). Степень
конфузорности межлопаточных каналов определяют выражением
sin sin Обычно в новых тщательно отполированных лопатках
профильные потери трения составляют 0,02...0,03 от перепада в венце,
если (Д -F ) >* 80°, a (sin sin /?2) > 1,25. У сопловых лопаток угол
поворота потока в решетке и степень конфузорности (sina^/sina{), как
правило,больше, чем в рабочих.

Кромочные потери в газовых турбинах (в отличие от паровых тур-
бин, где лопатки имеют тонкие выходные кромки) учитывают отдельно, так
как во избежание появления трещин в выходных кромках их выполняют
сравнительно толстыми. <5кр = 2гвых = (0,015 - 0,03)6. За кромками в
потоке прослеживаются вихревые следы, которые полностью исчезают на
расстоянии приблизительно 1,5/. В неохлаждаемых лопатках кромочные
потери можно определять по эмпирической формуле:

для НЛ

<кР^°-ЧыхЖ^«|);	(316)

для РЛ

^кр = 0>4^вых/(^р sin^2 )•

Кромочные потери усиливают неравномерность потока по шагу (так
называемую потенциальную неравномерность).

Потери от угла атаки связаны с тем, что при больших положитель-
ных углах атаки на спинке и при отрицательных на вогнутой поверхности
возникают отрывные течения. Активные решетки более чувствительны к
углу атаки, чем реактивные. Зависимость потерь в решетке от угла атаки
снижается при увеличении радиуса входной кромки лопаток, густоты
решетки и снижении числа Маха. Положительные углы атаки в большей
мере повышают потери, чем отрицательные, так как интенсивность
вихреобразования на вогнутой поверхности меньше, чем на выпуклой
спинке. Минимальные потери в решетке имеют место при нулевом или
небольшом отрицательном угле атаки. Количественные соотношения для
решеток рабочих лопаток зависят от относительного угла атаки
z =(Д, - Д)//?1г, радиуса скругления входной кромки, числа Маха на
входе в рабочий венец i.

Волновые потери имеют место только в том случае, если скорость
потока в какой-то части профиля достигает местной скорости звука или
превосходит ее. Переход от сверхзвуковой к дозвуковой скорости
происходит в виде скачков уплотнений. Сверхзвуковая скорость может
возникнуть или на спинке, или в зоне выходной кромки лопатки Волновые
потери имеют место только в сильно нагруженных ступенях.

Концевые потери

В концевые потери обычно включают потери трения по концам лопа-
ток, потери от вторичных течений и перетеканий через зазор в без-
бандажных венцах.

Концевые потери трения возникают на ограничивающих меридио-
нальных поверхностях (цилиндрических, конических). Они особенно
заметны в каналах малой высоты и при повышенной шероховатости этих
поверхностей.

Потери от вторичных течений - следствие поворота потока в
решетке, при котором растет давление на вогнутой поверхности и падает на
выпуклой По концам межлопаточного канала возникают парные вихри в
направлении от вогнутой поверхности к выпуклой. В лопатках малого
удлинения, например I ~l/b <1, парные вихри могут смыкаться и раз-
мывать ядро потока. Существует большое количество конструктивных
разработок и нереализованных предложений по снижению интенсивности
парных вихрей в виде продольных канавок, выступов и других местных
сопротивлений поперечному перетеканию в концевых зонах лопаток.

Перетекание газа через зазор в безбандажных венцах наносит вред
как вследствие потери работы частью рабочего тела, так и из-за отличия в
направлении перетечек и основного потока. Кроме этого, на периферийной
части рабочих лопаток падают перепад давлений и степень реактивности.
В первом приближении эти потери пропорциональны относительному
л 6 £р

радиальному зазору, т.е. ^заз =-Однако перетекание газа через

Гср

зазор снижает интенсивность парного вихря у безбандажного конца лопатки.
При выполнении лопаток-заодно с полкой (обандаженными) потери от
перетекания заметно снижаются. В рабочих лопатках средней и небольшой
высоты КПД ступени при использовании периферийных полок (бандажей)
растет в среднем на 1,5...2%, хотя вторичные потери немного возрастают.
Над бандажом необходимо размещение лабиринтового уплотнения,
снижающего протечки. В направляющих лопатках, не имеющих внутренней
полки, потери с протечками через корневой радиальный зазор особенно
велики, если примыкающая ограничивающая поверхность (большей частью
цилиндрическая) неподвижна, т.е. принадлежит статору, а не ротору. Когда
же внутренняя ограничивающая поверхность принадлежит ротору и
вращается, вред от перетеканий сопоставим с пользой от уменьшения
вторичных потерь.

Потери во вращающемся венце

Они складываются из потерь от радиальной неуравновешенности,
нестационарности и веерности.

. Потери от радиальной неуравновешенности вызваны тем, что
поток движется в ступени по спирали и для его уравновешивания необходим
большой рост реактивности к периферии, что обычно нежелательно из-за
возрастания ранее рассмотренных потерь. При неуравновешенности под
действием центробежных сил возникают радиальные течения, на которые
расходуется часть энергии, при этом нарушается структура потока.

Потери от нестационарности потока вызваны непрерывным из-
менением взаимного положения решеток рабочих и направляющих лопаток.
При сравнительно толстых выходных кромках лопаток и малых осевых
зазорах потери от нестационарности могут составить 1%.

Потери от веерности связаны с невозможностью выдержать опти-
мальный шаг в рабочей решетке по радиусу ступени, особенно при малых
втулочных отношениях, характерных для последних ступеней
Взаимозависимость потерь в венце при изменении
геометрических параметров решетки и венца

Шаг решетки профилей влияет различно на профильные и
концевые потери. При возрастании шага решетки профильные потери
трения снижаются. Однако при этом увеличивается и разность давлений
между вогнутой поверхностью и спинкой, вследствие чего растут вторичные
потери. С ростом шага увеличивается несовпадение между
геометрическими выходными углами лопаток и поточными углами (а1г и «|,
Аг и А)-

Чем больше угол поворота потока в решетке, тем меньше сумма
углов (aQ +Qfj) или (Д + /?2). Большие углы поворота увеличивают как
профильные, так и концевые потери, особенно от вторичных течений.
Конфузорность решетки снижает потери при повороте. В каналах рабочих
лопаток необходимо избегать диффузорности за счет придания ра-
циональной телесности при профилировании лопаток.

Хорды и ширины лопаток, выбираемые главным образом по сооб-
ражениям прочности, влияют на относительную шероховатость, т.е. на
профильные потери трения. Чем больше хорда, тем меньшая чистота
поверхности необходима.

Проволочные связи, применяемые иногда для вибродемп-
фирования рабочих лопаток или отстройки от резонансов, существенно
увеличивают потери в рабочем венце. Приближенно их можно учесть по
эмпирической формуле ^пров =0,5 d§ //р , где d6 - диаметр бандажной про-
волоки.

Конусность венца до определенных пределов слабо влияет на поте-
ри. Но при >15° (/к =0) или (хн + /к)> 20° требуется специальное
проектирование концов лопаток с использованием методов расчета
пространственного потока.

Дополнительные потери в ступени, состоящей из двух венцов

Потери в межвенцовом зазоре зависят от того, является ли он от-
крытым (рис 3 4, а), или закрытым (рис.3.4, б). При открытом осевом зазоре
происходит подсос среды и размыв потока у корня, может иметь место и
утечка рабочего тела в околодисковое пространство с подсосом. Закрытый
осевой зазор позволяет снизить подсос или утечку и оптимизировать
межвенцовый зазор так, чтобы найти разумный компромисс между потерями
от переменных аэродинамических сил (нестационарности) и
неуравновешенности потока.

Потери от неоптимальных перекрыш Перекрыши - нижнюю Дк
и верхнюю Дн (см. рис.3.1) - назначают с целью избежания препятствий и
возмущений по внутренней и наружной границам потока. Обычно их
размеры в пределах от 1 до 3,5 мм. Однако оптимальные перекрыши при
наличии конусности проточной части (углов /к и /н) на разных режимах
работы различны и используют компромиссные величины.

Потери с протечками над бандажами рабочих лопаток с
периферийной полкой или у корня обандаженных направляющих лопаток
зависят от развитости надбандажного уплотнения, зазоров в нем, остроты
кромок, величины камер, в которых гасится скорость. При корневой степени
реактивности, близкой к нулю, и дисковой конструкции ротора сопловой
аппарат с целью снижения протечки присоединяют к полому телу в виде
кольцевой перегородки преимущественно из двух половин. Такую кон-
струкцию называют диафрагмой. В этом случае диаметр уплотнения
снижается и потери от перетеканий падают.

Рис.3.4. Схема турбинной
ступени с открытым (а) и закрытым
(б) осевыми зазорами

Потери на трение диска и наружную поверхность бандажа

Боковая поверхность диска (рис.3.4, а) работает как насос, особенно
при большой шероховатости. Потери на трение диска рабочего колеса
пропорциональны плотности среды, квадрату наружного диаметра диска и
кубу периферийной окружной скорости. Приблизительно такая же
зависимость характерна и для потерь вследствие трения о наружную
поверхность бандажа, только учитывается также его осевой размер.

Потери от парциального впуска

Они имеют место обычно в турбинах небольшой мощности для при-
вода механизмов, например турбодетандерах, в которых подвод рабочего
тела осуществляется не по всей окружности, а по ее части. В этом случае
по краям дуги подвода газа возникают дополнительные потери на разгон
неподвижного рабочего тела, а также вентиляционные потери в неработа-
ющей части венцов. При вращении рабочего колеса без пропуска газа
вследствие перехода вентиляционных потерь в теплоту само колесо и вся
прилегающая зона могут разогреться до недопустимых температур.
3.4.	Связь КПД ступени и турбины

Если тепловой перепад турбины или ее части (ТВД, ТНД) нельзя
эффективно сработать в одной ступени, то его распределяют между двумя
или тремя ступенями отсека. В одновальных однокомпрессорных
энергетических ГТУ простого цикла и в некоторых авиационных двигателях
применяют турбины и с четырьмя-пятью ступенями. В многоступенчатой
турбине теряемая вследствие различных потерь энергия переходит в
теплоту и частично может быть использована в последующих ступенях.
Температура газа перед второй и следующими ступенями растет по
сравнению с температурой при адиабатном расширении, а в i - 5 диаграмме
процесс сдвигается вправо (рис.3.2, а), т.е. в сторону увеличения энтропии.

Сумма адиабатных теплоперепадов ступеней называется распола-
гаемым теплоперепадом Ярасп. который больше адиабатного теплопе-
репада Яад, определенного по параметрам перед и за турбиной. Отно-
шение Ярасп к Яад называют коэффициентом возврата теплоты а .
а - Kcn/Xj > 1. В зависимости от числа ступеней в газовой турбине
а = 1,01... 1,025. Чем больше ступеней, тем больше а. При бесконечно
большом числе ступеней процесс можно считать происходящим по
политропе. В противоположность компрессору, в котором 7К пол > 7К ад, в
турбине 7гпо1<77тад- С достаточной точностью можно считать
Vt пол ~ ^стад’ ^Ут.пол ~^7тад/а и 7Т пол ^ст/^расп 

Однако коэффициент возврата теплоты имеет большое значение
только для многоступенчатых неохлаждаемых турбин В газовых турбинах
с охлаждаемыми лопатками происходит подмешивание охлаждающего
воздуха после каждого венца и располагаемый теплоперепад может быть
не только не больше, но даже и меньше адиабатного.

При надлежащем проектировании многоступенчатой турбины скорость
выхода потока из ступени с2 используется в следующей ступени.
Исключение составляют последние ступени отсеков, за которыми следует
патрубок. В первой и других промежуточных ступенях (не перед патрубками)
необязательно добиваться а2 = 90°, важно только, чтобы геометрический
угол входа 6ГО| последующей ступени учитывал угол предыдущей.

3.5.	Определение основных параметров
и размеров проточной части турбины

Из теплового расчета схемы известны массовый расход G, степень
понижения давления всей турбины и ее отсеков (. ;гт1. ят2, ят3), давление
и температура заторможенного потока перед турбиной или отсеком (/?*, Г*)
Предварительно принимают число ступеней всей турбины и в каждой из ее
частей, исходя из располагаемых теплоперепадов. Затем выбирают
частоты вращения роторов п, если они жестко не определены
потребителями мощности - компрессорами и нагнетателем. Условия для
достижения максимального внутреннего КПД турбины могут быть получены
в том случае, когда в результате выбора п и осевой скорости си отношения
Dcp/1р всех ступеней располагаются в интервале 8...4. При этом имеет
место разумный компромисс между потерями концевыми и от веерности.
Для высокотемпературных турбин с охлаждаемыми рабочими лопатками в
первой ступени нередко бывает Dcp/I = 10... 12. Тогда создаются более
благоприятные условия для получения повышенного ресурса этих лопаток,
что очень важно при их сложности и дороговизне.

Параллельно с выбором п уточняют число ступеней zCT по отсекам.
Размеры, масса и стоимость турбины, а также ее экономичность сущест-
венно зависят от zCT. В большинстве случаев принимают перепады на сту-
пень /?стад = 120...200 кДж/кг, hu = 100... 170 кДж/кг, что при средней
окружной скорости wcp = 300...350 м/с соответствует коэффициенту
нагрузки hlt =1,2... 1,5. Для первой ступени высокотемпературной части
турбины целесообразно принять увеличенный теплоперепад, что позволяет
более заметно снизить температуру перед второй ступенью турбины и
выполнить ее неохлаждаемой и менее напряженной. При этом угол выхода
может составить 70...60°, что следует учитывать при проектировании
последующего соплового аппарата. Для ступеней перед патрубками
перепад и выходной угол а2 выбирают с учетом минимальных потерь в
патрубках. Иногда для раскрутки потока после сильно нагруженных ступеней
ставят специальный спрямляющий аппарат. В газовых турбинах
наибольшие теплоперепады нередко срабатываются в первой и последней
ступенях.

Конструктивную схему проточной части (рис.3.5) принимают
большей частью с постоянным корневым диаметром, реже с постоянным
средним диаметром. В авиадвигателестроении с целью ограничения на-
ружного диаметра применяют и схему = const. Схема DK - const
позволяет получить более технологичные рабочие лопатки без конуса в
корне, при двухступенчатой ТВД упрощает выполнение ее ротора и его
системы охлаждения. При этом пазы для крепления рабочих лопаток
параллельны оси ротора. Схема с двухконусной проточной частью (рис.3.5,
б) позволяет ограничивать ук и /н в пределах, обеспечивающих более
высокие КПД ступени Однако выполнение рабочих лопаток и ротора при
этом дороже. Желательно, чтобы /к+/н<20. На величину / можно
повлиять выбором ширины Вс и 50, а также величиной межвенцовых
зазоров 5. Схема с Z)H = const требует выполнения наклонны» rptiHfl i
диске рабочего колеса и наклонных корневых сечений в рабочим honifRii
Ее можно встретить в конвертированных авиационных ГТД

Рис.3.5. Конструктивная схема проточной части:
а - DK = const; б - Z)cp « const

На схему проточной части турбины приводных ГТУ налагает отпечаток
то, что она состоит из двух-трех отсеков, имеющих различные корневые
диаметры, частоты вращения, число ступеней и т.д. Одна из задач
проектировщиков - создание условий для наилучшего согласования этих
отсеков по осевой скорости, по высоте кольцевого канала. В частности,
нежелательно иметь промежуточный патрубок с толстыми стойками, а также
каналами с уменьшением внутреннего диаметра по ходу газа, так как при
этом трудно обеспечить хорошую работу патрубка.

3.6.	Профилирование ступени по радиусу

При небольшой высоте сопловых и рабочих лопаток по сравнению со
средним диаметром ступени лопатки выполняют с одинаковыми входными
и выходными углами как у корня, так и на периферии. Если же Z) // <10,
как это обычно бывает в газовых турбинах, лопаточный аппарат следует
выполнять с переменными углами , Д и /?2 по высоте в зависимости от
радиуса г. Законы изменения углов могут быть различными, но большей
частью желательно иметь постоянную удельную работу по всей высоте
лопаток, чтобы избежать неравномерности потока по радиусу между
ступенями.

Закон постоянства циркуляции применяют преимущественно в
ступенях перед промежуточными патрубками, так как он обеспечивает
минимальную неравномерность выходной скорости с2 по радиусу. Закон
этот учитывает, что при выходе газа из соплового аппарата под углом СГ| в
межвенцовом зазоре поток отклоняется к периферии и в зазоре
устанавливается неодинаковое статическое давление. Оно растет с
радиусом, что вызывает такой же рост степени реактивности р Перепад
энтальпий на сопловой аппарат с радиусом падает, а на рабочий венец рас-
тет За рабочим колесом поток же равномерен. Законы закрутки обычно
определяются двумя уравнениями. В теории турбомашин показано, что
закон постоянства циркуляции упрощенно можно выразить уравнениями
cur = const и сДг) = const, т.е. чем больше радиус, тем меньше chl и с2и,
а ск/ и с2и постоянны по высоте Поскольку clu = const/г и с2и = const/г,
а и = со г, то hu - и(сХи + с2и) = const по радиусу.

Из рассмотрения треугольников скоростей (рис.З 6, а) следует, что ,
Д и а2 растут от корня к периферии, причем Д весьма существенно, а
р2 - падает. На эскизе профилей лопатки (рис.3.6, б) видно, что
периферийные сечения сопел повернуты относительно корневых против
направления вращения. Сечения рабочей лопатки с ростом радиуса весьма
существенно поворачиваются в сторону увеличения углов Д , т.е. входная
часть рабочей лопатки сильно закручена.

' Рис 3 6 Треугольники скоростей (а) и вид по радиусу профилей сопловых
и рабочих лопаток (б) в турбинной ступени с постоянной циркуляцией

------- - корневое сечение; ---------- наружное сечение

Недостатки этого закона профилирования: а) закручены как рабочие,
так и направляющие лопатки, что удорожает изготовление ступени, б) рост
степени реактивности с радиусом и увеличение перепада давлений на
вершине рабочей лопатки вызывает снижение r/CJ из-за повышенной
протечки и пониженной эффективности прикорневой зоны, в) скорость
выхода потока в корне сопел с1к и на вершине рабочих лопаток
заметно превышает другие векторы, и при больших перепадах там
достигается скорость звука и возникают волновые потери На практике этот
закон большей частью применяют с учетом потерь в сопловом аппарате и
формулируют в виде с^2 = const и hu = const при cu(r) « const Из-за
увеличенных потерь у корня и на периферии в действительности полного
радиального равновесия потока в межвенцовом зазоре нет.

Закон профилирования a]r-const, hu(r) = const также
распространен в газотурбостроении благодаря своим технологическим
достоинствам: сопла не закручены, профиль их с радиусом не меняется. Это
особенно удобно для охлаждаемых сопловых аппаратов, так как упрощает
их изготовление. Угол выхода потока a{ = arcsin(a/t), где а - горло
выходного сечения; t - шаг лопаток. Обычно с увеличением радиуса a/t и
а} растут, однако это увеличение меньше, чем при предыдущем законе
закрутки, что приводит к некоторому повышению пропуска расхода у корня
и к снижению градиента реактивности. Закон закрутки - const широко
используют отечественные заводы в охлаждаемых и неохлаждаемых
ступенях.

Профилирование ступени по закону - const, hu(r) = const
также широко применяют заводы как стационарного, так и транспортного га-
зотурбостроения. При этом для обеспечения постоянного угла потока СГ|
лопатки выполняют с увеличением хорды Ьс пропорционально радиусу По
сравнению с вышерассмотренными двумя законами здесь еще большая
часть расхода протекает у втулки и меньше градиент реактивности по
радиусу В теории турбомашин показано, что при = const и

= СО77Л/ получаются зависимости ср^ cos а' = const,
<р~ со\~ at	.	<р~ cos" ct\	.	2	2	_ _ i

c\uf	~ const и сХаг 1 = const. Поскольку (р cos « 1, то

с ростом г cht и с1 не так сильно снижаются, как при = const. При

- const и tga} = const - — \ следовательно, в корне и cIw и ск/
С\и

больше, чем в ранее рассмотренных случаях. Недостаток этого способа
закрутки в том, что bc - var, т.е. сопла имеют переменное сечение профиля
по радиусу, а рабочие лопатки - переменный угол входа Д

Для снижения градиента реактивности по радиусу с целью уменьше-
ния потерь на вершине рабочей лопатки и для приближения ее к профи-
лированию с постоянным углом входа /7, по радиусу используют ряд за-
конов. объединяемых общим термином обратная закрутка В этом случае
предусматривают увеличение к корню и пропуск большего расхода в
прикорневой зоне ступени. Примером таких способов закрутки может быть
rtga} - const или p(r)= const. Всю ступень проектируют используя
второе уравнение, большей частью hu(r) - const. При обратной закрутке
можно достичь повышения 7СТ из-за увеличения реактивности в
прикорневой зоне. В то же время в ступени, спроектированной путем
обратной закрутки, с2а непостоянно по радиусу и это может увеличить
потери в патрубке, расположенном за такой ступенью. Обратную закрутку
обычно используют в ступенях с охлаждаемыми рабочими лопатками, когда
реализация постоянного угла входа лопатки упрощает ее изготовление.

Тангенциальный наклон направляющих лопаток (ТННЛ) применя-
ют для уменьшения градиента реактивности по радиусу В этом случае вид
выходного соплового канала со стороны рабочего колеса близок не к
трапеции, а к неправильному многоугольнику. ТННЛ кроме аэро-
динамических преимуществ позволяет получить кромочный след под углом
к радиусу, что уменьшает возмущающую силу с частотой nzc, где п -
секундная частота вращения; zc - число сопел. Это хорошее средство для
снижения напряжений в рабочих лопатках от тангенциальных колебаний
первого тона.

Перечисленные выше законы закрутки ступеней являются упрощен-
ными способами их проектирования. С появлением современных бы-
стродействующих ЭВМ с большим объемом памяти стала возможной
разработка ступеней путем расчета трехмерного пространственного потока.
Это дает возможность повысить т;ет на 1-1,5%. Пространственный расчет
дает также возможность применить большие меридиональные углы
раскрытия проточной части /н и /к. Нередко при таком расчете
целесообразно увеличение угла от середины сопловой лопатки как к
корню, так и к вершине.

После выбора закона закрутки по радиусу и определения входных и
выходных углов выполняют профилирование лопаток на нескольких
радиусах. Каналы соплового аппарата имеют большую конфузорность, и это
облегчает их профилирование, которое большей частью полностью
подчиняют требованиям минимальных аэродинамических потерь. Помимо
этого, важно получить точные расходные характеристики, особенно для
первой ступени ТВД, ТНД, силовой турбины, так как они во многом
определяют распределение перепадов между турбинами. Первая ступень
ТВД, кроме того, определяет рабочую точку и линию рабочих режимов на
характеристике осевого компрессора, т.е. степень сжатия и запас по
устойчивой работе. Оптимальную густоту по всей высоте канала в соплах
получают за счет хорды. Особенности потерь в охлаждаемых сопловых
лопатках изложены ниже.

Значительно сложнее направляющих профилирование рабочих ло-
паток, так как для выдерживания требований прочности площадь по-
перечного сечения профиля должна убывать с радиусом, а центры масс
всех сечений должны быть на одном радиусе. Во входной части прикор-
невой зоны лопатки, где Д « 90°, почти всегда имеет место диффузор-
ность из-за того, что поворот потока к оси турбины связан с увеличением
проходного сечения. Оптимальный шаг по всей высоте канала выдержать
трудно, так как увеличение хорды с радиусом не согласуется с требова-
ниями прочности. По этим причинам при профилировании рабочих лопаток
ищут компромиссные решения, удовлетворяющие как требованиям
аэродинамики (минимум потерь), так и статической и динамической
прочности.

3.7.	Ступень с регулируемым сопловым аппаратом

Регулируемая турбинная ступень имеет поворотные
направляющие лопатки, которые обычно называют регулируемым сопловым
аппаратом (РСА). На российских газопроводах более двухсот пятидесяти
приводных ГТУ, в основном конструкции фирмы "Дженерал Электрик"
(США), мощностью 10 и 25 МВт имеют РСА силовой турбины. Схема работы
ступени с РСА и соответствующие треугольники скоростей представлены на
рис 3.7. При изменении угла установки лопатки меняются выходной угол
и проходная площадь. Отношение площадей при регулировании с помощью
РСА определяется выражением Fc/FcQ - sina}r/sina]rQ , где индекс "0"
относится к номинальным значениям. Обычно при эксплуатации приводных
ГТУ на основных рабочих режимах достаточно изменение площади
соплового аппарата силовой турбины AFC =^2$%. Из уравнения
неразрывности Сц = Fcq следует, что при небольших изменениях Fc
меняется скорость , перепад в сопле и, как следствие, ц. Одновременно
меняется и степень реактивности ступени. При уменьшении угла СТ] рх
снижается, с} растет, бУ2, са и с2 падают, а2 растет. При возрастании угла
изменения происходят в противоположном направлении.

Изменение расчетного угла в градусах зависит от его номинально-
го значения. Чем меньше Ofj, тем слабее изменения выходного угла при том
же AFC. Например, при 6Z10 = 20° колебания AFc=±10% означают
поворот лопатки всего на ±2°. Более существенно изменяется поточный угол
Д, скорости ciu и с2, рЛ. Изменение степени реактивности влечет за
собой изменение осевого усилия на ротор. Важно, чтобы РСА не снижал
КПД ступени. Для одноступенчатой силовой турбины уменьшение и /?т
(что отрицательно влияет на туст) компенсируется некоторым снижением с2
и потерь с выходной скоростью. Когда же > а[0, р} растет, что частично
компенсирует увеличение потерь от роста выходной скорости. В целом при
повороте лопаток, если выдерживаются малые радиальные зазоры по
концам, КПД ступени с РСА меняется несущественно.

а

Рис 3 7. Схема работы ступени с РСА (а) и соответствующие треугольники
скоростей (б) в номинальном положении (-) и в режиме прикрытых сопел (-)

Существуют конструкции, в которых поворачивается только выходная
часть лопатки. Однако для приводных ГТУ с небольшими пределами
регулирования такие конструкции едва ли целесообразны. Закрутку по
радиусу ступеней с РСА проектируют так же, как и нерегулируемых, по
различным законам, но большей частью с увеличением угла к корневому
сечению. При этом одно из важнейших требований - исключить
отрицательную реактивность в корне на режимах работы с прикрытым РСА.
Определенный эффект должен дать и тангенциальный наклон сопловых
каналов, однако ось поворота лопатки при этом не будет совпадать с линией
центров масс сечений лопаток, и конструкция самих лопаток усложняется.

В настоящее время РСА применяют преимущественно в
одноступенчатых силовых турбинах приводных ГТУ, но в принципе
целесообразно использовать РСА и в двухступенчатой силовой турбине для
первой ее ступени. Хотя необходимые пределы регулирования площади
здесь несколько шире, наличие одного РСА мало сказывается на КПД всего
отсека. Двухступенчатые силовые турбины с регулируемой ступенью
применяет фирма "Нуово Пиньоне" (Италия) в ГТУ PGT-10 и PGT-25.

3.8.	Потери в патрубках турбин

Схема проточной части двухвальной ГТУ со входным, промежуточным
и выходным патрубками (рис.3.8) типична для большого количества
приводных ГТУ. Во входном патрубке такого вида, который здесь
представлен, поток поворачивает и разгоняется от скорости свх до скорости
с0 Главные требования ко входному патрубку - плавное ускорение потока,
поворот без вихреобразований. равномерный подвод среды по окружности
и по радиусу как по величине, так и направлению скорости. При малых
числах Л/ , обычно имеющих место во входном патрубке, его КПД

С~ ~

v

Жх - /’о)
где /7ВХ - плотность газа во входном сечении; рвх и - ста г имея ми*
давление соответственно во входном и нулевом сечениях. Обычно удаеп и
получить 7/вх =0,9...0,95.

Главная функция промежуточного (переходного) патрубка - обе
спечить подвод среды к следующей турбине с максимальной равно
мерностью и минимальными потерями полного давления. В этом патрубке
часто размещают стойки, через которые пропускают трубы для подвода и
отвода смазки, охлаждающего воздуха, а также элементы крепления
внутреннего подшипника. Эти стойки должны быть хорошо обтекаемыми, не
должны давать аэродинамических следов непосредственно перед ступенью
следующей турбины и оказывать обратного воздействия на предыдущую
ступень, т е. достаточно удалены от нее.

Рис.3.8. Схема расположения патрубков в двухвальной ГТУ:
0-0, 2-2, 3-3 - сечения

Задача выходных патрубков - получить возможно низкое статическое
давление за последней ступенью турбины и с максимальной эффек-
тивностью преобразовать кинетическую энергию газа в потенциальную, т.е.
повысить статическое давление. Высокая скорость выхода в последней
ступени с2- обусловлена, с одной стороны, необходимостью снижения
напряжений растяжения в рабочей лопатке, а с другой — оптимальной
величиной cd = с Ju в соответствии с коэффициентом нагрузки последней
ступени. Для преобразования энергии выходные патрубки турбин приводных
I ТУ снабжены кольцевыми диффузорами: коническими, осерадиальными
и т п. Хорошо работающий выходной диффузор заметно увеличивает
перепад энтальпий на турбину. При повышении давления в диффузоре
неизбежны потери. При умеренных числах Мс2 КПД диффузора

/ад

„ = ft	О ft ~ ft

ft	/ э 5Л’

Лдд
где р3,/?2 и с3'с2 ' статические давления и скорости соответственно за
диффузором и за последней ступенью; р2 плотность во входном сечении.
Достижимый КПД диффузора во многом зависит от соотношения площадей
выхода и входа. Для диффузоров его называют степенью уширения. В
тщательно спроектированных выходных диффузорах можно достигнуть
7Д = 0,65...0,75, но многие турбины имеют г/^ - 0,55...0,6. Расчетным
путем трудно создать эффективный диффузор, так как поток из последней
ступени выходит сильно турбулентным. На практике диффузоры и
промежуточные патрубки обычно отрабатывают экспериментально вместе
с предшествующей турбинной ступенью. За выходным диффузором по
потоку располагается газосборник, в котором также имеют место потери
полного давления.

3.9.	Потери с утечками через лабиринтовые уплотнения

Лабиринтовые уплотнения, широко применяемые в турбомашинах, не
предотвращают, но кардинально снижают утечку рабочего тела. Обычно
выход продуктов сгорания наружу не допускают, для чего в уплотнения
турбины подают воздух более высокого давления от приводимого ей
компрессора, если он не поступает сам, что предусмотрено особенностями
конструкции. Основная идея лабиринтовых уплотнений - создать ряд
местных сопротивлений в виде чередующихся зазоров и расширительных
камер (рис.3.9). Протекая через зазоры, газ получает скорость, а в камерах
она гасится за счет вихреобразования. Происходит дросселирование при
постоянном теплосодержании. Обычно зазоры и, следовательно, кольцевые
площади f - 7iDy8y одинаковы, а удельный объем по мере падения дав-
ления растет.

Согласно уравнению неразрывности Go - V = fc скорость растет от
щели к щели, так как объемный расход по мере дросселирования воздуха
возрастает, следовательно, растет и перепад энтальпий h ~ с2/2. Макси-
мальная скорость возникает на последней кольцевой щели. Расход утечки
GVT через лабиринтовое уплотнение можно подсчитать по формуле,
полученной еще основоположником теории турбин А.Стодолой:

где р - опытный коэффициент расхода; f = ftDy8y - площадь кольцевого
зазора; и р2 - давление соответственно перед и за уплотнением.

При достижении скорости звука в последней щели уплотнения расход
определяют по эмпирической формуле
Рис.3.9 Схема течения в лабиринтовых уплотнениях турбомашин (а) и
конструктивные типы уплотнений: ЦКТИ (б), ступенчатое с увеличенным шагом (в),
с наклонными гребнями (г):

1 - статор; 2 - ротор

Для снижения расхода главное - это уменьшение площади кольцевой
щели, а если диаметр определен, то зазора. Число гребней влияет в
меньшей мере, так как z в формуле стоит под корнем. Коэффициент
расхода // зависит главным образом от конструкции самого уплотнения,
остроты кромок, достаточности камер. Если в уплотнении нет уступов,
резких поворотов потока, а камеры малы, то расход воздуха существенно
возрастает.

Шаг гребней проектант назначает при выборе конструкции с учетом
максимальных относительных перемещений ротора и статорных деталей на
установившихся и переходных режимах. При малых относительных
перемещениях, которые характерны больше для компрессоров, а вообще
для уплотнений, мало удаленных от упорных подшипников, минимальный
коэффициент расхода дает уплотнение ЦКТИ, в котором характерным
зазором, определяющим протечку, является не радиальный, а осевой
(рис.3.9, б) Минимальный расход в этом уплотнении имеет место при
совпадении кромок ротора и статора, но при осевом перемещении ротора
относительно статора протечка возрастает незначительно. Достоинство
этого уплотнения в общем случае - большие радиальные зазоры и,
следовательно, исключение опасности задеваний.

При больших относительных перемещениях ротора используют
уплотнения с большим шагом (рис.3.9, в) или наклонные гребни при гладкой
поверхности ротора (рис.3.9, г).
Глава 4. КОНСТРУКТИВНОЕ УСТРОЙСТВО ТУРБОГРУППЫ,
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ И ТЕПЛООБМЕННИКОВ ГПА

4.1.	Общая конструктивная характеристика приводных
ГТУ и ГТД

Общие характерные черты приводных ГТУ - высокая
быстроходность турбомашин, блочность конструкции, сравнительная
малоступенчатость турбин (в сумме от двух до пяти ступеней), деление
всей турбины на два или три отсека в зависимости от принятой схемы. В
отличие от транспортных ГТД для стационарных приводных ГТУ массово-
габаритные показатели не имеют решающего значения, более важна
минимальная стоимость при высокой надежности, заданной
экономичности и малых затратах на обслуживание и ремонт.

Большинство изготовляемых в настоящее время приводных ГТУ
устанавливают на низких фундаментах, называемых также фундамент-
ными подушками. Турбоблок размещают на одной или двух рамах. Одну
из рам совмещают обычно с масляным баком, который представляет
собой крупный и сложный узел, насыщенный вспомогательным
оборудованием. В отличие от паровых турбин рамы, как правило, не
подливают, а крепят с помощью анкерных болтов. Практикуют и
установку рам на некотором возвышении с целью сохранения доступа к
узлам в нижней части ГТУ.

Подвод воздуха к осевому компрессору осуществляют или сверху,
или по оси, иногда сбоку, а удаление продуктов после турбины - вбок или
вверх. Схематичная установка на раме турбогруппы двухвальной ГТУ с
камерой сгорания представлена на рис.4.1.

Агрегаты ГТК-10-4, ГТ-750-6, ГТК-5, ГТ-6-750 и другие прошлых
лет выпуска установлены на высоких рамных фундаментах. Такие ГТУ
имеют большей частью камеры сгорания выносного типа. Конструкция
подвода воздуха, отвода дымовых газов и расположение камеры сгора-
ния влияют на доступность к тем или иным узлам ГТУ при обслуживании
и ремонте. Например, при осевом подводе воздуха несколько затруднен
доступ к переднему подшипнику, а выхлоп из турбины вверх
увеличивает объем сборочно-разборочных работ при вскрытии
проточной части силовой турбины и т.д. Конструктивные решения
отдельных узлов ГТУ взаимосвязаны, и каждое в отдельности не может
быть оптимизировано - только в комплексе.

В регенеративных ГТУ, расположенных в общих или
индивидуальных заданиях, воздухоподогреватели выносят за пределы
машинного зала, чтобы избежать загазовывания помещения (рис.4.2)

Блочные трехвальные ГТУ типа ГТН-25 НЗЛ не имеют
регенераторов в своем составе, и их также устанавливают на рамах
Подобно транспортным ГТД у них вал от ТНД к КНД расположен внутри
роторной группы КВД - ТВД, образуя более сложную конструкцию в
отношении сборочно-разборочных работ, чем у двухвальных ГТУ.
Рис 4 1 Упрощенная установка на раме простой ГТУ (ГТК-10И)

1 - опорная рама-маслобак; 2 - блок вспомогательных механизмов, 3 - редуктор;

4 - входной патрубок осевого компрессора; 5 - камера сгорания из шести
секций, 6 - турбина, 7 - пусковой турбодетандер

Тип конструкции камеры сгорания (встроенная или выносная)
оказывает большое влияние на компоновку агрегата ГТУ простого цикла
большей частью имеют встроенные КС Использование в регенеративных
ГТУ выносных КС несколько усложняет компоновку. Оптимума
расположения камеры не существует, при размещении КС под турбо-
агрегатом затруднен доступ к самой камере, при расположении ее над
турбогруппой или рядом с ней ухудшена доступность турбомашин.

В регенеративных ГТУ важно обеспечить минимальное воздействие
от присоединенных к корпусу воздухопроводов большого диаметра. При
рабочих температурах трубопроводы могут развить такие усилия,
которые вызовут недопустимые деформации статорных деталей, за-
девания в проточной части и уплотнениях турбомашин. Всасывающий
воздухопровод к компрессору и газовыпускной тракт после турбины с
учетом незначительного отличия давления в них от атмосферного часто
присоединяют с помощью гибких манжет из пропитанной герметичным
составом стеклоткани или из подобного эластичного материала.

Важно обеспечить неизменность взаимного положения ротора и
с гатора турбомашин. Положение ротора определяется подшипниками.
Корпус турбомашины соединяют с корпусами подшипников таким обра-
юм, чтобы исключить расцентровку статора и ротора
Рис.4 2. Компоновка ГТК-10 с нагнетателем 370-16 на компрессорной
станции магистрального газопровода:

1 - комплексное устройство воздухоподготовки. 2 - дымовая труба продуктов
сгорания, 3 - регенератор; 4 - антипомлажный клапан; 5 - щиты автоматики и
контрольно-измерительных приборов; 6 - блок турбогруппы: 7 - вентиляционно-
декоративный кожух блока турбогруппы; 8 - нагнетатель природного газа; 9 -
вентилятор отсоса воздуха из-под вентиляционно-декоративного кожуха блока
турбогруппы, 10 - резервный маслонасос с электроприводом; 11 - винтовые
масляные насосы уплотнения нагнетателя с электроприводом (один из них
резервный); 12 - выхлопной трубопровод турбины, 13 - трубопровод подвода
воздуха из регенератора к камере сгорания. 14 - трубопровод подвода воздуха
от осевого компрессора к регенератору; 15 - трубопровод подвода воздуха к
осевому компрессору
В расположении вспомогательного оборудования на рамах наПпю
дается две тенденции. В некоторых зарубежных агрегатах, например I IК
25И ГТК-1 ОИ и других, масляные насосы, фильтры, маслоохладители,
пусковое устройство, генератор собственных нужд и другое вспо
могательное оборудование сосредоточены перед турбоблоком на спе
циально выделенной части рамы-маслобака. В других ГТУ это
оборудование рассредоточено как на раме-маслобаке, так и на самом
турбсблоке и в других удобных местах.

ГТД авиационного и судового типов, полученные путем конверти-
рования (преобразования) соответствующих основному назначению дви-
гателей, имеют обычно вход в компрессор осевого типа и выход из
силовой турбины непосредственно вверх, иногда вбок. В условиях
станции эти ГТД не разбирают для ремонта. Необходимо только
обеспечить доступ к некоторым узлам, нуждающимся в обслуживании и
контроле (газовые горелки, масляные фильтры и т.п.). Эти двигатели
имеют встроенные камеры сгорания - кольцевого типа или из отдельных
жаровых труб. При делении таких ГТД на взаимозаменяемые модули
ремонт ГТД упрощается и удешевляется за счет замены модулей.

Если в стационарных ГТУ основные детали статора имеют техноло-
гические горизонтальные разъемы, то в транспортных ГТД преобладают
вертикальные стыки, позволяющие сохранить осевую симметрию дета-
лей, что важно для высокотемпературных элементов. В компрессорах
конвертированных судовых ГТД между опорами выполняют и
горизонтальные разъемы, обеспечивающие простой доступ к лопаткам.

Общая закономерность работы тепловых турбомашин и
теплообменных аппаратов - изменение размеров всех горячих частей при
переходе с одного режима работы на другой вследствие температурных
деформаций. При этом в турбомашинах ГТУ происходит нежелательное,
а иногда и опасное, изменение радиальных и осевых зазоров в проточной
части и лабиринтовых уплотнениях. В стационарных ГТУ изменение
радиальных зазоров обычно невелико, так как тепловая инерция
статорных деталей большей частью не сильно отличается от тепловой
инерции ротора. В транспортных ГТД, особенно авиационного типа,
масса горячих деталей статора существенно меньше массы ротора, а
поверхность, омываемая газами, больше. В таких двигателях "холодный"
радиальный зазор больше "горячего", т.е. в процессе пуска и нагружения
происходит уменьшение радиальных зазоров. При внезапном останове
ГТД быстроостывающий статор не должен "закусывать" ротор, который
остывает медленнее. Выбор оптимального зазора очень важен и связан с
температурным полем и тепловой инерцией определяющих деталей.

Изменение температуры деталей ГТУ происходит как за счет
омывания их горячей средой, так и за счет теплопроводности элементов.
В массивных и толстостенных деталях при быстром изменении режима
работы из-за неравномерной их температуры возникают термические
напряжения. Они зависят от физических свойств материалов - коэф-
фициентов линейного расширения и теплопроводности - и от скорости
изменения температуры на поверхности, т.е. коэффициента теплоотдачи,
определяемого для неконденсирующихся газов в первую очередь
плотностью и скоростью омывающей среды, ее теплоемкостью В тон-
костенных деталях при свободном их расширении и при равномерном
температурном поле термические напряжения отсутствуют.

Если температурные напряжения превышают предел текучести ма-
териала при рабочих условиях, то деталь получает остаточную деформа-
цию. Следовательно, в конструкции горячих элементов агрегата должен
быть учтен возможный темп изменения режима. Для ГТУ наиболее рез-
кое изменение режима - внезапный останов при полной нагрузке. Обычно
это вызывает растягивающие температурные напряжения в тонких
быстро остывающих элементах деталей. При запуске и нагружении эти
же элементы нагреваются быстрее других.

Кроме изменения зазоров и температурных напряжений при не-
установившихся режимах возможно снижение и даже снятие заданных
рабочих напряжений в затянутых болтах, шпильках, возможно ослабле-
ние прессовых посадок деталей или, наоборот, опасное превышение за-
данных рабочих напряжений, если, например, фланцы прогреваются зна-
чительно быстрее стягивающих их болтов и т.п.

При остывании ГТУ, если ротор неподвижен, то вследствие естест-
венной конвекции происходит тепловое искривление оси статора и
ротора с выпуклостью вверх.

Как правило, конструкция приводных ГТУ и ГТД является
рациональным компромиссным решением, обеспечивающим
необходимую надежность и экономичность в эксплуатации при
умеренной стоимости. В связи с большим парком ГПА на газопроводах
нашей страны, необходимостью его обновления, продолжающимся его
ростом в ближайшем и отдаленном будущем все большее значение
приобретают вопросы малых затрат на обслуживание и ремонт.

Краткое описание особенностей применяемых для
транспорта газа конкретных ГТУ и ГТД содержится в [17].

4.2.	Конструкции роторов осевых компрессоров и газовых
турбин

Роторы осевых компрессоров отличаются от роторов турбин
большим числом ступеней и соответственно большей длиной, меньшим
уровнем температур и отсутствием охлаждения, используемыми
материалами, способом закрепления лопаток и т.д. В турбинах,
состоящих обычно из двух или трех частей, распространена и консольная
конструкция роторов. Роторы осевых компрессоров, как правило,
межопорные.

Основные конструктивные типы роторов осевых компрессоров:
цельнокованые, барабанные, барабанно-дисковые и дисковые.
Достоинство цельнокованых роторов - минимальный расход металла,
небольшая трудоемкость и достаточная жесткость. Их недостатки -
большая масса, необходимость тангенциальной неборки рвбеми!

паток, длительный цикл изготовления и большая тепловая инерция 1
цельнокованом роторе выполняют центральный канал для удМММ
дефектной части слитка, улучшения механических свойств Л|И
термообработке и перископического осмотра внутренней поверхнеВФИ
При небольшой длине ротора отказ от центрального канала позволяет
поднять окружную скорость за счет снижения тангенциальным
напряжений в центральной части. Барабанные роторы (рис.4.3, а, 6)
имеют меньшую массу, чем цельнокованые, но допускают и несколько
меньшие окружные скорости, хотя механические свойства материала с
помощью термообработки можно получить более высокие. Барабанно-
дисковые роторы, сварные и штифтовые (рис.4.3, в, г), допускают более
высокие окружные скорости, имеют небольшую массу. Для них
применима и осевая заводка рабочих лопаток. Очень распространены,
особенно в транспортных ГТД и новых ГТУ, дисковые сборные роторы с
периферийными стяжными болтами, с центральной стяжкой, болтовые и
с насадными дисками (рис.4.3, д, е). Все они сокращают произ-
водственный цикл изготовления ротора (параллельная обработка на
станках) и допускают осевую заводку рабочих лопаток. Роторы с
насадными дисками применяют редко, так как они получаются очень
гибкими.

Крутящий момент в дисковых роторах передается торцевыми
шлицами, втулками и радиальными пальцами. Дисковые роторы,
стягиваемые периферийными болтами или центральной стяжкой, должны
иметь такие напряжения сжатия на контактных поверхностях, чтобы
ротор на всех возможных режимах работал как единое целое и раскрытие
стыков не происходило бы. Периферийные стяжные болты стремятся
разместить на максимально большом радиусе, чтобы увеличить
жесткость ротора. Поперечная жесткость дисковых роторов ниже, чем
барабанно-дисковых. Толстая центральная стяжка меньше ослабляет
диски, но имеет большую тепловую инерцию. Все стяжные роторы перед
окончательной сборкой спрессовывают. Прямолинейность оси ротора
достигают очень строгой параллельностью боковых поверхностей дисков.

В реальных конструкциях встречаются обычно роторы с
элементами показанных на рис.4.3 схем, часто с их комбинацией. В
транспортных ГТД применяют роторы только дисковой и барабанно-
дисковой конструкции, имеющие малую массу и использующие
подшипники качения. Конструкция ротора должна быть тесно увязана со
способом крепления рабочих лопаток и с конструкцией направляющих
аппаратов. Дисковые роторы позволяют применять хвостовики рабочих
лопаток с осевой заводкой, для пазов которых можно воспользоваться
наиболее прогрессивной технологией - протягиванием, и хорошо
сочетаются с обандаженными направляющими лопатками. Конусность на
роторе усложняет конструкцию корневой части рабочих лопаток, конус на
статоре усложняет конструкцию направляющего аппарата.
Рис 4 3 Конструктивные схемы барабанных и дисковых роторов осевых
компрессоров

а - барабанный штифтовой, б - барабанный болтовой в - барабанно-
дисковый сварной, г - барабанно-дисковый штифтовой, д - дисковый с
периферийными стяжками болтами, е - дисковый с центральной стяжкой, ж -
болтовые, з - с насадными дисками, 1 - радиальный штифт, 2 - болт, I - сварка
электронным лучом, II - штифтовое соединение
Материалом дисков и роторов компрессоров стационарных ГТУ
чаще всего являются низко- и среднелегированные хромомолибденовые
и хромоникельмолибденованадиевые стали. Для входной части ротора
материал должен иметь низкую переходную температуру хрупкости,
чтобы сохранить характеристики пластичности при самых низких
температурах атмосферного воздуха. В конвертированных двигателях
материал дисков - преимущественно титановые сплавы

В качестве примера конструкции компрессоров со сборными
дисковыми роторами на рис.4.4 представлена компрессорная группа
стационарной газотурбинной установки НЗЛ типа ГТН-25. Здесь в
сборном роторе КНД барабанно-дисковой конструкции крутящий момент
через заплечики дисков передается штифтами. Диски вместе с
концевыми частями стянуты центральным болтом Ротор КВД дисковой
конструкции с соединением отдельных рабочих колес болтами Для
пропуска вала от ТНД диаметры внутренних расточек дисков увеличены.
В обоих компрессорах применена прогрессивная осевая заводка рабочих
лопаток Неподвижные лопатки компрессоров обандажены и образуют
направляющие аппараты из двух половин.

На рис.4 5 представлены два типа барабанно-дисковой конструкции
сборных роторов авиадвигателей. На роторе а диски напрессованы с
нагревом на заплечики предыдущих ступеней. Окончательная фиксация
- радиальными штифтами, которые застопорены с помощью рабочих
лопаток. На роторе б диски соединены призонными болтами, которые и
передают крутящий момент [13].

Роторы компрессоров, применяемых на КС судовых двигателей,
также преимущественно барабанно-дисковой конструкции, причем
окончательно изготовленные диски свариваются электронным лучом в
вакууме [17].

Роторы газовых турбин также можно выполнять из единой по-
ковки Чаще применяют дисковые конструкции, на радиальных пальцах
или со стяжными болтами. Роторы турбин привода компрессоров
присоединяют к ротору осевого компрессора на болтах, часто в виде
консоли.

В цельнокованых роторах газовых турбин заметно влияние их
большой тепловой инерции. Почти во всех стационарных турбинах
применяют елочные хвостовые соединения рабочих лопаток с осевой
заводкой. В цельнокованых или сварных роторах применить
протягивание пазов под хвостовики затруднительно, поэтому используют
только двух- и трехопорные елочные соединения, в которых пазы
получают фрезерованием. Точность выполнения паза получается
меньше, чем при протягивании, а число лопаток в соседних венцах
ротора турбины должно быть одинаковым, что затрудняет выдерживание
оптимального шага лопаток.
Рис.4.4. Компрессорная группа газотурбинной установки ГТН-25 НЗЛ:
1 - рабочее колесо КНД; 2 - штифт; 3 - стяжной болт; 4 - болтовой ротор КВД

Рис.4.5. Крепление секций в роторе дискобарабанного типа

и - последовательной напрессовкой; б - призонными болтами, 1 - диск;

2 - барабанный участок; 3 - штифт; 4 - цапфа; 5 - фланец; 6 - призонный болт;

7 - проставка, 8 - упругое кольцо
Сварные роторы турбин в приводных ГТУ и ГТД применяют
сравнительно редко, так как они большей частью не имеют преимуществ
перед другими типами. Наиболее высокие окружные скорости позволяют
получить сборные дисковые роторы за счет высоких механических
свойств материала. Заготовку диска можно тщательно проковать и
термообработать с получением необходимых механических свойств по
всему диаметру.

Соединение соседних дисков по буртам короткими призонными
болтами требует одинакового температурного поля дисков. Более
распространено соединение дисков длинными тонкими болтами с
передачей крутящего момента торцевыми шлицами (хиртами) или
радиальными пальцами. Отверстия для болтов являются кон-
центраторами напряжений, а сами болты необходимо разгружать от
действия центробежных сил. Температурное поле дисков и болтов
должно быть согласовано в процессе отработки системы охлаждения
ротора. Одним из преимуществ многоступенчатых дисковых роторов
является возможность осуществления осевой сборки и разборки турбины
(раскатки). При этом статорные детали могут быть выполнены полностью
осесимметричными, т. е. без горизонтального разъема. Распространены
также посадки однодисковых роторов на втулках (бандажах) на консоль
ротора при радиальных пальцах (рис.4.6). При этом должна
выдерживаться строгая радиальность пальцев.

Рис. 4.6. Распространенные схемы роторов турбин ГТУ:

а - посадка консольного диска на радиальных пальцах; б - соединение с
торцевыми шлицами
Наружные поверхности ротора турбины защищают от контакта с
горячими газами полками рабочих лопаток и элементами сопловых
аппаратов, торцевые поверхности рабочих колес при необходимости -
специальными дефлекторными дисками. За счет воздушного охлаждения
и защиты поверхностей ротора от омывания рабочим телом температуру
его металла предпочтительно снизить до уровня 450...500 °C, позволя-
ющего применять для собственно ротора стали перлитоферритного
класса. В качестве материалов для дисков роторов газовой турбины
используют среднелегированные жаропрочные хромоникельмолибдено-
ванадиевые стали, а также окалиностойкие и жаропрочные хромистые
стали с добавкой вольфрама, никеля, молибдена и ванадия. В
авиационных двигателях применяют и никелевые сплавы.

На рис.4.7 представлен продольный разрез четырехступенчатой
турбины двухвальной ГТУ типа PGT-10 фирмы "Нуово Пиньоне". Здесь
ротор двухступенчатой ТВД является консольной частью ротора
компрессора, который выполнен цельнокованым. Консольный
двухступенчатый ротор СТ, как и ротор ТВД, содержит промежуточный
диск, образующий межступенчатое лабиринтовое уплотнение. В рабочих
дисках предусмотрена осевая заводка рабочих лопаток, в данном случае
имеющих удлиненные хвостовики.

В качестве примера ротора турбины авиационного ГТД на рис.4.8
представлены одноступенчатые ТВД и ТНД газогенераторной части
двигателя НК-16 СТ. Заметен дефекторный диск на роторе ТВД.
позволяющий создать приемлемое температурное поле рабочего колеса
ТВД. Диски обеих турбин выполнены из никелевого сплава.

Более "приземленную" конструкцию имеет двухступенчатая ТВД
судового двигателя, представленная на рис.4.9. Для этого ГТД также
характерен общий ротор КВД и ТВД. Одна из опор этого ротора
(демпферного типа) расположена непосредственно в расточке диска
второй ступени ТВД.

Необходимость уравновешивания роторов компрессора и турбины
в эксплуатации может возникнуть после замены части рабочих лопаток,
насадного диска и других причин. Поскольку большая часть применяемых
роторов турбокомпрессоров - гибкие, желательно максимальное
приближение плоскости установки балансировочных грузов к плоскости
небаланса. В противном случае трудно обеспечить спокойную работу
гибкого ротора на всех оборотах, так как пара сил создает момент, по-
разному изгибающих ротор на различных частотах вращения.

Шейки роторов должны иметь малую шероховатость поверхности,
что достигается алмазным выглаживанием или другой прогрессивной
технологией.

Ремонтопригодность роторов тесно связана с конструкцией
крепления рабочих лопаток и уплотнений. Неудачной в этом отношении
следует считать конструкцию ротора компрессора, где для замены
лопаток осевого компрессора необходима разборка дискового ротора,
стянутого болтами. Цельнокованые и сварные роторы нельзя считать
Рис.4.7. Продольный разрез турбины привода компрессора и силовой турбины ГТК типа PGT-10:

1 - камера сгорания; 2, 3 - сопловые аппараты первой и второй ступеней; 4 - средняя часть корпуса турбины;

5 - регулируемый сопловой аппарат; 6 - сопловые лопатки четвертой ступени; 7 - корпус выходного диффузора; 8 - ротор
СТ; 9 - опорный подшипник СТ; 10 - корпус турбогруппы; 11 - внутреннее кольцо соплового аппарата; 12 - опорный
подшипник ротора турбокомпрессора
Рис 4 8 Турбина высокого давления и турбина низкого давления
газотурбинного двигателя НК-16 СТ

ремонтопригодными в случае повреждения хотя бы одного гребня
ротора Сборные роторы требуют определенной технологической
культуры при разборке, для чего не всегда есть условия на КС Во всех
случаях желательна полная взаимозаменяемость роторов, т е
отсутствие на них и сопряженных деталях статора определяющих
формулярных размеров

4.3.	Рабочие лопатки осевых компрессоров и турбин

В первых ступенях осевых компрессоров рабочие лопатки сильно
нагружены статически и динамически Наиболее распространены
следующие типы крепления рабочих лопаток (рис 4 10) с осевой (в) и
тангенциальной (г) заводкой, с шарнирным соединением (д) Более
прогрессивна осевая заводка, так как она обеспечивает точное
выдерживание угла установки, меньшую массу лопатки и потребную
массу диска, возможность применения малого числа лопаток с большой
хордой, возможность использования прогрессивной технологии -
протягивания пазов в дисках и хвостовиков в рабочих лопатках
Недостаток осевой заводки - необходимость стопорения каждой лопатки

Тангенциальную заводку применяют в цельнокованых и бара-
банных роторах где она предпочтительнее осевой Однако при
возрастании хорды тангенциальный хвостовик сильно утяжеляется
Рис 4 9 Двухступенчатая ТВД судового двигателя

1 - крышка 2 - проставка 3 - аппарат сопловой 1-й ступени, 4 - ротор ТВД
5 - аппарат сопловой 2-й ступени 6 - опорный венец ТВД

Рис 4 10 Типы хвостовиков рабочих лопаток осевого компрессора
а - трапециевидный (’ласточкин хвост”) б - цилиндрический в - зубчатый с
осевой заводкой г - зубчатый с тангенциальной заводкой д - шарнирный (с
верховой посадкой)
Другие недостатки тангенциальной заводки - необходимость подгонки ша-
га в конце наборки венца (из-за накопления полей допуска) и сложный
замок В роторах дисковой конструкции тангенциальная заводка создает
распорные усилия в диске.

Главное достоинство шарнирного соединения рабочих лопаток
компрессора - хорошее демпфирование колебаний по основному тону из-
за рассеяния энергии в шарнирном соединении, особенно на проходных
режимах

В стационарных ГТУ распространены малозубые хвостовики с
тангенциальной заводкой и трапециевидные с осевой заводкой. В
авиадвигателестроении и судовом газотурбостроении применяют
хвостовые соединения с осевой заводкой и с шарнирным соединением,
но наиболее распространены хвостовики типов айв для сильно
нагруженных и б для первых ступеней.

Перо рабочих лопаток осевых компрессоров всегда закручено.
Рабочие лопатки имеют постоянную по высоте хорду, но для первых
ступеней осевых компрессоров с малыми диаметрами втулки
предпочтительны лопатки с увеличивающейся к периферии хордой для
приближения к оптимальной густоте b = b/t, где b - хорда лопатки, t -
шаг лопаток. Однако из-за трудности виброотстройки рабочих лопаток
первых ступеней с большой парусностью в них часто приходится
выполнять демпферные полки по высоте ~ 1/3 от вершины (рис 4.11).
Торцы полок изнашиваются, поэтому необходимо располагать способом
их восстановления. Кроме того, полки снижают КПД ступени.

Рабочие лопатки с трансзвуковым обтеканием (периферийная
часть) и сверхзвуковым в соответствии с требованиями аэродинамики
выполняют широкими (т.е. с большой густотой), но со слабо изогнутой
средней линией профиля и с тонкой входной кромкой.

Рис.4 11 Рабочая лопатка	Рис 4 12 Рабочая лопатка

компрессора с демпферной полкой	с бандажной полкой
Поддержание первоначальной геометрии профиля в длительной
эксплуатации имеет важное значение для сохранения запаса по
устойчивости. При загрязнении или эрозии рабочих лопаток запас,
естественно, снижается. Утонение пера на периферии для снижения
последствий задеваний о статор применяют при относительной толщине
профиля на периферии 6% и более. Предпочтительно покрытие
примыкающей к рабочим лопаткам поверхности статора
прирабатывающимися материалами. Однако при этом нужно проводить
не сухую очистку, а промывку проточной части осевых компрессоров.

Рабочие лопатки первых ступеней осевых компрессоров при
большой окружной скорости выполняют из титановых сплавов, как
материала, имеющего наивысшую удельную прочность. Лопатки менее
нагруженных ступеней - из хромистых сталей, например марок 20X13
или Х17Н2.

Чистота поверхности рабочих лопаток и способ ее окончательной
обработки имеют первостепенное значение для надежной работы. Для
повышения усталостной прочности рабочие лопатки подвергают
виброгалтовке, гидродробеструйной, ультразвуковой или аналогичной
обработке. При этом конструктивный предел выносливости может быть
повышен на 20 % и более. Во избежание фретинг-коррозии опорные
поверхности хвостовиков при осевой заводке у титановых лопаток
серебрят, у стальных - меднят.

Рабочие лопатки газовых турбин - одни из самых напряженных
деталей турбин Кроме статических напряжений от центробежных сил и
газового изгиба они испытывают динамические напряжения от
неравномерности потока и термические напряжения при пусках и
остановах ГТУ. Если термонапряжения при пуске можно снизить за счет
режима запуска, то при останове, вызываемом защитой агрегата,
появление больших растягивающих напряжений в кромках неизбежно.
Поэтому кромки лопаток должны быть не слишком тонкими и иметь
высокую чистоту поверхности. В отношении толщины кромки требования
аэродинамики и прочности, как и вообще при создании рабочих лопаток,
противоречивы.

Перо рабочих лопаток закручено по высоте и выполняется ох-
лаждаемым только при температуре торможения газа на лопатках около
800 °C и выше. Однако для снижения растягивающих и термических
напряжений перо нередко выполняют полым, что удорожает конструкцию,
но повышает срок службы рабочих лопаток. Из воздухоохлаждаемых
лопаток проще других лопатки с радиальным течением охлаждающего
воздуха, сложнее - с петлевым или полупетлевым течением и выпуском
основного количества воздуха в выходную кромку. Эти вопросы
рассмотрены в следующей главе. Для повышения жаростойкости и
предупреждения обезлегирования поверхностного слоя при температуре
газа более 800 °C перо должно иметь специальное покрытие. В
охлаждаемых лопатках оно может выполнять также функцию
теплоизолирующего. Периферийная часть пера заканчивается утонением
или бандажной полкой, демпфирующей колебания и повышающей КПД
венца. На полке выполняют уплотнение, снижающее протечки (рис.4.12).
Кромки нижней полки лопатки обычно параллельны оси хвостовика, а
сами полки часто используют для изоляции наружной поверхности
ротора от горячих газов в проточной части.

Почти все приводные ГТУ и ГТД имеют хвостовики рабочих лопаток
турбины елочного типа с осевой заводкой. В новых конструкциях
преобладают трехопорные елочные хвостовики, в старых встречаются
как многоопорные, выполненные протягиванием, так и двухопорные,
которые можно выполнить фрезерованием (рис.4.13).

Главные преимущества хвостовиков елочного типа перед другими -
воспринятие большого усилия, рациональное использование материала,
самоустанавливаемость лопаток по направлению действия
центробежных сил и легкость их замены. Их недостатки - необходимость
высокой точности изготовления, малый теплоотвод от лопаток к диску и
изменение распределения нагрузки по зубцам при переменном
температурном поле. Конструкции стопорения рабочих лопаток в осевом
направлении отличаются большим разнообразием. Обычно лопатки с
бандажной полкой не могут быть извлечены без расстопорения соседних,
так как плоскости стыка корневой и периферийных полок не
параллельны.

Большинство газотурбостроителей предпочитают удлиненные
ножки хвостовика, которые снижают градиент температур как в
хвостовике, так и корневой части пера и позволяют демпфировать
колебания лопатки в зоне корневой полки.

Рис 4 13. Хвостовики рабочих лопаток турбины:

а - многоопорный, б - трехопорный; г - с удлиненной ножкой

Переменная частота вращения роторов приводных ГТУ предъ-
являет высокие требования по отстройке частот и демпфированию
колебаний рабочих лопаток. При невозможности отстройки и применения
бандажной полки для демпфирования колебаний ранее использовали
полые трубки по типу демпферной проволоки в паровых турбинах, но они
снижают КПД ступеней.

Для материала рабочих лопаток используют деформируемые
сплавы на никелевой основе и литейные сплавы с добавкой кобальта. В
деформируемых сплавах важной задачей является получение
мелкозернистой структуры, что достигается технологией изготовления
заготовок (горячей штамповкой и термообработкой). В лопатках из
литейных сплавов наивысшие механические свойства достигаются при
изготовлении их с ориентированной структурой (направленной
кристаллизацией), и особенно в монокристальных лопатках. Более
подробно об этом в [17].

Для повышения ремонтной технологичности роторов все рабочие
лопатки должны быть паспортизованы по массе и статическому моменту,
запасные лопатки должны иметь минимальный технологический припуск,
а выдерживание необходимых радиальных зазоров должно проводиться
за счет статора.

4.4.	Направляющие (спрямляющие) и сопловые аппараты
компрессоров и турбин

В стационарных ГТУ распространена конструкция крепления
отдельных направляющих лопаток осевого компрессора заводкой с
горизонтального разъема в проточенный в корпусе Т-образный паз (НЗЛ,
"Дженерал Электрик"). Достоинства такой конструкции - простота и малая
стоимость направляющих лопаток, особенно если заготовка получена
путем штамповки (с высадкой хвостовика) или точного литья. Органично
сочетается с этой конструкцией простая цилиндрическая или коническая
поверхность на роторе. Недостатки этой конструкции - необходимость
слесарной подгонки по шагу у разъема, возможность создания при
наборке неопределенных напряжений в статорной детали, вследствие
чего при эксплуатации она может получить эллипсность, необходимость
массивного корпуса с большой толщиной стенки, некоторое увеличение
против минимально необходимой ширины лопаток и, следовательно,
длины осевого компрессора. Такую конструкцию обычно
применяют при литых чугунных корпусах.

В случае большой высоты направляющих лопаток и для снижения
вибронапряжений в них лопатки необходимо обандаживать или
скреплять другим способом по вершинам, что снижает ремонтную
технологичность, особенно при замене одной или нескольких лопаток
(рис.4.14, а).

Менее массивного статора требует конструкция вставных кон-
сольных направляющих лопаток, закрепляемых гайкой за нарезанный
хвостовик. Эту конструкцию применяет ТМЗ и многие фирмы. В
статорных деталях при этом сверлятся отверстия по числу
направляющих лопаток, выполняются неглубокие кольцевые проточки
Рис.4.14. Направляющие аппараты осевых компрессоров:

а - с тангенциальной заводкой в Т-образный паз; б - с индивидуальным креп-
лением за резьбовый хвостовик; в - рамный направляющий аппарат с заводкой
в Т-образный паз; г - рамный направляющий аппарат, фиксируемый болтами; 1
- бандаж: 2 - сегменты с косыми пазами; 3 - бандаж наружный; 4 - бандаж
внутренний; 5 - прирабатывающийся слой; 6 - болт

под промежуточные сегменты, с косыми пазами под полки лопаток
(рис.4.14, б). Достоинства этой конструкции - строгое выдерживание угла
установки и шага лопатки, обеспечиваемое механической обработкой,
идентичность виброхарактеристик направляющих лопаток. При этой
конструкции не наблюдается, как правило, поводки статорных деталей в
длительной эксплуатации. Любая лопатка может быть легко заменена.
Однако обандаживание таких лопаток по внутреннему диаметру, равно
как и тангенциально заводимых, заметно снижает их ремонтную
технологичность.

В транспортных ГТД также широко применяют закладные неразбор-
ные сварные и паяные направляющие аппараты, имеющие гори-
зонтальный разъем. Их фиксируют в корпусе, например, заводкой в Г -
образный паз (рис.4.14, в) или с помощью нескольких радиальных болтов
(рис.4.14, г). Такие цельные направляющие аппараты называются также
рамными и сочетаются с ротором дисковой конструкции. Рамные
аппараты имеют минимальную массу, весьма технологичные лопатки,
которые легко получать прецизионной штамповкой, а при постоянном по
радиусу входном угле и разрезкой полосы, не требуют массивного
корпуса, снижают статические и динамические напряжения в лопатках.
Недостаток этой конструкции - необходимость замены полукольца при
повреждении хотя бы одной лопатки. Этого недостатка лишены вставные
разборные направляющие аппараты. Пример такого аппарата
представлен на рис.4.15,а. Хотя эта конструкция дороже неразборного
направляющего аппарата, она допускает как агрегатно-узловой метод
ремонта путем замены отдельных аппаратов, так и замену отдельных ло-
паток.

Безбандажные и обандаженные направляющие лопатки имеют
различный характер течения и распределения потерь у внутреннего
диаметра, так что переход от одной конструкции к другой должен
сопровождаться доводкой согласования работы ступеней.

Поворотные направляющие лопатки (ПНЛ) осевого компрессора
также можно выполнять с консольным закреплением и двухопорными (на
двух цапфах рис.4.15,6). Чаще применяют двухопорные ПНЛ, хотя
разборка такого регулируемого направляющего аппарата
значительно сложнее.

а	б

Рис 4.15. Разборный спрямляющий (направляющий) аппарат КВД
судового двигателя (а) и поворотная направляющая лопатка осевого
компрессора (б):

а: 1 - кольцо наружное; 2 - лопатка спрямляющая; 3 - сектора уплотнительные;

4 - медно-графитовые вставки; б: 1 - кольцо поворотное; 2 - втулка из
антифрикционного материала; 3 - направляющая лопатка; 4 - разъемный
внутренний бандаж

Объясняется это тем, что при консольном закреплении наружную цапфу
и весь узел приходится сильно развивать, чтобы обеспечить проектные
углы установки по всей высоте лопатки. Важно также обеспечить
отсутствие протечки воздуха по цапфам - иначе пыль забьет зазоры и
ПНЛ потеряют подвижность. Для этого применяют фторопластовые
втулки и уплотнительные прокладки из тефлона и других пластмасс,
имеющих низкий коэффициент трения в этих условиях. Наличие
радиальных зазоров по концам лопаток, необходимых для их поворота,
неизбежно, но при лопатках большой высоты снижение КПД
несущественно. Приводной механизм поворота должен обеспечивать
строго одинаковый угол установки всех лопаток в венце.

Для предотвращения возможного обледенения входного
направляющего аппарата в зимнее время применяют также полые
лопатки, обогреваемые воздухом из промежуточной ступени осевого
компрессора.

В качестве материалов направляющих лопаток осевого
компрессора используют высокохромистые (магнитные) нержавеющие
стали. В транспортных ГТД для изготовления направляющих лопаток
применяют титановые сплавы.

Сопловой аппарат первой ступени турбины обычно выполняют
разборным с двухопорными соплами, так как он воспринимает
наибольший перепад давления, но с необходимой свободой
термического расширения (рис.4.16). Все новые ГТУ имеют охлаждаемые
сопловые лопатки первых ступеней с выпуском воздуха большей частью
в выходную кромку. Этот воздух, смешиваясь с основным потоком газа
работает в последующих венцах турбины, поэтому его расход не
наносит большого ущерба для экономичности турбины. Полые
охлаждаемые сопловые лопатки изготовляют точным литьем (по
выплавляемым моделям).

Рис.4.16. Воздухоохлаждаемая сопловая лопатка, имеющая внутреннюю
и наружную полки
Для сопловых аппаратов последующих ступеней в стационарной
практике применяют и консольно закрепленные лопатки (рис.4.17). На
турбомоторном заводе их объединяют в пакеты (сегменты) по три-четыре
штуки, а между пакетами оставляют зазор для термического расширения,
уплотняемый пластиной. Различные конструкции сопловых лопаток
видны также на рис.4.7...4.9. Иногда сопловые аппараты применяют в
виде сборных или сварных диафрагм. Для них требуются специальные
конструктивные мероприятия по обеспечению термоэластичности и во
избежание поводок. Предпочтительны полые и тонкостенные диафрагмы
без горизонтального разъема.

Неохлаждаемые сопловые лопатки также желательно выполнять
полыми для снижения термических напряжений в выходных кромках при
внезапных остановах. Во всех случаях необходимо сводить к минимуму
теплоотвод от сопловых лопаток к крепящим их деталям статора.

Рис.4 18 Регулируемый сопловой
аппарат со сферическими ограни-
чивающими поверхностями

Рис 4.17 Консольно закрепленная
направляющая лопатка турбины

Сопловые аппараты двух- и трехвальных ГТУ требуют жесткого
допуска на площадь выходного сечения первой ступени каждой турбины
для обеспечения расчетного распределения теплоперепадов между
ними. В рабочем состоянии площадь у турбин высокого и низкого
давлений увеличивается на разную величину.

Особого внимания в конструкции требуют регулируемые сопловые
аппараты. Для уменьшения радиальных зазоров по концам лопаток
примыкающие к поворотным направляющим лопаткам меридиональные
поверхности должны быть выполнены по сферам, описанным радиусами
из центра, расположенного на пересечении оси цапф лопатки с осью
турбины (рис.418). Упрощение конструкции достигается при
сравнительно небольшом числе широких лопаток, одйако при этом
сильнее меняется осевой зазор между сопловыми и рабочими лопатками
при их повороте. Необходимый рабочий диапазон изменения площади
соплового аппарата составляет ±10%. Большие номинальные выходные
углы ведут к заметным изменениям углов атаки рабочих лопаток. При
малых углах возникают трудности в выдерживании строгой
идентичности проходных площадей.

Регулирование поворотными лопатками более эффективно в
специально спроектированных для этого ступенях. На конструкцию
регулируемого соплового аппарата существуют десятки патентов и
авторских свидетельств.

В практике наземного транспортного двигателестроения применяют
конструкции, отвечающие требованиям регулярных и быстрых
теплосмен. Аппараты выполняют как разборного, так и неразборного
типа. Они характеризуются большим разнообразием конструктивного
исполнения.

В качестве материала сопловых лопаток первых ступеней ис-
пользуют литейные или деформируемые сплавы на никелевой основе.
При температуре газов до 700 °C ранее применяли аустенитные стали.
Для лопаток последних ступеней при температуре газов менее 580 °C
возможно также использование легированных хромистых сталей.

При температуре газов /=800 °C и выше, а при наличии в
топливном газе серы и при />720 °C необходимо нанесение защитных
покрытий на сопловые и рабочие лопатки, имеющие содержание хрома
в сплаве менее 20%, путем хромоалитирования, хромосилицирования
или хромоалюмосилицирования и т. п. Толщина защитного покрытия -
30...60 мкм [17]. Применяют также эмалевые покрытия, а для
охлаждаемых лопаток - теплозащитные покрытия.

4.5.	Корпуса осевых компрессоров и газовых турбин

В транспортных ГТД, применяемых для ГГПА, обычно имеет место
четкое разделение корпусов на секции, жестко соединенные между
собой: корпус осевого компрессора (или компрессора высокого и низкого
давления), корпус КС, корпус турбины привода компрессора (или турбины
высокого и низкого давления), но может быть и общий корпус для всей
турбины. В стационарных приводных ГТУ конструкции также отличаются
большим разнообразием: существуют агрегаты как с отдельными, так и
общими корпусами осевого компрессора, КС и турбины. Раздельные
корпуса турбомашин преобладают при выносных КС, общие - при
встроенных.

Корпуса осевых компрессоров во входной части практически не
испытывают нагрузок от перепада давлений, поэтому толщину стенок
выбирают в основном по соображениям технологической и
эксплуатационной жесткости. Преобладают горизонтальные разъемы
корпуса, необходимые для сборочно-разборочных работ. Давление и
температура внутри корпуса от входа к выходному патрубку возрастают.
Конструкция входного патрубка, как и всего корпуса, тесно связана с
технологией его изготовления и примененными материалами, например -
чугунный литой или сварной из стального проката. Транспортные ГТД
нередко имеют литые корпуса осевых компрессоров из алюминиевых
сплавов.

Основные требования к входному патрубку осевых компрессоров -
создание равномерного по величине и направлению скорости поля
скоростей и давлений перед входным направляющим аппаратом.
Наиболее равномерное поле дают патрубки с осевым входом
(рис.4.19,а). В них обычно размещается передний подшипник и силовые
стойки, через которые подводится и отводится масло, уплотняющий
воздух и т.д. Аэродинамические следы от силовых стоек должны быть
размыты в потоке до входного направляющего аппарата (например, за
счет поджатия потока). Осевые патрубки несколько усложняют
компоновку стационарной ГТУ - не дают возможности персоналу обхода
спереди в основной плоскости обслуживания. В конвертированных авиа и
судовых ГТД, как правило, применяются осевые патрубки.

Угловые патрубки (рис.4.19, б), допускающие подвод воздуха как
сверху, так и сбоку, являются более универсальными в отношении
компоновки. В угловых патрубках подводящий канал может быть
постоянного и переменного сечения, в связи с чем их иногда называют
улиточными. По оси подвода патрубка обязательно должно быть
разделительное ребро во избежание вращения потока во всасывающей
воронке. Внутренние обводы патрубка у входного направляющего
аппарата должны обеспечивать рассеивание остаточной пыли, чтобы не
было местной эрозии (подреза) рабочих лопаток.

Рис.4.19. Осевой (а) и угловой (б) входные патрубки осевых компрессоров
Рис 4 20 Корпуса осевых компрессоров безобоймовой (а)
и обоймовой (б) конструкции

Передний подшипник, воспринимающий обычно и радиальные и
осевые усилия от ротора, желательно разместить максимально близко к
проточной части. При этом он часто оказывается внутри входного
патрубка. Если привод к различным механизмам (пусковое устройство,
насос, валоповорот и т.п.) не вынесен отдельно, то его компонуют вместе
с патрубком и передним подшипником. В двухкомпрессорных
трехвальных ГТУ и ГТД пусковой привод часто соединяют с КВД.

Собственно корпуса осевых компрессоров бывают обоймовой и
безобоймовой конструкции (рис.4.20). Обоймовые корпуса имеют
большой диаметр, выше жесткость и небольшое число расточек, в
которых устанавливают концентрично ротору обоймы с направляющим
аппаратом Камеры, образуемые обоймами, удобны для выпуска (через
клапаны при запуске агрегата) и отборов воздуха на охлаждение,
запирание газовых полостей. Однако при определенных условиях
наличие больших объемов, связанных с проточной частью, может
снижать запас по устойчивости на предпомпажных режимах. Обоймовую
конструкцию корпуса можно использовать для образования из обойм
ремонтных модулей Безобоймовые корпуса имеют большое число
точных расточек, меньшие диаметр и поперечную жесткость, что должно
учитываться при размещении опор статора. Толщину стенок корпуса
выбирают не по прочности, а по технологическим соображениям и
увязывают со способом крепления лопаток. Корпус требует тепловой
изоляции (во входной части - во избежание отпотевания зимой) или
укрытия хорошо вентилируемым кожухом.

Выпуски воздуха на пусковых режимах и отборы на охлаждение
турбины не должны нарушать аэродинамики потока. Их выполняют за
рабочими и направляющими лопатками, между направляющими
лопатками или над рабочими лопатками, иногда у корня рабочих лопаток
в полый ротор Необходимо обеспечить шумоглушение сбрасываемого
воздуха.
За выходным спрямляющим аппаратом осевого компрессора
располагают диффузор, называемый также напорным патрубком. По
конфигурации различают три типа диффузоров: осевые, криволинейные
и осерадиальные (рис.4.21). Поворот потока на 90° осуществляется
при выносных КС и радиальном расположении жаровых труб секционной
КС. Желательный эквивалентный угол раскрытия 12-15°. Необходимо
снижать скорость за выходным спрямляющим аппаратом в 1,5-2
раза для сведения потерь к разумному минимуму.

Рис.4.21. Конструктивные схемы выходных диффузоров компрессоров

а - осевой; б - криволинейный, в - осерадиальный, 1 - выходной
спрямляющий аппарат; 2 - разделительные ребра

Корпус осевых компрессоров авиационного или судового ГТД
обычно состоит из трех частей, причем средняя часть, как правило, имеет
горизонтальный разъем, а передняя и задняя, в которых располагаются
опоры ротора (подшипники качения), неразъемны, и в них проходят
радиальные силовые стойки. Строгая цилиндричность концевых частей
способствует сохранению формы и средней части. Выходной диффузор -
осевого типа, иногда очень короткий.

Корпуса газовых турбин по технологическим соображениям
имеют горизонтальные или вертикальные разъемы. Изменение жесткости
корпуса с горизонтальным разъемом при сборке необходимо учитывать
при назначении монтажных верхних и нижних зазоров. Конфигурация
корпуса должна быть плавной: цилиндр или пологий конус. При наличии
резких переходов в этих местах, как правило, возникают большие
температурные напряжения, могущие вызвать коробление корпуса. В
стационарной практике одностенные корпуса применяют в виде отливок
из чугуна. Направляющие лопатки и сопловые аппараты устанавливают в
воздухоохлаждаемых обоймах, температура которых в сочетании с
температурой ротора определяет радиальные зазоры в проточной
части турбины. Для снижения температуры наружных корпусов
используют внутреннее воздушное охлаждение, наружный обдув и
внутреннюю теплоизоляцию. Возможны конструкции с холодным
цилиндром газовых турбин, но чаще применяют умеренно охлаждаемые
среднетемпературные корпуса, которые и воспринимают усилия от
внутреннего давления. В ГТУ всегда имеется воздух с давлением,
немного превышающим давление газа. Желательно, чтобы к наружным
фланцам корпуса ГТУ был доступ только воздуха, а не газа.

Тепловую инерцию и температурное поле обоймы или равноценной
детали, на которой крепят лопатки статора, следует максимально
приблизить к тепловой инерции и температурному полю ротора. Тогда
изменение радиальных зазоров в проточной части при переходе из
холодного состояния в горячее и обратно будет минимальным. При
малоинерционной обойме или корпусе радиальные зазоры назначают с
учетом недопустимости "закусывания" ротора при погасании факела, что
приводит к повышенной их величине и снижению экономичности.

Высокие ребра без свободы расширения в горячих полостях и
патрубках корпуса недопустимы, так как неодинаковый их прогрев со
стенками вызывает коробление деталей статора.

Входные патрубки турбин как самостоятельные части корпуса
существуют обычно при выносных КС. Если при входе в турбину поток
поворачивает на 90°, то снижается неравномерность температурного
поля. Во входном патрубке применяют внутреннюю изоляцию или
двустенную конструкцию (рис.4.22). При встроенных многосекционных КС
отдельные переходники желательно объединять в общий
выравнивающий газовпуск перед сопловым аппаратом. Место стыка
жаровой трубы КС с тонкостенным газовпускным патрубком требует
особого внимания, так как оно подвергается износу.

Рис.4 22. Входные патрубки
турбины.

а - при выносной КС

с внутренней теплоизоляцией,
б - при встроенной КС

Промежуточные патрубки применяют в двух- и трехтурбинных ГТУ
(рис.4.23). С учетом большой осевой скорости потока за турбиной
привода компрессора гидравлические потери в таких патрубках должны
быть сведены к минимуму. Очень важно также исключить
аэродинамические следы от стоек перед сопловым аппаратом
следующей турбины, так как они могут вызвать опасные колебания
рабочих лопаток. В этих стойках при встроенных подшипниках
располагают трубы подвода и слива масла, трубопроводы охлаждающего
воздуха ит. п., так что они могут иметь большую толщину
Рис.4.23. Промежуточный
(переходный) патрубок турбины

Выходные патрубки состоят обычно из двух частей: диффузора и
газосборника с последующим газовыпускным трактом (рис.4.24).
Диффузоры применяют чаще осевые, а при наличии закрутки потока за
последней ступенью — диагональные. Используют также криволинейные
и осерадиальные диффузоры. Назначение диффузоров - увеличение
теплоперепада на турбину за счет снижения за ней статического
давления и преобразования скоростного напора в давление. В связи с
сильной турбулизацией потока после лопаточного аппарата нелегко
добиться высокого КПД диффузора. Его экспериментально
отрабатывают совместно с последней ступенью. Газосборники
приводных ГТУ чаще выполняют с одинаковым проходным сечением по
окружности (а не улиточные) с выпуском газов вверх или вбок, а в старых
ГТУ на высоких фундаментах - вниз. Для газосборников
предпочтительно применение внутренней теплоизоляции, что
кардинально снижает температуру наружной стенки патрубка и уровень
шума на выхлопе.

Рис 4.24 Схемы выходных патрубков турбины:

а - с осевым диффузором и улиточным газосборником; б - с диагональным
диффузором, г - с осерадиальным диффузором
4.6.	Особенности камер сгорания приводных ГТУ и ГТД
и регенераторов ГТУ

Изложение этого вопроса здесь предполагает знакомство
читателей с основными принципами сжигания газа в камерах сгорания
(КС).

Из различных характеристик КС применительно к приводным ГТУ
имеют значение потери давления в КС, потери от недожога,
минимальный уровень пульсации при горении, отсутствие
необходимости в частом обслуживании, долговечность тепло-
напряженных элементов, малая токсичность дымовых газов,
неравномерность температурного поля по окружности и по радиусу.

Потери давления в КС неизбежны, так как за счет этого осу-
ществляются стабилизация факела и охлаждение стенок жаровой трубы.
Малая светимость факела на природном газе позволяет снизить до
приемлемой для металла температуру стенок жаровой трубы (800-850°С)
при гидравлических потерях до 2% полного давления. Гидравлические
потери (скорость охлаждающего воздуха) связаны с начальной
температурой газа, способом охлаждения стенок, температурой
поступающего воздуха. В транспортных ГТД обычно принимают более
высокие потери давления в КС для интенсивного охлаждения стенок при
большей теплонапряженности КС. По направлению движения потока
используют прямоточные, противоточные и угловые КС. Однако различия
в схеме движения не являются определяющим фактором для потерь
давления.

Потери от недожога даже в форсированных по теплонапряжен-
ности КС с учетом используемого топлива не должны превышать 1 % на
всех рабочих режимах, и, как правило, всем разработчикам удается этого
достичь.

Как отмечалось, тип КС - встроенная или выносная - оказывает
большое влияние на облик ГТУ. Встроенная КС уменьшает
общие габариты и массу ГТУ, повышает блочность конструкции,
облегчает проведение технического обслуживания. Поэтому
большинство новых приводных ГТУ имеют встроенные КС, кольцевые
или секционные (с пламяперекидными трубами).

Схематическое устройство встроенной кольцевой КС конструкции
ТМЗ с радиальным течением потока представлено на рис.4.25. Входная
часть КС называется фронтовым устройством. В него входят завихрители
или другие стабилизаторы факела и горелки (форсунки). Через
завихрители проходит основная часть первичного воздуха, необходимого
для горения. Задача завихрителей - образовать устойчивую зону
обратных токов для воспламенения вновь поступающей газовоздушной
смеси. Горелочные устройства могут быть с предварительным
смешением и диффузионные (со смешением газа и воздуха в объеме
камеры). Последние значительно проще в изготовлении и дают
устойчивый факел в широком диапазоне коэффициентов избытка
воздуха а. В зоне горения а =1,3-1,5. Желательно, чтобы температура в
зоне горения не превышала -*1600 °C, так как при более высокой
температуре и высоком давлении происходит образование токсичных
окислов азота. За зоной горения располагают смеситель. Его задача -
перемешать продукты сгорания с вторичным воздухом, обеспечивая
максимальную равномерность или заданный профиль температурного
поля Обычно применяют дырчатые смесители с круглыми или
овальными отверстиями. Последние имеют большую "пробивную"
способность при том же гидравлическом сопротивлении КС и лучше
размывают ядро потока. Желательно, чтобы процесс смешения
произошел на максимально коротком участке, что позволяет сократить
длину жаровой трубы.

Равномерность температурного поля по окружности во встроенной
КС обеспечивается путем варьирования расхода газа через горелки и
размещения в их тракте определенных сопротивлений калиброванных
диафрагм различного проходного сечения. При этом количество газа для
горения должно быть согласовано с расходом воздуха, проходящего
через эту часть фронтового устройства. Заданный профиль температур

Рис.4.25. Кольцевая камера сгорания ГТУ ТМЗ:

1 - перфорированная входная часть; 2 - завихритель; 3 - горелка; 4 - корпус
турбогруппы, 5 - каркас; 6 - основной вход вторичного воздуха
на выходе из газовпускного патрубка турбины по радиусу обеспечивается
выбором размера, конфигурации и мест расположения отверстий для
вторичного воздуха. Возникающее иногда пульсационное горение в КС
связано с неудовлетворительным смесеобразованием. С пульсациями
обычно борются, внося изменения в конструкцию горелок или фронтового
устройства. Температура стенок КС с помощью пленочного, а при
необходимости и струйного охлаждения обеспечивается на уровне не
более 800-850	°C. В качестве материала стенок жаровой

трубы используют деформируемые сплавы на никелевой основе. В этом
случае при отсутствии пульсационного горения обеспечивается
необходимая долговечность КС.

На рис.4.26 представлена усовершенствованная трубчатая камера
сгорания конструкции фирмы "Дженерал Электрик" для стационарной
ГТУ. Передняя часть каждой секции имеет свой силовой корпус, который
можно отсоединить, извлечь жаровую трубу и осмотреть даже сопловой
аппарат первой ступени турбины. Секционные камеры сгорания с
отдельными жаровыми трубами проще в доводке, удешевляют
разработку различных устройств для уменьшения образования окислов
азота. Для снижения температуры жаровой трубы применено указанное
на рисунке струйное и пленочное охлаждение.

Рис.4.26. Модернизированная камера сгорания ГТУ GE:

а - конструктивная схема; б - щелевое охлаждение; 1 - наружный корпус
(отдельный для каждой пламенной трубы); 2 - пламенная труба; 3 - газо-
подводящий патрубок; 4 - фронтовое устройство; 5 - подвод топлива, 6 - свеча
зажигания (две на 10...14 пламенных труб); 7 - экран; 8 - опора; 9 - воздух после
компрессора; 10 - охлаждающий воздух; 11 - приваренное точечной сваркой и
опаянное кольцо; 12 - отверстия для ударного охлаждения; 13 - выходящая из
щели непрерывная защитная пленка
К настоящему времени разработано большое число горелочных
устройств, позволяющих снизить большинство оксидов азота и углерода
до санитарных норм при температуре газа на выходе из камеры сгорания
до 1400-1450 °C. Они частично описаны в [17], и по ним имеется
обширная специальная литература.

К регенераторам (воздухоподогревателям) приводных ГТУ
необходимо предъявлять следующие требования [18]: прочность и
плотность под действием давления воздуха; высокий коэффициент
теплопередачи; малые гидравлические сопротивления по воздушному и
газовому трактам; компактность поверхности; стойкость против коррозии;
возможность очистки (промывки) по газовой и воздушным сторонам;
возможность восстановления плотности при ремонтах; технологичность
изготовления и сборки; низкая стоимость единицы поверхности и
минимальный расход дефицитных материалов. Для пластинчатых
регенераторов особенно сложным является выполнение требований
сохранения плотности и отсутствия перетечек с воздушной стороны на
газовую, с учетом того, что регенератор состоит из элементов различной
толщины, которые не могут прогреваться и охлаждаться с одинаковой
скоростью.

Трубчатые регенераторы с противотоком или перекрестным током
удовлетворяют многим из этих требований, но характеризуются большой
массой, а также высокой трудоемкостью изготовления. В практике
применения ГТУ на газопроводах большое распространение получили
воздухоподогреватели из пластинчатых теплообменных поверхностей. Их
применяют НЗЛ, специализированные фирмы США. Они описаны в
литературе. Например, противоточный воздухоподогреватель ГТК-10
состоит из двух секций, параллельно включенных по воздуху и газу.
Секция имеет шесть пакетов, каждый из которых состоит из элементов,
сваренных из листов нержавеющей стали. Эти регенераторы
характеризуются неудовлетворительной ремонтопригодностью, так как
после образования в них трещин и появления мест утечки заварка этих
трещин малоэффективна, так как неплотности возникают вновь.

В европейских странах широко распространены гладкотрубные
регенераторы фирмы GEA, которые из-за большой массы и громоздкости
требуют для своей установки массивных фундаментов. В нашей стране
вертикальные и горизонтальные трубчатые рекуператоры изготовляет
Подольский завод Оригинальные трубчатые рекуператоры предлагают
фирма "Анод", ЗАО "ОРМА" и др.

В отношении конструирования и технологии изготовления
воздухоподогревателей наблюдается заметный прогресс, однако
трудности обеспечения приемлемой массы, хорошей плотности после
наработки, технологичности конструкции и. высокой ремонтопригодности
полностью еще не преодолены.
4.7.	Уплотнения. Опорные и упорные подшипники

В ГТУ и ГТД используют преимущественно лабиринтовые
уплотнения. Назначение лабиринтовых уплотнений в осевом
компрессоре и турбине - создание большого гидравлического
сопротивления, чтобы перетекания рабочего тела были минимальными.
Для этого используют острые гребешки, образующие лабиринт.
Желательно, чтобы между гребешками были уступы и камеры и чтобы
скорость потока, полученная в щели, полностью терялась.

Различают лабиринтовые уплотнения жесткие, податливые и с
прирабатываемой поверхностью и, кроме этого, уплотнения сотовые и
прирабатывающиеся (рис.4.27). Характерная черта уплотнений
турбомашин - износ, так как в отличие от многих других деталей ГТУ в
уплотнениях нельзя исключить сухое трение при задеваниях (на
переходных режимах). Податливость уплотнений обычно создается с
помощью плоских пружин. Жесткость пружин следует выбирать
тщательно и с учетом работы конструкции; в противном случае износ
уплотнения не уменьшится, особенно, если задевания будут происходить
при больших окружных скоростях. Радиальные зазоры назначают, исходя
из минимальной безопасной их величины, а осевые - с учетом
относительных перемещений ротора и статора на рабочих и переходных
режимах. Материал уплотнений не должен намазываться или хрупко
выкрашиваться. Он должен стираться при задеваниях с минимальным
выделением тепла. Используют бронзу, латунь; при тонких гребешках
применяют нержавеющую сталь. В уплотнениях осевого компрессора
ГТД, когда гребни выполняют на роторе, применяют графито-
алюминиевые и графито-тальковые покрытия на статоре, в которых
гребешки ротора прорезают себе канавки.

Рис.4.27. Схемы лабиринтовых уплотнений:

а - зачеканенные в ротор гребни при жестком статоре; б - с косыми гребнями на
статоре, отгибающимися при задеваниях: в - не подверженные задеваниям,
г - с разновысокими гребнями на статоре

В проточной части турбины для снижения перетеканий, которые
оказывают первостепенное влияние на КПД ступеней, часто применяют
спеченные из порошка или металлокерамические вставки над рабочими
лопатками (рис.4.28), а в авиадвигателестроении и в последних
конструкциях стационарных турбин - сотовую поверхность на статоре
(рис.4.29). Соты при зазоре более 0,4 мм имеют протечки меньше, чем
сплошная поверхность и, кроме того, менее опасны при задеваниях. В
конструкциях с горизонтальным разъемом вставки заводятся с разъема.

Рис.4.28. Крепление вставок из порошкового материала в корпусе ГТД:
а - винтовое, б - заклепочное; 1 - рабочая лопатка; 2 - вставка; 3 - корпус;

4 - кольцо, 5 - винт; 6 - заклепка

Рис.4.29 Сотовое уплотнение
в турбине ГТД:

1 - рабочая лопатка; 2 - соты;

3 - ячейки сот

При малых окружных скоростях, например на тонких валах
турбодетандеров, используют контактные уплотнения из угольных или
графитовых колец.

Уплотнения являются одним из наиболее изнашиваемых узлов ГТУ,
поэтому вопросу их ремонтной технологичности должно быть уделено
особое внимание при проектировании. Большая часть применяемых
конструкций требует значительных затрат ручного или слабо-
механизированного труда для восстановления.
Опорные и упорные подшипники компрессоров и турбин
являются узлами, наиболее часто требующими внимания
эксплуатационного персонала.

В стационарном газотурбостроении используют исключительно
опорные подшипники скольжения. Основные преимущества их по
сравнению с подшипниками качения - долговечность и высокая
способность демпфировать колебания ротора. Недостатки - большая
потеря мощности, большой расход масла, потребная более низкая
температура масла, некоторый износ в условиях полусухого трения при
частых пусках и остановах. Опорные подшипники ГТУ заливают
оловянистым баббитом марок Б-88 или Б-83. Хорошие результаты дает
заливка центробежным способом. Ценное свойство баббита -
прирабатываемосты поверхности, если нет идеального прилегания. Хотя
баббит пластичен, под влиянием чрезмерных вибраций ротора он может
получить трещины и выкрошиться (усталостное повреждение). При
повышении температуры баббитового слоя выше 120 °C он размягчается,
его твердость заметно падает. Для контроля состояния подшипника в его
вкладыши возможно близко к рабочей поверхности баббита ставят
малогабаритные термометры сопротивления, показания которых выводят
в системы контроля, сигнализации и защиты. Термометры необходимо
ставить близко к местам касания шейки ротора о баббит с учетом
возможного перекоса, так как именно в этих точках температура может
достигнуть опасных значений. Если ротор у вкладыша имеет большой
осевой градиент температур, его шейка может в рабочем состоянии
иметь конусность.

Часто опорный подшипник объединяют с упорным в один опорно-
упорный подшипник. При большом осевом усилии колодочный упорный
подшипник демпфирует поперечные колебания ротора и снижает уровень
вибрации. Пример такого подшипника разработки НЗЛ представлен на
рис.4.30.

Окружные скорости в современных опорных подшипниках дости-
гают 80-90 м/с. Коэффициент трения до образования устойчивого мас-
ляного клина составляет 0,1-0,12, а при нормальном масляном слое -
0,002-0,005.

Наиболее распространены лимонообразные расточки вкладышей
под шейку, получаемые цилиндрической расточкой с удаляемой
прокладкой. Такой двухклиновой подшипник стоек против автоколебаний
на масляной пленке. При консольных роторах, а также на шейках близ
соединительных муфт желательно применение многоклиновых или
сегментных подшипников, которые обладают более высокой
способностью демпфировать колебания.

Вкладыши, умеренно нагруженные радиальными силами, уста-
навливают на двух подушках в нижней половине и одной подушке в
верхней, более тяжело нагруженные - на трех подушках в нижней
половине. Устойчивое (жесткое) положение вкладыша в корпусе
подшипника обеспечивается за счет натяга, создаваемого крышкой
подшипника или специальным полукольцом-бугелем.

Рис.4 30 Опорно-упорный подшипник турбины НЗЛ:

1 - вкладыш; 2 - разделительное кольцо; 3 - установочный сегмент; 4 - винт;

5 - опорная подушка; 6 - прокладка; 7 - винт; 8 - рабочая колодка; 9, 10 - каналы
для подвода масла; 11 - отверстие для подвода масла; 12 - стопорное кольцо;
13 - установочная колодка, 14 - отверстие для вывода провода от термометра
сопротивления; 15 - штифт; 16 - уплотнительное плавающее кольцо

Ремонтопригодность тщательно выполненных и эксплуатируемых
без нарушений опорных подшипников скольжения при наличии фильтров
тонкой очистки масла и спокойной работе роторов в общем высока, так
как они не требуют ухода. Однако масляные уплотнения на вкладышах
почти всегда подлежат ремонту, а конструкция установки вкладыша на
подгоняемых под подушки прокладках не способствует уменьшению
затрат на ремонт.

Упорные подшипники приводных ГТУ мало отличаются от упорных
подшипников паровых турбин. Принципиальное отличие упорных
подшипников ГТУ от опорных - их ненагруженность при запуске и
отсутствие при этом заметного полусухого трения. Это позволяет
применять поверхности подшипников как залитые баббитом, так и
выполненные из бронзы. В последнем случае рабочая поверхность
колодок должна быть тщательно отполирована. Как правило, в ГТУ
используют упорные подшипники с самоустанавливающимися
бронзовыми колодками. Если их заливают баббитом, то его слой
принимают небольшой толщины (меньше минимального осевого зазора в
проточной части турбомашин и уплотнениях).

В процессе работы вследствие трения между гребнем ротора и
маслом выделяется тепло в тонком клиновом зазоре, что вызывает
тепловое искривление колодки выпуклостью в сторону гребня ротора.
Чем более теплопроводен материал колодки, тем меньше ее
искривление и больше несущая способность подшипника. Для
повышения несущей способности используют выравнивание усилий на
колодки за счет специальной системы их опирания или просто упругую
опору колодок. Такая опора позволяет применять два ряда рабочих
колодок и воспринимать большое осевое усилие, что используют в
некоторых конструкциях ГПА ТМЗ. Несущая способность колодочного
упорного подшипника повышается с ростом давления подаваемого
масла.

В агрегатах средней единичной мощности выполняют индиви-
дуальный подвод масла к каждой колодке. Это позволяет иметь
окружную скорость на периферии гребня более 100 м/с при умеренном
нагреве масла. Для контроля работы подшипника проводят измерение
температуры масла непосредственно на сливе из упорной части, а также
установку термометров сопротивления в колодках близко к рабочей
поверхности.

В отношении ремонтопригодности современные упорные
подшипники имеют высокие показатели. Необходимо предусматривать
устройства, исключающие возможность неправильной установки пакета
колодок. Установка упорного подшипника с перекосом кроме нарушения
работы подшипника, может вызвать поломку конца ротора, на котором
расположен упорный гребень.

Вкладыши опорных и упорных подшипников заключают в корпуса,
размещение и крепление которых имеют первостепенное значение для
надежной работы ГТУ. Корпуса подшипников, на вкладыши которых
опирается ротор, должны передать усилия от него на опорные элементы
статора - обычно на раму или непосредственно на фундамент. При этом
деформации системы должны быть минимальны. Корпус турбоагрегата
опирается также на раму или корпус подшипника. Важно обеспечить
соосность ротора и корпуса как в холодном, так и в горячем состоянии.
Для этого используются продольные и вертикальные шпонки, гибкие
опоры, допускающие деформацию в одном направлении и
препятствующие ей в другом.

Встроенные в проточную часть корпуса подшипники могут быть
подвешены у разъема или упруго деформироваться вместе с корпусом
при изменении режима работы с сохранением соосности ротора и
статора.

В приводных ГТУ система опор ротора не получается жесткой, так
что критическая частота вращения роторов с учетом упругости опор и
масляного слоя получается заметно ниже, чем подсчитанная в
предположении жестких опор.

Конвертированные авиационные и судовые ГТД обычно имеют
подшипники качения роликовые и шариковые. Поскольку обслуживание,
ремонт и замена их нормально производится в специализированных
центрах, из-за ограниченного объема настоящего издания отошлем
читателя к специальной литературе [23]. Пример опоры на роликовом
подшипнике был приведен на рис.4.9.

4.8.	Пусковые устройства

Пусковое устройство (рис.4.31) обычно состоит из пускового
двигателя, понизительной передачи и расцепной муфты.

В качестве пускового двигателя в ранее выпущенных ГТУ
применяют турбодетандер (расширительную турбину), использующий
физическую энергию частично сдросселированного перекачиваемого
газа. Основные достоинства запуска с турбодетандером - простота и
постоянное наличие источника энергии. Недостаток - нерациональное
использование энергии газа, основная часть которой - химическая -
безвозвратно теряется, при этом загрязняется окружающая среда.
Давление пускового газа, принимаемое на заводах, находится в пределах
0,8...1,7 МПа. Номинальная мощность турбодетандера при
турбокомпрессоре на подшипниках скольжения должна составлять 2...3%
полезной мощности ГТУ и быть связана с выбором передаточного
отношения в редукторе. При страгивании ротора турбодетандер
развивает удвоенный крутящий момент. Обычно этого бывает достаточно
для преодоления трения покоя при передаточном отношении в редукторе
более 3. После выхода на минимальные обороты, при которых об-
разуется масляный клин во вкладышах турбокомпрессора, частота
вращения ротора быстро увеличивается, мощность турбодетандера
возрастает из-за увеличения его внутреннего КПД, а крутящий момент
снижается.

Для ГТД на подшипниках качения необходима существенно
меньшая мощность пускового двигателя.

Рис.4.31. Схема пускового устройства:
1 - пусковой двигатель, 2 - редуктор;

3 - расцепная муфта; 4 - вал
газогенератора

Турбодетандер выполняют с двухвенечным рабочим колесом
скорости, иногда в виде центростремительной турбины. Согласно
расчетным исследованиям оптимальные по расходу пускового газа
давления находятся в пределах 1...1.5 МПа (меньшие значения давлений
для меньшей единичной мощности ГТУ). Оптимальные же степени
парциальности для осевого двухвенечного турбодетандера со средним
диаметром 300...350 мм всегда меньше 1 и находятся в пределах
0,3...0,5. Обороты максимальной мощности турбодетандера должны
находиться в пределах 0,3...0,4 номинальных. Поскольку пусковой газ не
подогревается, турбодетандер должен быть рассчитан на работу при
отрицательных температурах.

Понизительный редуктор от турбодетандера к ротору турбоком-
прессора представляет собой одно- или двухступенчатую зубчатую
передачу. В двухкомпрессорных двигателях и новых агрегатах ТМЗ по
условиям компоновки турбогруппы с осевым входом в компрессор
турбодетандер располагают сбоку и присоединяют через конический
редуктор. Выходной вал редуктора передает крутящий момент ротору
осевого компрессора через расцепную муфту. Широкое распространение
получили роликовые обгонные муфты, допускающие повторное
включение до окончания выбега ротора ("подхватывание” на ходу). Кроме
них применяют кулачковые, фрикционные и другие муфты, которые
включаются и выключаются с помощью специального механизма или
сжатой жидкости.

Кроме турбодетандеров в качестве пусковых двигателей ис-
пользуют ротационные расширительные машины, электродвигатели,
воздушные турбостартеры и т. п.

Для ГТУ с высокой степенью сжатия возможен запуск резервных
машин воздухом от работающих ГПА. Однако для пуска первого ГПА
необходимы подкачивающий агрегат и емкость. Возможен также запуск
при подаче воздуха непосредственно на рабочие лопатки турбины
привода компрессора — без редуктора и расцепной муфты, при этом
расход пускового воздуха будет больше.

Некоторые ГТУ снабжены электрическими (реже гидравлическими)
тихоходными или быстроходными валоповоротными устройствами (ВПУ).
При остывании тихоходные ВПУ вращают ротор с частотой 3...5 об/мин
для предотвращения теплового искривления ротора (в условиях
полусухого трения или с подачей на подшипники масла высокого
давления от специальных насосов). Быстроходные ВПУ вращают ротор с
частотой, при которой образуется масляный клин в подшипниках, и
предотвращают тепловое искривление как ротора, так и статора при
остывании. Для расхолаживания в качестве быстроходного ВПУ
возможно применение турбодетандера, при этом необходимо
использование не природного газа, а воздуха от цехового коллектора.

В трехвальных ГТУ достаточно иметь пусковое устройство на
одном из валов высокого или низкого давления. При этом второй вал
раскручивается за счет авторотации, затем оба вала - своими турбинами.
При подшипниках скольжения предпочтительна установка пускового
двигателя на валу высокого давления.
В связи с периодической работой и достаточно высокой напря-
женностью узлы запуска требуют внимания от персонала при ремонтах.
Износу подвергаются роликовая обгонная муфта, зубчатая передача,
уплотнения турбодетандера и др. В отношении надежности и
ремонтопригодности кулачковые муфты предпочтительнее роликовых.
Повышение долговечности зубчатых передач обеспечивается выбором
контактных напряжений, повышением точности изготовления и
поверхностной твердости зубчатых колес.
Глава 5. ОХЛАЖДЕНИЕ ГАЗОВЫХ ТУРБИН

5.1. Общие вопросы применения систем охлаждения
газовых турбин

За последние 20-25 лет температура газа перед турбиной выросла
в стационарных приводных ГТУ - до 1150 °C (против 800 °C прежде); в
среднем температура газа увеличивалась на -20 °C в год. В
авиадвигателестроении для гражданского флота температура газа росла
приблизительно с такой же скоростью, но на более высоком уровне.
Непрерывный рост начальной температуры объясняется тем, что это
дает повышение основных показателей ГТУ: экономичности, удельной
мощности, массогабаритных характеристик.

За этот же период верхний температурный уровень лимитирующих
жаропрочных материалов ГТУ рос в среднем не быстрее 10 °C в год из-за
трудности повышения их механических свойств. Интенсивный рост
температуры газа был бы невозможен без применения систем ох-
лаждения высокотемпературных деталей. Заметим, что научно-техни-
ческие разработки более эффективных систем охлаждения требуют
меньших затрат, чем создание и освоение производства новых
материалов. Однако для газотурбостроения необходимо и то и другое,
так как более жаропрочные материалы требуют меньшей глубины
охлаждения и позволяют поднять эффективность систем охлаждения.

Турбины приводных ГТУ содержат большое количество сильно наг-
руженных узлов и деталей: диски, роторы в целом, рабочие лопатки и др.
Применяемые для деталей ГТУ стали перлитного, ферритного и
феррито-мартенситного классов обычно сохраняют высокие механи-
ческие свойства до температуры 450...500 °C, реже до 550 °C К ним
относятся низколегированные, хромомолибденовые, хромоникель-
молибденовые, хромомолибденованадиевые стали, высоколегированные
хромистые стали.

Теплоустойчивые стали аустенитного класса сохраняют приемле-
мые механические свойства до температуры 550...600 °C, а жаростой-
кость до 650...700 °C. Недостатками аустенитных сталей по сравнению с
низколегированными и хромистыми сталями являются сравнительно
низкий предел текучести и неблагоприятные физические свойства -
большой коэффициент линейного расширения и малый коэффициент
теплопроводности. До рабочей температуры 700...800 °C сохраняют
высокие механические свойства и жаростойкость применяемые в
газотурбостроении деформируемые (поддающиеся штамповке) сплавы
на никелевой основе и литейные никелевые сплавы с добавками
кобальта.

Для деталей высокотемпературной части турбин, например рабо-
чих лопаток из литейных сплавов ЖС6К, ЖС6У, перспективны заготовки с
ориентированной структурой - детали с направленной кристаллизацией и
особенно монокристальные лопатки. При этом механические свойства и,
что очень важно, показатели пластичности при высокой температуре
существенно возрастают; рабочие лопатки с направленной крис-
таллизацией могут работать при /м=850 °C, а монокристальные даже при
900...950 °C. Однако для получения заготовок лопаток с ориентированной
структурой необходимо сложное оборудование. Для повышения
жаростойкости лопаток их снабжают диффузионными или плазменными
покрытиями, которые могут быть восстановлены после повреждения в
результате воздействия высоких температур. При использовании
методов порошковой металлургии механические свойства материалов
также могут быть существенно повышены, способ применяется для
изготовления дисков.

Для охлаждаемых изнутри лопаток заметный эффект снижения
температуры лопатки дают наносимые снаружи термобарьерные
(теплозащитные) покрытия, имеющие низкую теплопроводность. Они
обычно содержат тонкий связующий подслой (0,03...0,1 мм) из
металлического сплава (например, никель-алюминий-иттрий) и основной
слой толщиной 0,25...0,65 мм, например, из окиси циркония с присадками
окиси кальция. Процесс нанесения надежного термобарьерного покрытия
довольно сложен.

Керамические материалы, например Si3N4, SiC, имеющие малую
плотность (около З Ю3 кг/м3), высокие коррозионную и эрозионную
стойкость, жаропрочность, пока для деталей приводных ГТУ не
применяют из-за неблагоприятных технологических свойств и подвержен-
ности растрескиванию при термических ударах. Кроме низких пласти-
ческих свойств керамическим материалам присуща чувствительность к
концентрации напряжений.

Назначением систем охлаждения газовых турбин является
снижение температуры узлов и деталей до такого уровня, при котором
можно обеспечить их надежную работу и применить менее дорогие и
дефицитные материалы.

По способу движения охладителя системы охлаждения можно раз-
делить на замкнутые (закрытые) и открытые. В первых охладитель (вода,
жидкие металлы, кремнийорганические соединения) циркулирует по
замкнутому контуру и отдает теплоту окружающей среде в специальном
теплообменнике. Для этого, как правило, нужен специальный насос.
Замкнутые системы характеризуются большим охлаждающим эффектом,
но и такой конструктивной сложностью, что они найдут широкое
применение, очевидно, тогда, когда будут исчерпаны возможности
существующих открытых систем охлаждения. В последних охладитель
подмешивается к основному потоку в проточной части турбины. В
энергетических ГТУ большой мощности, работающих в схеме
парогазовых установок, для целей охлаждения лопаток применяется
также водяной пар, но в ГТУ для транспорта газа такой способ
охлаждения пока мало перспективен.

В приводных ГТУ компрессорных станций в настоящее время при-
меняют исключительно охлаждение воздухом, отбираемым из проме-
жуточной или за последней ступенью компрессора и поступающим после
выполнения охлаждающей функции в проточную часть турбины или в
выходной тракт, частично в картеры подшипников. Преимуществом таких
систем является бесперебойное поступление охладителя при работе
ГТУ, т.е. надежность и простота осуществления.

Из принципа действия этой системы и общих соображений выте-
кают следующие требования к ней:

•	минимальный расход охлаждающего воздуха при заданной глубине
охлаждения;

•	рациональность использования охлаждающего воздуха, что выра-
жается в более высоком его нагреве до выхода в проточную часть,

•	возможно меньшее превышение давления отбираемого
охлаждающего воздуха над давлением среды в зоне охлаждаемой
детали;

•	отсутствие опасных градиентов температур в охлаждаемых деталях
турбины на установившихся и переходных режимах;

•	технологичность изготовления основных элементов охлаждающей
системы и особенно лопаток;

•	контролируемость ее эффективности в длительной эксплуатации;

•	возможность проверки и простого восстановления работоспособности
при ремонте.

Наиболее распространены следующие типы систем
охлаждения;

•	внешнее конвективное охлаждение элементов роторов, корпусов;

•	внутреннее конвективное:

•	пленочное (заградительное).

При внешнем конвективном охлаждении детали обдувают струями
или распределенным потоком охлаждающего воздуха. Применяют его
чаще всего для дисков роторов и наружных корпусов турбин. При внут-
реннем конвективном охлаждении, которое наиболее распространено в
сопловых и рабочих лопатках, воздух отводит теплоту от внутренней
поверхности стенок, обогреваемых снаружи рабочим телом. Пленочное
(заградительное) охлаждение, широко применяемое также для стенок
жаровых труб камер сгорания, защищает охлаждаемую поверхность за
счет выдува вдоль нее тонкой пленки охладителя.

Помимо этих широко применяемых систем охлаждения много лет
исследуется проникающая заградительная система охлаждения лопаток,
называемая иногда системой с выпотеванием, в которой охладитель вы-
ходит на поверхность рабочей части лопатки через многочисленные
поры. Несмотря на высокий охлаждающий эффект, она не внедрилась в
практику из-за ряда недостатков, рассматриваемых ниже.

В регенеративных ГТУ температура воздуха после компрессора tK
обычно не превышает 200...260 °C и он является эффективным охла-
дителем. В ГТУ простого цикла, особенно новых и перспективных,
tK >350...400 °C, что требует более высокого расхода воздуха на ох-
лаждение или его кондиционирование.

Установленные на КС и разрабатываемые новые и для замены су-
ществующих приводные ГТУ можно разделить на три группы:

1	ГТУ с неохлаждаемыми лопатками турбины. Температура газа в
них обычно не превышает 750...800 °C. Такие ГТУ имеют системы
охлаждения только ротора и статора. К ним относятся ГТК-5, ГТ-6-750,
ГТ-750-6, ГТК-10, ГТН-6 и др.

2.	ГТУ и ГТД с охлаждаемым сопловым аппаратом первой ступени
при tr = 800...950 °C. К ним относятся ГТК-16, ГТН-16, ГТН-25 НЗЛ,
НК-12СТ, НК-16СТ, ДР59Л, ГТК-10И, ГТН-25И.

3.	ГТД с охлаждаемыми рабочими лопатками и сопловыми аппара-
тами нескольких ступеней турбины при tr > 1000... 1150 °C. К ним от-
носятся ГТН-25-1 ТМЗ, "Коберра-182", НК-36СТ, АЛ-31СТ, ДН80, ГТУ-16П
и др., а также вновь разрабатываемые ГТУ (ГТД). По сложившейся
терминологии ГТУ с охлаждаемыми рабочими лопатками часто называют
высокотемпературными.

Эффективность воздушного охлаждения сопловых и рабочих ло-
паток выражается безразмерным коэффициентом, который называется
также относительной глубиной охлаждения: в = (г* - )/(г* - Г*к), где
Г*,Г*К ' температура соответственно торможения омывающих лопатку
газа и воздуха; Тл - температура материала лопатки.

При заданном на лопаточный венец относительном расходе охлаж-
дающего воздуха чем больше 0, тем ниже Тл и больше эффективность
охлаждения. Значение 0 растет при увеличении теплообмена с воздуш-
ной стороны за счет различных мероприятий (оребрение, турбулизация
потока и т.п.). Зная 9, Т* и Г*к, можно решить и обратную задачу по
определению Тл.

5.2. Охлаждаемые сопловые лопатки

Сопловой аппарат первой ступени омывается газом, температура
которого с учетом ее неравномерности после камеры сгорания может на
100. 120 °C превышать среднемассовую перед турбиной. Поэтому в
высокотемпературных газовых турбинах его охлаждают весьма ин-
тенсивно Под среднемассовой температурой перед турбиной следует
считать средневзвешенную температуру торможения непосредственно
перед рабочими лопатками. Это позволяет более свободно расходовать
воздух на охлаждение сопловых лопаток первой ступени, однако при
этом должны быть обеспечены малые аэродинамические потери в самом
сопловом аппарате и максимально равномерный по температуре,
давлению и направлению поток непосредственно перед рабочими
лопатками этой ступени.

Сопловые лопатки обычно слабо закручены по радиусу, и поэтому
применяемые системы охлаждения могут быть реализованы практически
при всех законах закрутки ступеней.

Сопловые лопатки с внутренней конвективной
системой охлаждения

Среди различных конструкций охлаждаемых сопловых лопаток
более других распространены дефлекторные лопатки (рис.5.1, а). На-
ружную силовую оболочку изготовляют обычно точным литьем. Вставной
тонкостенный дефлектор позволяет организовать хорошее конвективное

Рис.5.1. Сечения профильной части охлаждаемых сопловых лопаток:
а - конвективного охлаждения с дефлектором; б - конвективно-пленочного
охлаждения; в - проникающего охлаждения; г - внутристеночного охлаждения;
1 - дефлектор; 2 - литая лопатка; 3 - пористое покрытие; 4 - теплозащитное
покрытие

охлаждение стенок и струйное охлаждение изнутри входной кромки
лопатки. Охладитель покидает лопатку чаще всего через выходную
кромку, выполняемую полой, или рядом с ней. В таких лопатках
осуществлено движение охладителя поперек оси лопатки. В ранних
конструкциях охлаждаемых сопловых аппаратов первой ступени
использовали продольное течение охладителя без выпуска воздуха в
кромку. Сейчас такие конструкции из-за малого охлаждающего эффекта
применяют редко и только для второй или третьей ступени.

Преимущества лопатки со вставным дефлектором при поперечном
сечении охладителя [11]:

•	сближение коэффициентов теплоотдачи воздуха и газа ав и аг, что
дает равномерную температуру по сечению лопатки;

•	возможность реализации дифференцированного охлаждения участков
лопатки по высоте и по сечению за счет расположения и числа от-
верстий в дефлекторе;

•	возможность регулирования глубины охлаждения лопатки в процессе
доводки или увеличения ресурса;

•	сравнительная простота интенсификации теплообмена со стороны
воздуха за счет различных турбулизаторов.

Дефлектор представляет собой тонкостенную штампованную обо-
лочку из двух частей, соединяемых с помощью точечной или роликовой
сварки, иногда пайки. Возможно изготовление дефлектора путем
деформации и рассверловки тонкостенной трубки. Перфорация деф-
лектора в определенных местах позволяет интенсифицировать
конвективный теплообмен за счет струйного охлаждения. Концентрацию
струйного охлаждения в одном месте называют душевым охлаждением.

При внутреннем конвективном охлаждении дефлекторных соп-
ловых лопаток с поперечным течением охладителя можно достигнуть
0 = 0,4...0,6. Применяют их до температуры газа tr = 1100... 1200 °C.
При этом относительный расход охлаждающего воздуха
Gox =0,02...0,04 [11].

Дефлекторные охлаждаемые сопловые лопатки использованы в
агрегатах ГТК-16, ГТН-16, ГТН-25, НК-12СТ, ГТН-25И, ГТК-10И и др.

Сопловые лопатки с конвективно-пленочным охлаждением

Такой вид охлаждения применяют для более высоких температур
газа (7^ > 1200... 1250 °C), чем требуется при чисто конвективном
охлаждении. При этом тратится больше охлаждающего воздуха, чем без
выдува охлаждающей пленки. Однако для сопловых лопаток первой
ступени это не имеет решающего значения. Достоинство конвективно-
пленочного охлаждения лопаток (рис.5 1, б) - возможность дополни-
тельного снижения температуры металла на 100 °C и более. Другое
преимущество - возможность устранения местного перегрева лопатки
путем создания перед участком с завышенной температурой
дополнительной щели выдува. Однако пленка быстро размывается, и
щели для выдува нужно повторять. Кроме того, воздействие вдуваемой
пленки на пограничный слой вызывает увеличение аэродинамических
потерь. При пленочном охлаждении обычно имеет место
неравномерность температур по сечению лопатки.

Среди разрабатываемых, но не внедренных в практику систем ох-
лаждения сопловых лопаток упомянем лопатки с проникающим ох-
лаждением и лопатки с внутристеночным охлаждением.

Проникающее охлаждение, при котором воздух проходит через
мелкие отверстия (поры) в стенке лопатки, предназначено для очень вы-
соких температур, например Тг =1600 °C. Именно при этих условиях
можно достигнуть значительного снижения расхода охлаждающего воз-
духа по сравнению с конвективно-пленочным охлаждением. Проникаю-
щее охлаждение теснее других способов охлаждения связано с техно-
логией изготовления стенок лопаток. Как правило, сопловые лопатки с
проникающим охлаждением являются гильзовыми, т.е. тонкая оболочка
покрывает жесткий сердечник лопатки (рис.56, в). Существенными
недостатками являются необходимость тщательной очистки ох-
лаждающего воздуха и опасность заноса пор дисперсными частицами,
содержащимися в продуктах сгорания.

Другой перспективный вид гильзовых (оболочковых) лопаток -
лопатки с внутристеночным охлаждением. Здесь используют продольное
течение охладителя (рис.5.1, г.) [24].

5.3.	Охлаждаемые рабочие лопатки

Охлаждение рабочих лопаток - несравнимо более сложная задача,
чем охлаждение направляющих, из-за существенно большей их погру-
женности, уменьшения поперечного сечения профиля к периферии,
большой закрутки при умеренных втулочных отношениях. Еще в самых
ранних конструкциях газовых турбин для снижения температуры
корневой части рабочей лопатки был использован теплоотвод в диск,
имеющий более низкую температуру. Рассмотренные ниже конструкции
систем охлаждения роторов с продувкой воздуха под полками рабочих
лопаток, через монтажные зазоры в хвостовых соединениях могут
обеспечить охлаждение хвостовика и корневого сечения лопатки, но не
дают заметного снижения температуры по основной части пера.

На первом этапе внедрения охлаждаемых рабочих лопаток полу-
чили распространение лопатки с продольным течением охладителя
(рис.5.2, а). Достоинства такого способа охлаждения - сравнительная
простота конструкции, возможность выполнения отверстий как при
отливке лопатки, так и электроэрозионным или иным способом в
штампованной заготовке или обработанной лопатке. Недостатки системы
с продольным течением охладителя - малый охлаждающий эффект,
большая неравномерность температур по высоте лопатки и сечению
профиля, выпуск всего охлаждающего воздуха в радиальный
периферийный зазор над лопаткой. Для современных и перспективных
высокотемпературных газовых турбин такие рабочие лопатки
недостаточно эффективны для первой ступени, однако могут быть при-
менены для последующих ступеней.

Более распространены рабочие лопатки внутреннего конвективного
охлаждения со смешанным течением охлаждающего воздуха при выпус-
ке основной части его через выходную кромку (рис.5.2, б). Внутри такой
лопатки размещены прерывистые и наклонные перегородки, штырьки и
другие турбулизаторы, значительно интенсифицирующие теплообмен.
Увеличение коэффициента теплоотдачи может достигнуть 30%, но растет
и гидравлическое сопротивление внутренних каналов. Температура
охлаждающего воздуха при подводе к рабочей лопатке растет за счет
торможения потока и воздействия центробежных сил. При большой
окружной скорости подогрев при подводе по сравнению с местом отбора
воздуха составляет 40...70 °C, что снижает эффективность охладителя.
Во избежание этого применяют закрутку воздуха в направлении вра-
щения.

Рис 5 2 Конструктивные схемы охлаждаемых рабочих лопаток:

а - с продольным течением охладителя; б - со смешанным течением
охлаждающего воздуха; в - с дефлектором и выпуском воздуха в выходную
кромку; 1 - корпус лопатки; 2 - дефлектор

Рабочие лопатки с внутренним конвективным охлаждением, как
правило, имеют значительную неравномерность температур по сечению.
Для ее снижения применяют перфорацию, т.е. выдув охладителя в оп-
ределенных местах на поверхность с целью ее защиты. В этом случае
система охлаждения становится комбинированной. Небольшая нерав-
номерность, при которой кромки горячее сердцевины, вызывает не-
которое снижение растягивающих напряжений в кромках за счет
нагружения центральной части, что благоприятно.

Высоких коэффициентов теплоотдачи можно достичь в
дефлекторных рабочих лопатках с преимущественным поперечным
течением охладителя и выпуском его в кромку (рис.5.2, в). Такие лопатки
с широким дефлектором чаще всего получают сваркой из двух
половин. Удачно разработанный дефлектор выполняет также функцию
демпфера колебаний. Но возможно размещение неширокого дефлектора
и через хвостовик лопатки. При этом из-за ограничения размеров
теплосъем внутри лопатки умеренный. Существуют конструкции
дефлекторных рабочих лопаток с введением дефлектора через перифе-
рийный торец с последующим его закрытием путем приварки или при-
пайки донышка.

Во всех дефлекторных рабочих лопатках необходимо малое изме-
нение угла по высоте лопатки, что накладывает ограничения на законы
профилирования ступени по радиусу.

Кроме охлаждения воздухом, длительное время в нашей стране и
за рубежом ведутся исследовательские работы над замкнутыми
жидкостными системами охлаждения. Такие системы обеспечивают
более глубокое охлаждение лопаток, но здесь труднее получить
безопасные градиенты температур в лопатках. Большие технические
трудности представляет также поддержание герметичности тракта и
ликвидация последствий возможных протечек.

При наличии котлов-утилизаторов и дешевой обессоленной воды
представляют интерес паровые системы охлаждения лопаток. Коэф-
фициент теплоотдачи пара значительно выше воздуха, а необходимые
умеренные давления позволяют получить недорогой перегретый пар.

5.4.	Системы охлаждения дисков и роторов

Наиболее распространены следующие системы охлаждения дисков
и роторов (рис.5.3):

•	обдув обода диска с обеих сторон или с одной стороны воздушными
струями в зоне хвостовых соединений рабочих лопаток;

•	продувка воздуха под полками рабочих лопаток или через зазоры в
хвостовых соединениях;

•	обдув боковой поверхности диска (радиальный обдув);

•	комбинирование струйного обдува обода с радиальным;

•	заградительное пленочное охлаждение на внешней поверхности
ротора.

Выбор того или иного способа охлаждения ротора тесно связан с
его конструкцией. Струйное охлаждение обода диска целесообразно
использовать для одноступенчатых турбин (например, ГТК-10 или ГТН-25
НЗЛ). Преимущества струйного охлаждения в нескольких точках по
окружности с обеих сторон обода - максимальная окружная равно-
мерность температурного поля, высокие коэффициенты теплоотдачи в
зоне воздействия струи на поверхность диска, использование воздуха,
входящего со стороны газовпуска, для образования пленки на внешней
поверхности диска. Именно желание избежать неравномерности
температуры в окружном направлении при охлаждении вращающимся
воздухом и вызвала к жизни этот способ.

Он был подробно и тщательно исследован на НЗЛ и успешно при-
менен в ряде ГТУ с умеренной температурой газа. Недостатки этого
способа в высокотемпературных ГТУ - большой расход охлаждающего
воздуха, недостаточно рациональное его использование, вредное
влияние подсасываемого в осевой зазор охладителя на эффективность
работы лопаточных венцов, возможность подсоса горячих газов в по-
лость у боковой поверхности диска при нарушениях работы системы
охлаждения.

Рис 5.3 Конструктивные схемы систем охлаждения дисков'
а - струйный обдув обода диска; б - продувка хвостовых соединений;
в - радиальный обдув; г - комбинирование струйного обдува обода
с радиальным; д - пленочное (заградительное) охлаждение

Продувка охладителя через хвостовые соединения рабочих лопа-
ток, и особенно под их полками,более всего применима для трех- и
двухступенчатых ТВД. При этом лучше используется охладитель,
отсекается тепловой поток от рабочего венца к ротору, возможно более
глубокое охлаждение корневой части рабочих лопаток и снижение
температурных градиентов в них, особенно при внезапных остановках.
Однако требуется уплотнение охлаждаемых каналов от потока в
проточной части с помощью специальных деталей. Кроме того, во многих
случаях необходимо устанавливать специальный дефлекторный диск на
входе и дроссельный диск, регулирующий расход на выходе.
Представляет опасность также занос щелей в хвостовых соединениях
продуктами коррозии или пылью.
Радиальный обдув боковых поверхностей диска был широко рас-
пространен в первых конструкциях ГТД. Сейчас его обычно сочетают с
другими способами охлаждения. Преимущества радиального обдува -
простота реализации, достаточная глубина охлаждения, благоприятное
температурное поле. Недостатки чисто радиального обдува - большой
расход охладителя в двигателях большой размерности, малые
коэффициенты теплоотдачи на периферийной, наиболее горячей части
диска и связанные с этим чрезмерные радиальные градиенты
температур.

Заградительное (пленочное) охлаждение, широко распространен-
ное в интенсивно охлаждаемых лопатках, в чистом виде применяла при
барабанной конструкции многоступенчатого ротора фирма АББ.
Вдуваемая пленка охладителя предохраняет внешнюю поверхность
ротора от непосредственного контакта с горячими газами. При длинном
роторе вдув воздушной пленки повторяют. В сочетании с другими видами
охлаждения пленочное охлаждение применено в ГТД АИ-20,
используемом в передвижных или резервных электростанциях типа
ПАЭС-2500, в ряде приводных ГТУ.

В применяемых и разрабатываемых приводных ГТУ распростра-
нены комбинированные системы охлаждения роторов. Обычно задача
состоит в снижении температуры металла дисков до такого значения,
чтобы можно было использовать для них низко- и среднелегированные
теплостойкие или хромистые стали.

5.5.	Системы охлаждения статоров

Они отличаются большим разнообразием конструкций, чем систе-
мы охлаждения роторов; создано немало совершенных решений и ра-
бота над ними продолжается. При конструировании статора турбины
наибольшее значение имеет температурное поле тех деталей, которые
определяют радиальные зазоры по лопаточному аппарату Ими чаще
всего бывают обоймы или другие промежуточные детали, в которых
закрепляют направляющие лопатки. Наружный корпус турбины в
стационарных ГТУ обычно является средне- или низкотемпературным в
зависимости от выбора места отбора охлаждающего воздуха: после
компрессора или из его промежуточной ступени. В некоторых кон-
струкциях отбираемый воздух предварительно кондиционируют, т.е.
охлаждают в специальных теплообменниках, иногда очищают.

Широко распространено применение внутренней теплоизоляции
наружных корпусов для снижения теплового потока от высокотем-
пературных деталей. Корпус, укрытый снаружи тепло- и звукоизоли-
рующим кожухом, обдувается специально прокачиваемым или про-
сасываемым воздухом. Двигатели судового и авиационного типа обычно
развитой внутренней теплоизоляции не имеют, их охлаждают путем
просасывания воздуха за счет разрежения в дымовой трубе или обдувом.
Промежуточные статорные детали (обоймы) во многом определяют
радиальные зазоры в проточной части. Их также охлаждают до опреде-
ленной температуры, которую выбирают, учитывая среднюю температуру
рабочих колес. При близких значениях средних температур ротора и
обойм возможно достижение минимальных радиальных зазоров по ло-
паточному аппарату на всех рабочих режимах ГТУ. Особенно хорошие
результаты можно получить при приблизительно одинаковой тепловой
инерции ротора и статора. В этом случае обеспечивается сохранение
малых радиальных зазоров в длительной эксплуатации, меньшее сниже-
ние эксплуатационного КПД в межремонтный период, меньший объем
ремонтных работ по восстановлению зазоров.

Лопатки обычно устанавливают не непосредственно в обоймы, а в
специальные термобарьерные сегменты (рис.5.4). Наружный корпус

Рис.5.4. Схема охлаждения
статора турбины с термобарьерными
сегментами

1	- полость подвода низконапорного
охлаждающего воздуха; 2 - обойма ТВД;

3 - сегменты; 4 - экран

можно выполнить из углеродистых или низколегированных сталей, а
материал промежуточных деталей выбирают в зависимости от их тем-
пературного состояния: средние и высоколегированные стали или сплавы
на никелевой основе

В системах охлаждения статора стационарных ГТУ значительное
место занимают внутренние подшипники, расположенные в трудно-
доступных горячих местах. Обычно в их картерах давление атмосферное,
они защищены от теплоподвода кожухом, тепловой изоляцией,
охлаждаются маслом и воздухом, поступающим через лабиринтовые
уплотнения подшипника. Отвод теплоты маслом вызывает увеличение
размеров маслоохладителей и расхода электроэнергии, а поступление в
масляную систему большого количества воздуха приводит к повы-
шенному окислению масла и снижению срока его службы.
5.6.	Термодинамика охлаждаемых газовых турбин

Для высокотемпературных газовых турбин с охлаждаемыми лопат-
ками свойственны дополнительные потери. С повышением
среднемассовой температуры газа возрастает неравномерность поля
температур на выходе из камеры сгорания. Принято эту неравномерность
относить к заторможенному потоку и характеризовать коэффициентом
[11]

= (Тгпшх - ГДрм VfcpM - К* ).

где Т*с Гв*к - полные среднемассовые температуры соответственно
газа и воздуха на входе в камеру сгорания ( Гв*к равна или Тк , или
Гр ). В камерах сгорания стационарных ГТУ, работающих на природном
газе, обычно ттах < 0,1. Наибольшая неравномерность имеет место в
окружном направлении, но и в радиальном может доходить до 5 %.
Неравномерность температурного поля приводит к необходимости за-
вышать интенсивность охлаждения направляющих лопаток с учетом
максимально возможных температур газа. Повышение интенсивности
охлаждения сопловых лопаток увеличивает в них потери энергии.

Для рабочих лопаток имеет место существенная неравномерность
температурного поля только по высоте лопатки, и она значительно мень-
ше окружной Однако и радиальная и окружная неравномерности нес-
колько снижают КПД турбины из-за отклонения в угле атаки входных
кромок рабочих лопаток от расчетного значения при разнице в теп-
лоперепадах и могут вызвать даже отрыв потока, но только при очень
большой неравномерности, свойственной форсированным камерам сго-
рания (например, в авиационных ГТД) или возникающей при нарушениях
нормальных условий эксплуатации. Использование сжатого в ком-
прессоре воздуха в качестве охладителя и подмешивание этого воздуха к
основному потоку в проточной части турбины вызывают дополнительные
потери как термодинамические, так и аэродинамические.

Термодинамические потери В результате применения
охлаждаемых сопловых и рабочих лопаток отводится теплота от
рабочего тела турбины как за счет охлаждения, так и за счет смешения
ее с воздухом, выполнившим свою охлаждающую функцию. При этом
процесс расширения газа в охлаждаемой турбине происходит по
политропе. Чем больше отводится теплоты, тем выше показатель
политропы. Коэффициент возврата теплоты в охлаждаемой
многоступенчатой турбине становится равным единице или меньшим ее,
располагаемый теплоперепад уменьшается. Увеличение количества
охлаждаемых лопаточных венцов ведет к росту термодинамических
потерь. Однако, по оценке [11] они не превосходят 1 % при Тл /Тг > 0,7.
В ступенях ТВД с лопатками, охлаждаемыми только конвекцией,
при отношении Р^/Р^ - 2,5...3 и снижении температуры лопатки по
сравнению с температурой омывающего ее газа на 300,..350°С
уменьшение КПД ступени из-за термодинамических потерь составит
0,2...0,3%. В ступенях с лопатками, имеющими конвективно-
заградительное охлаждение, в котором расход охлаждающего воздуха
заметно выше, падение КПД турбины может составить несколько
процентов. Снижается и температура газа за охлаждаемыми ступенями и
за турбиной.

Затраты энергии на сжатие охлаждающего воздуха - это потери на
подготовку охладителя. Чем больше расход воздуха на охлаждение и его
давление в точке отбора из компрессора, тем больше и потери энергии.
Эти потери также можно считать термодинамическими, так как они
сказываются на выходных параметрах ГТУ (мощности, удельном расходе
топлива). Однако охлаждающий воздух, поступающий в проточную часть
турбины, производит работу в ступенях, непосредственно следующих за
охлаждаемой, и, следовательно, возвращает значительную часть
работы, затраченной на его сжатие.

Затраты энергии на прокачку охладителя характерны для
охлаждаемых рабочих лопаток и определяются работой на разгон
охлаждающего воздуха до окружной скорости, соответствующей скорости
на месте его выхода из рабочих лопаток. Они прямо пропорциональны
и2 и Gox Наибольшие потери имеют ступени с радиальным течением
охлаждающего воздуха при выпуске его на периферию. Однако этот
воздух уменьшает обычные концевые потери в радиальном зазоре над
рабочими лопатками. При выпуске охладителя через выходную кромку
рабочих лопаток потери на прокачку частично компенсируются за счет
реактивного эффекта этого воздуха, однако только в том случае, если
скорость его достаточно велика.

У рабочих лопаток конвективно-заградительного охлаждения с вы-
пуском воздуха через отверстия на входной части профиля дополни-
тельные реактивные силы могут уменьшать или увеличивать полезную
работу ступени в зависимости от соотношения направлений выхода струи
и окружной скорости.

Потери энергии от смешения охлаждающего воздуха с
основным потоком газа Воздух, выпускаемый через выходные кромки
сопловых и рабочих лопаток, выходит с меньшей скоростью и под другим
направлением, чем основной поток газа. Это приводит к некоторому
снижению полного давления и изменению направления основного потока.
Чем больше разность скоростей и углов, тем больше потери Однако
выходящий из полых кромок воздух уменьшает кромочные потери, что
частично компенсирует потери от смешения.

При пленочном охлаждении с выпуском воздуха на рабочей части
охлаждаемых лопаток профильные потери существенно возрастают из-за
перехода ламинарного пограничного слоя в турбулентный. Особенно эти
потери заметны при расположении отверстий и щелей до горла решетки
При проникающем охлаждении с выходом охлаждающего воздуха по
всей поверхности профильной части лопатки потери энергии растут еще
больше, так как охладитель выходит перпендикулярно к обтекающему
профиль потоку. Потери смешения при этом растут, а кинетическая
энергия охлаждающего воздуха полностью теряется.

Потери от неоптимальности профилей охлаждаемых
лопаток При конвективном охлаждении из-за размещения внутри пера
лопатки каналов определенного сечения обычно возрастают
относительная толщина профиля стах, радиусы скругления входной и
выходной кромок. Это приводит к увеличению профильных потерь.
Особенно резко растут кромочные потери при утолщении выходных
кромок. Кроме этого, приходится по соображениям вибронадежности
рабочих лопаток увеличивать осевой зазор между сопловым и рабочим
венцами, что также снижает КПД турбины. Неблагоприятным является и
увеличение хорды лопаток с целью получения конструктивных размеров
охлаждающих каналов, так как при этом снижается относительное
удлинение и возрастают вторичные потери в венце.

Потери от неоптимальности втулочного отношения и
закона закрутки ступени. В высокотемпературных газовых турбинах с
целью обеспечения необходимой прочности рабочих лопаток и
упрощения их изготовления принимают высокие Dс /I? и проектируют
ступень по радиусу с постоянным или мало меняющимся углом Д.
Большие значения Z)cp//p приводят к уменьшению высоты лопатки и
возрастанию концевых потерь. Отход от оптимального по условиям
аэродинамики ступени закона закрутки также в той или иной мере
снижает КПД ступени.

Потери от повышения нестационарности обтекания
решеток профилей. В интенсивно охлаждаемых сопловых лопатках с
большим расходом охлаждающего воздуха растет толщина
аэродинамического следа за выходными кромками, что увеличивает
гидравлические потери в рабочем венце за счет возрастания
нестационарности потока.

Для приближенной оценки можно считать, что относительный рас-
ход воздуха через выходную кромку сопла в количестве 2...4 % снижает
внутренний КПД этой ступени на 1...4 %. Если внутреннее конвективное
охлаждение дополняется пленочным, то на каждый процент воздуха,
идущего на пленочное охлаждение, снижение КПД турбины составляет
0,5...0,7% [11]. Следовательно, переход от конвективного охлаждения с
выпуском воздуха в кромку к конвективно-заградительному ощутимо
снижает КПД. Однако это связано не только с нестационарностью, а с
общим неблагоприятным воздействием пленочного охлаждения на
гидравлические потери.
Потери от подмешивания охладителя в проточную часть
турбины Для обеспечения прокачки охладителя через рабочие лопатки
нужно иметь более высокое давление в полостях ротора, чем при
неохлаждаемых рабочих лопатках. Это приводит к увеличенным утечкам
в проточную часть турбины Значение потерь, вызываемых этими
протечками, зависит от количества втекающего воздуха, перепада
давлений, направления протечки, высоты венца, в котором происходит
подмешивание. Втекание перед рабочими лопатками наносит
значительно больший вред, чем подмешивание за ними Желательно в
осевом зазоре разместить такой лабиринт, чтобы втекающий воздух
двигался по потоку. Примеры конструктивных решений и результаты
испытаний приведены в работе [11].

Потери всех видов, вызываемые введением охлаждения элементов
турбины, приблизительно пропорциональны относительному количеству
охлаждающего воздуха. Поэтому всемерное уменьшение этого расхода
за счет совершенствования конструкций охлаждаемых сопловых и
рабочих лопаток, выбора схемы подвода, максимального уплотнения
тракта охлаждающего воздуха - наиболее важный фактор при разработке
высокотемпературных ГТУ. Очень эффективным средством снижения
расхода охладителя в ГТУ простого цикла при больших лк является его
кондиционирование, т.е. предварительное охлаждение в специальном
теплообменнике.

Потери мощности от кондиционирования охладителя.
Охлаждающий воздух, отбираемый из промежуточной ступени
компрессора, необходимо подвергнуть очистке, так как он содержит
повышенное количество пыли, сепарируемой рабочими лопатками
первых ступеней осевого компрессора к наружному меридиональному
обводу проточной части. Аэрозоли загрязняют охлаждаемые поверхности
изнутри и могут полностью забить охлаждающие каналы. Затем
отбираемый воздух поступает в теплообменник, где его температура
снижается с помощью атмосферного воздуха или циркуляционной воды.
Охлаждать необходимо во многих случаях и воздух высокого давления,
поступающий в систему охлаждения после компрессора, особенно при
больших як. В агрегате ГТН-16, например, для охлаждения воздуха
используют два АВО. Охладителем шеек роторов и встроенных горячих
подшипников является также смазочное масло.
ГЛАВА 6. ПЕРЕМЕННЫЕ И ПЕРЕХОДНЫЕ РЕЖИМЫ
ПРИВОДНЫХ ГТУ

6.1.	Характеристики элементов ГТУ на переменном режиме

Под переменными режимами понимают установившиеся режимы,
отличающиеся от номинального полезной мощностью, температурой
воздуха, частотами вращения роторов и др. В некоторых книгах пере-
менные режимы называют статическими характеристиками ГТУ в отличие
от динамических характеристик, которые описывают переходные процессы.
Неустановившимися или переходными называют такие режимы, которые
изменяются в течение нескольких минут, секунд или долей секунд.

Характеристики приводных ГТУ на режимах переменной мощности
или температуры воздуха зависят от многих обстоятельств: схемы
установки, регулируемых параметров (частота вращения силовой турбины,
температура газа и т.п.), регулирующих факторов (изменение подачи
топлива, изменение проходных сечений лопаток турбомашин), выбранной
программы регулирования (закон изменения параметров). Для приводных
ГТУ, несущих даже постоянную нагрузку, свойственно ежедневное
изменение режима работы из-за суточных колебаний температуры
атмосферного воздуха. Для определения параметров ГТУ на переменных
режимах необходимо знать характеристики отдельных элементов ГТУ на
этих режимах. Характеристика компрессора на переменном режиме
рассмотрена в гл.2, некоторые дополнения даны ниже.

Характеристики турбины при изменении режима работы

В отличие от компрессора, для которого частота вращения является одним
из важнейших параметров переменного режима, так как она влияет на
расход воздуха и напор компрессора, в турбине при варьировании числа
оборотов происходят сравнительно небольшие изменения. Главные
изменения режима работы турбины возникают при колебаниях
термодинамических параметров, особенно давления перед или за турбиной,
и в первую очередь они отражаются на расходе. Для турбин приводных ГТУ,
в которых каждый отсек турбины приводит компрессорную машину, связь
между расходом и параметрами с достаточной для инженерных целей
точностью описывается уравнением Стодолы-Флюгеля:

О __ Ipf-pT	....

Г' Л г Л 2	2 ’	($•’)

<Л) V V P\Q ~ Р20

где G - массовый расход; Р\,Т\ - соответственно давление и температура
газа перед турбиной; р2 - давление за турбиной; индекс ”0" присвоен
параметрам на расчетном режиме.

Эта зависимость была получена А.Стодолой экспериментально для
многоступенчатой паровой турбины и выведена теоретически Г.Флюгелем для
турбины с бесконечно большим числом ступеней. Она справедлива в том
случае, если проходные площади венцов неизменны. Формула нуждается в
поправочных коэффициентах, если использовать ее в энергетических ГТУ,
работающих при постоянных оборотах, или в турбинах с регулируемым
сопловым аппаратом.

Вынося поочередно в формуле (6.1) рх/р,0 и р2/р2о из-под корня,
получаем следующие два выражения: 

(6-2)
G0 PlO V Л yi-^тО

Go P20 V v Ят0

В применении для всей турбины или силовой турбины приводных ГТУ
открытого цикла, когда р2 = р2$, так как отходящие газы удаляются в
атмосферу, формула (6.3) имеет вид

Если в  ступенях многоступенчатой турбины достигнута скорость
звука, то противодавление не влияет на расход, формула (6.1) упрощается
и имеет вид

.с Е	(6.5)

Go р10П

Это уравнение можно представить также в виде

H-=G_ fivo

Рю Go Vi ’
из чего видно, что при критическом режиме зависимость давления от
расхода носит линейный характер. Другое представление:

Pl Рю

где g - параметр расхода. Очевидно, что для критических режимов
g=const. Возводя уравнение (6.4) в квадрат и решая относительно тгт>
получаем

^=11+^^.	(6.7)

V Gq/|0
В координатах тгт- G эта зависимость представляет собой семейство
кривых с постоянными значениями 1\ (рис.6.1). В дальнейшем температуре
газа перед турбиной присвоен индекс ’Т", т.е. Тг это Tl.

Итак, режим работы турбины определяется параметрами р{, р2, Т\
и в меньшей степени частотой вращения, так как она мало влияет на расход,
если турбина приводит компрессорную машину.

Рис 6.1. Характеристика турбины
на переменном режиме

В многоступенчатой турбине при приблизительно одинаковых
теплоперепадах на ступень тгст растет от первой ступени к последней,
и как следствие этого, увеличивается интенсивность возрастания удельного
объема рабочего тела и объемного расхода. Это можно уяснить,
анализируя уравнение для ступени h™ = срТ} (1 - тг'с^25). Вдоль проточной
части температура газа снижается и яст возрастает. Поэтому изменение
массового расхода в первую очередь отражается на последней ступени
многоступенчатой турбины, где происходит наибольшее изменение объемного
расхода и теплоперепада. В связи с важностью этого явления
проиллюстрируем его на другой количественной зависимости. Из уравнения
неразрывности для первой и последней (z-й) ступеней турбины

2

/\с1,|Р| = F:ec\,-.P:'HoP\l р-.={р\! P-.Y (где П- показатель политропы).

Тогда С| . - С]	Fu IF.c . Поскольку F]c/F_c - const, то при снижении

C| _«Cj|, следовательно, и Л.ст«/?1ст. Применяя аналогичные
уравнения для любой пары последовательно расположенных ступеней
турбины, получаем, что при уменьшении расхода или степени
расширения теплоперепад в последующей ступени снижается интенсивнее,
чем в предыдущей.
При двух или трех последовательно работающих отсеках турбины
(ТВД, ТНД, ССТ) в составе одной ГТУ при снижении подачи топлива в
камеру сгорания, уменьшении температуры, снижение общего
теплоперепада больше всего отражается на последней турбине. Поскольку
массовый расход для отсеков турбины одинаков, то и мощность больше
снижается в последующем отсеке, чем в предыдущем. При увеличении
теплоперепада сверх номинального нагружение происходит вначале в
последнем отсеке турбины, затем в предыдущем и т.д. (рис.6.2).

Что касается влияния частоты вращения на развиваемый
турбиной крутящий момент, то отметим, что максимальный момент имеет
место при п = 0 и он приблизительно в два раза больше расчетного
(рис.6.3). Разумеется, мощность при этом равна нулю. При удвоении
расчетных оборотов как момент, так и мощность равны нулю, при этом
и/с0 ® 1. Отношение максимального момента турбины при нулевых оборотах
к расчетному называют коэффициентом приспособляемости или кратностью
моментов. Коэффициент приспособляемости имеет большое значение для
турбин ГТД наземного транспорта, особенно с механической передачей на
колеса, и для пусковых турбодетандеров при страгивании ротора и начале
разгона. Для одноступенчатых турбин он равен 1,9...2,4, а для
многоступенчатых 2,2...2,8. Большие значения относятся к турбинам
реактивного типа. При значительном повышении оборотов сверх
номинальных пропускная способность ступеней заметно падает; если при
этом ступень работает с полной нагрузкой, то резко возрастают степень
реактивности и осевое усилие.

Рис.6.3 Изменение крутящего
момента Д/кр и мощности турбины

NT в зависимости от частоты
вращения

Рис 6 2. Изменение степеней
расширения в трех последовательно
расположенных отсеках турбины
в зависимости от расхода
Переменный режим работы компрессора и его характеристика

Если частота вращения компрессора снижается, то падает и степень
сжатия первых ступеней. Объемный расход для последних ступеней
уменьшается не так, как на расчетном режиме. Происходит рассогласование
проходных сечений ступеней из-за относительного увеличения объемного
расхода. Чем дальше ступень от входа в компрессор, тем сильнее
рассогласование на неполных оборотах. Лопатки последних ступеней на
таких режимах обтекаются с большими положительными углами атаки, что
снижает их напор и КПД всего компрессора. У первых ступеней из-за роста
сопротивления рабочие точки приближаются к границе устойчивости.

Частота вращения является главным фактором переменного режима
компрессора, определяющим его параметры. Вторым по значению
фактором для осевого компрессора ГТУ является температура воздуха на
входе, а для КВД - температура и давление на входе.

Для анализа переменных режимов ГТУ удобна характеристика в
координатах nK = f[nnp,Gnp) и г/к = Длпр,(7пр), где лпр = л^288/^  а
„	„101300 [288

Пример такой характеристики был представлен на рис.2.7.
Компрессор на степень повышения давления 7...8 и более снабжается
одним или несколькими рядами регулируемых направляющих аппаратов, и
характеристика его при различных углах их установки это учитывает.

Характеристики камеры сгорания, регенератора и тракта ГТУ
на переменном режиме

Изменение полноты выгорания топлива в камере сгорания 7?кс на
различных режимах точно можно учесть только по экспериментальным
данным. В большинстве камер сгорания при уменьшении нагрузки г]кс
немного снижается из-за увеличения коэффициента избытка воздуха и
падения давления в камере. Токсичность продуктов сгорания также
изменяется. Гидравлическое сопротивление камеры сгорания
приблизительно пропорционально квадрату изменения объемного расхода,
зависящего от массового расхода, степени сжатия, значения подогрева.

Гидравлические потери в регенераторе на частичных нагрузках также в
первом приближении уменьшаются пропорционально квадрату снижения
объемного расхода. Однако температура воздуха на выходе из регенератора
зависит в первую очередь от температуры газа после турбины, а последняя
от способа регулирования установки. Если силовая турбина снабжена
регулируемым сопловым аппаратом, а система регулирования ГТУ
обеспечивает постоянную температуру газов на выходе, то подогрев
воздуха в регенераторе на частичных нагрузках может быть даже больше,
чем на номинальном режиме, так как при неполной нагрузке степень сжатия
и температура воздуха за компрессором снижаются. Это оказывает
заметное положительное влияние на экономичность ГТУ при переменном
режиме.

Гидравлические потери в тракте ГТУ также изменяются на переменном
режиме. При проектировании ГТУ их определяют по участкам в зависимости
от массового расхода, давления и температуры. В приближенных расчетах
изменение гидравлических потерь можно оценивать также пропорционально
изменению объемного расхода.

6.2.	Основы регулирования ГТУ на переменном режиме

Полезная мощность приводной ГТУ

= GrHr ал77т77м - GKHK яппк 1,
с	II .аД п г М К К.аД г К ’

а КПД r/e = Ne/QKZ. Для снижения мощности термодинамически невыгодно
уменьшать теплоперепад на турбину за счет температуры газа, так как это
приведет к снижению КПД ГТУ. Желательно осуществлять изменение
мощности за счет расхода воздуха, поддерживая термодинамические
параметры близкими к оптимальным. Такое регулирование называют
количественным в отличие от регулирования за счет tr и zrK, которое
называют качественным. Однако на практике добиться изменения расхода
при сохранении температуры газа и степени сжатия в ГТУ открытого цикла
можно только в узких пределах и при заметном усложнении ГТУ. Поэтому
регулирование приводных ГТУ носит смешанный характер, т.е. изменяются
как расход, так и термодинамические параметры.

Регулируемыми параметрами в приводных ГТУ обычно являются
частота вращения силовой турбины летом, при недостатке мощности,
температура газа ТГ. В ГТУ с электрогенератором собственных нужд на
компрессорном валу также и частота вращения турбокомпрессора лтк. В
двухкомпрессорных ГТУ иногда регулируемым параметром выбирают инд
или /?вд. Полезную мощность, как правило, непосредственно не измеряют,
а о ней судят по показаниям приборов, характеризующих параметры
газогенератора или центробежного нагнетателя.

Для поддержания заданных регулируемых параметров приводные
ГТУ имеют от одного до трех регулирующих факторов. Основной
регулирующий фактор - подача топлива. Воздействуя на подачу топлива,
можно изменить температуру газа, частоты вращения валов, расход воздуха
и т.д. Если, кроме топливного клапана, других регулирующих органов нет,
то все параметры ГТУ жестко связаны между собой и изменение одного из
них вызывает изменение остальных. Наиболее важный второй
регулирующий орган - РСА силовой турбины. Обычно его используют для
поддержания, кроме мощности, или постоянных оборотов
турбокомпрессорного вала, или номинальной температуры газа на выходе
из турбины. Число независимо регулируемых параметров равно числу
регулирующих факторов. Поворотные направляющие лопатки осевого
компрессора в двухвальной ГТУ со свободной турбиной большей частью
служат для регулирования только компрессора, так они оказывают слабое
воздействие на выходное параметры ГТУ. При прикрытии лопаток ВНА
компрессора и неизменном открытии топливного клапана обороты
компрессора возрастают, хотя его напор и расход остаются постоянными.
Изменяются внутренние КПД турбины привода компрессора (из-за нового
значения им/с0) и самого компрессора, а также запас по устойчивой
работе.

В одновальных и других блокированных ГТУ, в которых нагнетатель
природного газа расположен на одном валу с воздушным компрессором,
регулирование режима работы можно осуществлять изменением
характеристики нагрузки, т.е. использованием входного регулирующего
аппарата в центробежном нагнетателе. В блокированной ГТУ поворотные
лопатки входного направляющего аппарата осевого компрессора служат
также эффективным регулирующим фактором. Одновальная ГТУ с
поворотными направляющими лопатками на входе в нагнетатель и
компрессор в качестве приводной может отвечать условиям работы на
переменном режиме, но не получила распространения.

Воздействие на регулирующие факторы называют также способом
регулирования, а заданное изменение параметров - законом или прог-
раммой регулирования. В процессе регулирования ГТУ некоторые
параметры необходимо ограничивать. К ним относят обычно температуру
рабочего тела перед и за ГТУ, физические частоты вращения валов и др.
Ограничение каких-либо параметров может быть вызвано и
неисправностью ГТУ, но это не относится к вопросам регулирования.

Программа регулирования ГТУ определяет характер изменения
регулируемых параметров при различных режимах нагрузки и колебаниях
температуры атмосферного воздуха. Выбор программы регулирования
зависит от количества регулирующих факторов и их возможностей
обеспечить необходимый закон поддержания заданных параметров.
Наибольший интерес представляют программы регулирования на заданную
мощность (в приводных ГТУ это пС1.= const), на максимальную
экономичность при заданной мощности (обычно это Тт = const,
пст - const), а в теплое время года на максимальную располагаемую
мощность (Т7 = Тт max, пст = van). При одном регулирующем органе -
топливном клапане - можно осуществить только одну программу
регулирования. Обычно это в нежаркое время года /?ст = лзадан, а при
недостатке располагаемой мощности Тт = Tr max. Последнее имеет место
преимущественно в летнее время при температуре атмосферного воздуха
выше расчетной.

Программу регулирования на максимальную экономичность в научно-
технической литературе обычно называют оптимальной программой
регулирования (ОПР). В приводных ГТУ со свободной силовой турбиной она
осуществима при наличии регенеративного теплообменника и использовании
кроме топливного клапана регулируемого соплового аппарата силовой
турбины.

Характерные особенности приводных ГТУ как объекта регулирования:
• большое влияние на мощность и все параметры ГТУ температуры
атмосферного воздуха, изменение которой происходит и в течение
суток, и особенно на протяжении года;

•	четко обозначенные пределы возможной работы газогенератора: нижний
предел, когда полезная мощность силовой турбины близка к нулю, но
газогенератор работает устойчиво (граница самоходности), и верхний
предел, определяемый максимально допустимой по прочности частотой
вращения ротора;

•	ограничение рабочей области зоной устойчивых режимов осевого
компрессора.

Для анализа переменных режимов в теории авиационных ГТД
используют также термин "дроссельные характеристики”, сохранившийся еще
от карбюраторных двигателей внутреннего сгорания. Под дроссельной
характеристикой турбовапьного авиадвигателя обычно понимают зависимость
полезной мощности, удельного расхода топлива и основных параметров в
области рабочих режимов от частоты вращения турбокомпрессора или ТНД,
те. при дросселировании подачи топлива регулирующим клапаном
(дозатором).

В связи с определяющим влиянием температуры воздуха /в на все
характеристики ГТУ (ГТД) поставляемые двигатели снабжают мощностной
характеристикой (кривой ограничения мощности), на которой располагаемая
мощность, эффективный КПД при этой мощности, частота вращения ротора
турбокомпрессора нанесены в функции от температуры воздуха.

6.3.	Исходные уравнения для анализа переменных режимов.
Совместная характеристика турбины и компрессора

Исходные уравнения, определяющие согласование параметров
турбомашин ГТУ на переменном режиме, - это уравнения балансов:
расходов, отношения давлений и мощностей. Уравнение баланса расходов:

GT = GK - Сохл - Gyr + Стоп 	<6 8)

где G0XJ1 - суммарный расход отбираемого от компрессора воздуха на
охлаждение турбин; G>T - расход утечек через лабиринтовые уплотнения;
Gron - расход топлива в камеру сгорания. В современных турбинах
Сгохл = (0,04...0,1) GK зависит от температуры газа и эффективности систем
охлаждения; G^ = (0,01...0,015) GK - от конструкции концевых уплотнений
турбогруппы; (7Т0П = (0,01...0,015) GK - от экономичности ГТУ, удельного
расхода воздуха, теплотворной способности топливного газа. Приближенно
можно представить GT = vGK, где 0,9 < v < 0,96. Коэффициент v зависит
главным образом от расхода воздуха на охлаждение. При подробном
анализе для каждой турбины, ступени или венца уточняют свой расход.

Уравнение отношения давлений для той же двухвальной схемы
можно записать

^К^тр ^ТК ’ ^ТС	9)

Для трехвальной схемы

^к^тр ~~ ^кнд ’ ^квд^тр “ ^твд^тнд^тс ~	•	(6.10)

Условие баланса мощностей представляет собой равенство мощностей
турбин с приводимыми ими компрессорами и полезной нагрузкой с учетом
механических потерь. Например, при двухвальной ГТУ для компрессорного
вала можно записать

(6 11)
а для силового вала G^H^r^ = Ne.

Для трехвальной схемы ГТУ аналогичные уравнения составляют для
всех трех валов.

При анализе переменных режимов необходимо совместное
использование всех трех уравнений: баланса расходов, отношения давлений и
мощностей

Совместную характеристику турбины и компрессора строят при
проектировании или испытаниях ГТУ с использованием универсальной
характеристики компрессора и уравнений (6.2) и (6.9). Цель совмещения
характеристик турбины и компрессора заключается в нахождении точек
согласованной их работы, построения по этим точкам линии рабочих
режимов, по которой можно расчетом определить мощность и экономичность
ГТУ на различных режимах. На основных рабочих режимах нужно иметь
также достаточный запас по устойчивой работе компрессора.

Рассмотрим совмещение характеристик турбины и компрессора на
примере двухвальной ГТУ. Поскольку массовые расходы через турбину и
компрессор, а также их степени расширения и сжатия связаны между собой,
то отложенные на осях универсальной характеристики компрессора и GK
нетрудно пересчитать на и 6Т. Характеристику турбины по уравнению
Стодолы-Флюгеля в виде зависимости (6.7) наносят на универсальную
характеристику компрессора. Она имеет вид семейства кривых Тг - const
(рис.6.4,а) с вершинами в точке ягк = 1, GK = 0. Заметим, что в формуле (6.7)
отношение Тх/Т^ можно заменить выражением г/т0, где г = Гг/Г8
Тогда для совмещения характеристик необходимо на горизонтальной оси
откладывать не физический (измеренный), а приведенный расход и вместо
изотерм Гг = const нанести кривые г = const (рис.6.4,б). Кривая т0
соответствует расчетному отношению Гг/Гв. Слева от нее линии т будут
характеризовать зимние режимы работы, когда Тв< 288 К, а справа от г0

Рис 6.4 Совместная характеристика компрессора и турбины с нанесенной
линией рабочих режимов (ЛРР):

а - при постоянной температуре воздуха; б - при переменной температуре воздуха

кривые г отвечают или летним режимам, когда Тв> 288 К, или режимам
частичных нагрузок, при которых Тг < Тго. Если анализ работы ГТУ
выполняют для переменной мощности при постоянной температуре воздуха,
удобнее пользоваться диаграммой (рис.6.4,а), а если при переменной
температуре воздуха, то диаграммой (рис.6.4,б). Точки линии рабочих режимов
можно определить из уравнения баланса мощностей компрессора и приводящей
его турбины (6.9):

<7ксркГвк-1)7к =C^-(1-<”TW	(6.12)

Поскольку GK и Gлк и тгтк связаны между собой уравнениями (6.8),
(6 10). (6 4), то, задавшись можно определить Тг и, следовательно,
положение рабочей точки на характеристике компрессора. Совокупность
этих точек образует линию рабочих режимов. Для каждой точки на линии
рабочих режимов по расстоянию ее от ближайших изодром можно узнать
частоту вращения п Для определения п нужно располагать конкретной
характеристикой осевого компрессора. Зная С7К, тгк, Тг и оценивая срт.7т
и 7/к, определяем полезную мощность и эффективный КПД, что и является
конечной целью расчета. При определении КПД регенеративных ГТУ
учитывают возможное изменение степени регенерации. В ГТУ с
регулируемым сопловым аппаратом силовой турбины использование
формулы Стодолы-Флюгеля для построения характеристики турбины
возможно при введении специальных поправочных коэффициентов. Опытом
проектирования и обработки результатов испытаний ПГУ установлено, что
расчеты на переменный режим приводных ГТУ удобнее всего вести, за-
даваясь значениями 7ГТ или тгк. Примеры расчета на режимы переменной
мощности и переменной температуры воздуха приведены в [24].

Во многих источниках вместо величины т = TJT* пользуются
понятием приведенной температуры газа Тгпр - Тг • Т^/Тъ.

6.4.	Режимы переменной мощности приводных ПГУ и ГТД
различных схем

Нормальная эксплуатация одновальных приводных ГТУ при
различных режимах возможна в том случае, если в дополнение к подаче
топлива осевой компрессор и центробежный нагнетатель снабжены
регулируемым входным направляющим аппаратом. С учетом того, что
запуск таких ГТУ под давлением газа в корпусе нагнетателя затруднен, они
не отвечают разнообразным условиям эксплуатации на компрессорных
станциях газопроводов, за исключением некоторых специальных случаев.
В энергетике одновальные ГТУ хорошо отвечают требованиям эксплуатации
благодаря независимости мощности от частоты вращения. На КС они
применяются для привода электрогенераторов электростанций собственных
нужд. В других областях применения газовых турбин одновальные
установки уступают двух- и трехвальным, кроме некоторых ГТД наземного
транспорта с переменной силовой передачей к движителю.

Двухвальные однокомпрессорные ГТУ с силовой ТВД ранее были
наиболее распространенными на КС отечественных газопроводов. Линия
рабочих режимов в такой ГТУ проходит с умеренным снижением
температуры газа при убывании нагрузки (рис. 6.4, а) и обычно достаточно
удалена от границы помпажа в зимнее время (рис.6.4, б). Такие ГТУ с
умеренным значением як, например регенеративные имеют весьма
широкий диапазон работы без дополнительных устройств регулирования.
При тск >7,5...8 осевой компрессор обычно снабжают регулируемым ВНА
для обеспечения пусковых режимов и работы при малой нагрузке. Однако
такое средство (РВНА компрессора) не следует рассматривать как
дополнительный регулирующий фактор ГТУ, позволяющий осуществлять
различные программы регулирования. Поворот лопаток ВНА не сказывается
на положении рабочей точки на линии рабочих режимов, так как оно опреде-
лено открытием топливного клапана.

В двухвальной ГТУ без регулируемого соплового аппарата силовой
турбины изменение открытия топливного клапана при данной температуре
воздуха вызывает взаимосвязанное изменение всех параметров ГТУ
(рис.6.5, а) На частичных нагрузках убывают температура газа, расход
воздуха, степень сжатия, эффективный КПД в соответствии с зависимостью
= ^/[1-0,75(1-^)] [28 ].

Рис.6.5. Характеристика двухвальной ГТУ на режиме переменной мощности:
а - зависимости основных параметров ГТУ от мощности; б - положение линии ра-
бочих режимов и изодром при новой и чистой (1) проточной части и после
эксплутационных воздействий (2)

Двухвальная ГТУ с силовой ТНД, как и ГТУ других схем, в холодное
время года при хорошем техническом состоянии имеет запас по мощности,
а поскольку нагнетатель обычно не может воспринять мощность более
1,1...1,15 от номинальной без недопустимого превышения оборотов, ГТУ
работают при заметно пониженной температуре газа. В летнее время при
tR > 15 °C не удается достигнуть номинальных оборотов турбокомпрессора
без превышения температуры газа. При низких температурах воздуха
осуществляют программу регулирования пст = изадан, Тг - var, а летом
чаще всего Гт = 1, или Tv = 1 при ист = var.

Вследствие эксплуатационных воздействий на ГТУ - загрязнения
проточных частей и увеличения радиальных зазоров в лопаточном аппарате
компрессора и турбины - внутренний относительный КПД турбомашин
падает. Из уравнения (6.12) видно, что это приведет к повышению
температуры газа и смещению линии рабочих режимов на характеристике
компрессора влево, а также приближению рабочих точек к границе
устойчивости компрессора (рис.6.5,б). С другой стороны, снижение КПД
компрессора приводит к падению напорности, т.е. смещению изодром на его
характеристике вниз и влево. Поэтому при расчетных температурах воздуха
и газа турбокомпрессор не может выйти на номинальную частоту вращения.
Еще больше недобор в расходе воздуха и степени сжатия. Номинальной
мощности в этом случае можно достигнуть при температуре воздуха
заметно ниже расчетной. В средней полосе России, где среднегодовая
температура воздуха обычно в пределах от 1 до 8 °C, разница по
отношению к расчетной ZB= 15 °C должна обеспечивать необходимый запас
по мощности. В жаркое время года мощности может и не хватать.

Режимы переменной мощности в конвертированных авиационных
двигателях обычно называют дроссельной характеристикой двигателя. В
трехвальных двухкомпрессорных ГТД также можно расчетным путем
определить положение рабочих точек на характеристиках компрессоров.
При уменьшении подачи топлива из-за более существенного падения
мощности ТНД, чем ТВД, обороты вала низкого давления (НД) снижаются
в большей мере, чем вала высокого давления (ВД). Это свойство
трехвальных ГТД называют скольжением роторов. Численно скольжение
роторов выражают отношением nbBJnnjJ> (иногда разностью 8 - пъд - инд).
Чем значительнее снижение мощности, тем больше скольжение. Согласно
[19] в распространенном судовом ГТД при убывании мощности от 100 до
60% от номинальной скольжение возрастает на 8 %. Из-за
производственных отклонений при изготовлении и эксплуатационных
воздействий действительное скольжение частот вращения отличается от
расчетного. Заводы-изготовители трехвальных двигателей дают
поправочные кривые для определения янд = /(лвд) при различной
температуре окружающего воздуха. Их можно также построить по
результатам испытаний чистого исправного двигателя - нового или после
ремонта. В результате эксплуатационных воздействий скольжение частот
вращения обычно возрастает. Линии рабочих режимов на характеристиках
КНД и КВД протекают по-разному. При снижении мощности точки рабочих
режимов на КВД удаляются от границы помпажа, а на КНД - приближаются
к ней. При повышении мощности картина меняется на обратную. Такое
протекание рабочих линий связано с тем, что для КВД сетью является
сопловой аппарат первой ступени ТВД, пропускная способность которого по
расходу падает при повышении температуры газа. КНД же работает на
переменное сопротивление, определяемое в первую очередь частотой
вращения КВД. С повышением ее сопротивление сети КНД снижается, и
рабочая точка смещается вправо.

6.5.	Влияние атмосферных условий на характеристики ГТУ

Барометрическое давление в любой местности обычно не меняется
больше чем на ±4 % от среднего значения. Следовательно, и расход
воздуха и мощность ГТУ при колебаниях давления изменяются в таких же
пределах, т.е. несущественно. Однако с увеличением высотной отметки
площадки КС над уровнем моря мощность ГТУ убывает приблизительно на
1 % на каждые 100 м высоты. Это справедливо для любых схем ГТУ
открытого цикла.
Значительно сильнее влияет на мощность и другие параметры ГТУ
изменение температуры атмосферного воздуха Тв. Для учета влияния Тв
используют положения теории подобия. Режим работы компрессора или
турбины можно считать подобным, если выдерживается динамическое
подобие в потоке рабочего тела. При этом соблюдается пропор-
циональность сил, действующих на одинаковые элементы турбомашин. На
поток воздействуют различные силы, например инерции, давления, трения.
Полностью соблюсти все условия подобия невозможно. Поэтому,
рассматривая явления с помощью теории подобия, выявляют и
выдерживают те критерии подобия, которые оказывают наибольшее
влияние. Для турбомашин в первую очередь важно геометрическое подобие
лопаточных аппаратов, ограничивающих поверхностей в меридиональных
сечениях, равенство чисел Маха Ма в сходственных точках потоков. Для
малоразмерных турбомашин, к которым приводные ГТУ не относятся, важно
также равенство чисел Re, характеризующих соотношение сил инерции и
сил вязкости. Приводные ГТУ компрессорных станций по своим размерам
находятся в области автомодельности по числу Re.

Ю1300 ГгГ

A V288

Равенство чисел Мп = -7=^= и М„ - для компрессора
а 4Ш и JkRT

приводит нас к понятию приведенного расхода (тпр = (7физ
и приведенной частоты вращения лпр = «д/288/Гв (см. гл. 2).

Изменение полезной мощности для ГТУ со свободной силовой
турбиной можно определить из следующего соотношения:

N G сртТгст(1-л--т}7ст
—2- =---------------° < 1 .	(6 13)

*.» с» ^7(1К.

Для ГТУ в целом, как и ее турбомашин, подобие режимов приводит
к соблюдению одинаковыми также величин	77T, к. ctrT, спК, ri,

К I /К II	у/! j/K *

т-7\П\. Равенство г означает, что Тг/Тв = Гг0/Гв0 . Отсюда
Л/^гО = ^в/^вО  или Л-пр = Л ^во/Л • ПРИ одинаковых и 7]т
Т^т/Т^ = TV/T[Q = Тв/Тв(). Заменяя в выражении (6.13)
О рй |Тв0 Гйт	Тъ

— =----- i---и __ = —и сокращая одинаковые величины в числителе

РвО v ^в	7~гО	^вО
N Рв

и знаменателе, окончательно получаем —— - -£-s-
Neo Рво

, или приведенная

мощность Л'пр = л/физ

С учетом стандартных условий рв0 = 101300 Па и Гв0 = 288 К:
хг хг 101300 [288

Nnp=Ne--------	(614)

Рв N Тв

Величину НеКРв^в} называют параметром мощности. Расход
топлива на подобных режимах при одинаковых КПД, естественно, также
Впр = Ве £во Mjo Используя вышеприведенные зависимости, для каждой
Рв у

модификации двухвальной ГТУ со свободной силовой турбиной расчетным
путем или на основе обработки результатов испытаний можно построить
универсальные характеристики (рис.6.6). Характеристики по рис.6 6,а
применяют преимущественно при расчетном анализе. На осях координат
здесь отложены отношения величин к номинальным значениям, например
^пр=^Ж#в)- Спр=7^7л, Ггпр = Гг-Гв0/Гв, як = тгк/як0,
7е= 7е/7ео • Характеристики по рис.6.6,6 более распространены в качестве
эксплуатационных. Согласно [28] rfe = 7Venp/|l - 0,75(1 - Nenp)].

Несколько более сложны универсальные характеристики
двухкомпрессорной трехвальной ГТУ, которые построены также на основе
законов подобия.

Кроме универсальных характеристик в функции от мощности и
частоты вращения заводы-изготовители представляют также мощностные
характеристики (рис.6.6,в), которые называют кривыми ограничения
мощности или климатическими характеристиками. Они представляют собой
зависимость от температуры воздуха располагаемой мощности,
эффективного КПД при этой мощности, максимально допустимой частоты
вращения вала турбокомпрессора (для двухвальной ГТУ), вала НД (для
трехвальной ГТУ). Кривые справедливы для чистой ГТУ с расчетными
зазорами в проточной части турбомашин.
в

Рис.6.6. Типичная универсальная характеристика ГТУ:

а - двухвальная в функции от Nnp; б - двухвальная в функции от й^в -
трехвальная в функции от /в

Для эксплуатации важным является понятие располагаемой мощности ГТУ.
Оно означает максимальную мощность, которую может развить ГТУ при
фактическом ее техническом состоянии, в конкретных условиях установки
на КС при данных параметрах атмосферного воздуха [28]:

Nf™ = Ne0KNKo5„Kv\ 1 - К, kzAo |^Ев_,
e eO N обл y^ ,	J1()13()0

где KN - коэффициент учета технического состояния ГТУ;

Ко6а - коэффициент, учитывающий влияние системы противообледенения;

Кх - коэффициент учета влияния системы утилизации тепла;

К{ - коэффициент учета влияния температуры атмосферного воздуха.

Для многих агрегатов К( = 3,0 ±1о 2, для ГТУ с постоянной частотой
вращения компрессорного вала Kt «-3<5ТВ, где S - относительное
изменение величины.

6.6.	Использование поворотных направляющих лопаток
турбомашин для улучшения характеристик ГТУ на режимах
переменной мощности и переменной температуры воздуха

Как указано выше, регулируемый входной направляющий аппарат
осевого компрессора при выделении компрессора вместе с приводящей его
турбиной в отдельный блок служит только для регулирования самого
компрессора и частично его турбины (влияние на 7?т). Эффект от РВНА
значителен в блокированных установках, например одновальных, а также
в транспортных ГТД для увеличения приемистости двигателя. В приводных
ГТУ с регулируемой турбиной эффективность дополнительного
регулирования ГТУ во многом зависит от ширины зоны рабочих режимов
компрессора, а расширения рабочей области можно достигнуть за счет
оснащения осевого компрессора несколькими рядами ПНЛ в первых и
последних ступенях. Известны конструкции осевых компрессоров, в которых
для расширения рабочего диапазона все направляющие лопатки
поворотные.

В двухвальных ГТУ наиболее эффективный второй регулирующий
фактор - регулируемый сопловой аппарат силовой турбины (рис.6.7). При
повороте сопловых лопаток в сторону уменьшения проходной площади
соплового аппарата растут теплоперепад на силовую турбину и давление
перед ней; разность энтальпий на турбину компрессора, а вслед за этим и
ее частота вращения падают. Поскольку регулятор ГТУ при данной нагрузке
поддерживает топливный клапан в неизменном положении, то при снижении
71К, а следовательно, и расхода воздуха установится более высокая
температура газа перед и за турбиной. При открытии лопаток и увеличении
проходной площади соплового аппарата процесс идет в обратном
направлении. Степень сжатия компрессора при этом меняется мало, так как
снижение оборотов и расхода во многом компенсируется повышением
температуры перед турбиной. При регулировании силовой турбины на
обычных рабочих режимах пропускная способность ТВД, определяемая
площадью соплового аппарата первой ступени, практически не изменяется,
и в координатах ягк - G характеристики компрессора и турбины сохраняют
свое взаимное положение. Однако линия рабочих режимов протекает раз-
лично в зависимости от того, какая программа регулирования реализуется
(рис.6.8).

Рис.6.7. Схема двухвальной ГТУ с РВНА
и РСА СТ:

1 - осевой компрессор; 2 - турбина привода
компрессора; 3 - силовая турбина, 4 - наг-
нетатель; 5 - РВНА; 6 - камера сгорания;

7-РСА
Рис.6.8. Линии рабочих режимов двухвальной
ГТУ при различных программах
регулирования:

1 - при отсутствии РСА; 2 - итк = п"°м;

л т- 'г max л

3 - 7 т = 1 т ; 0 - точка номинального
режима

В приводных ГТУ газопроводов, не имеющих РСА силовой турбины,
в жаркое время года при недостатке располагаемой мощности
преимущественно используют программу tr = t™ax, ист = var, обеспечивая
тем самым минимальное снижение мощности. При достаточности
располагаемой мощности используют программу пст = изадан, tT = var,
которая способствует достижению заданного давления газа на выходе из
КС. Обе программы регулирования на совмещенной характеристике
компрессора и турбины имеют вид одной и той же линии рабочих режимов
(рис.6.8, кривая 1), только в жаркое время года и при частичных нагрузках
рабочие точки расположены ниже точки 0, а в холодное время года при
номинальном и более высоких режимах- выше.

При наличии же РСА силовой турбины возможно в жаркое время на
несколько процентов повысить располагаемую мощность ГТУ, поддерживая
/?1К = п'”“\ и регулировать еще один параметр, например /т =t"iax. При
достаточности или избытке располагаемой мощности целесообразно
осуществлять регулирование tT = t™ax, пст = язадан. Больший эффект от
реализации последней программы регулирования имеют ГТУ с
регенерацией или развитой утилизацией теплоты. В регенеративных ГТУ,
регулируемых по закону Гт = t™**, при Ne < 1 КПД практически не снижается
вплоть до 2Ve=O,7. Для расширения диапазона использования этой
программы регулирования полезны поворотные направляющие лопатки
осевого компрессора, позволяющие сместить его границу помпажа влево.
Но особенно большую экономию топлива можно получить в холодное время
года при работе с нагрузкой, близкой к номинальной, поддерживая
расчетную температуру за турбиной. Чем выше начальные параметры ГТУ
и степень регенерации, тем больше экономический эффект от реализации
программы /( = t'"ax

Установленные на газопроводах нашей страны ГТУ, оснащенные
РСА силовой турбины, имеют на валу компрессора генератор собственных
нужд и весь год работают по программе йтк =1 и ист =	.

Программу регулирования йтк=1 можно считать в какой-то мере
надежностной, так как неизменная частота вращения турбокомпрессора
способствует более высокой вибронадежности лопаточного аппарата
компрессора и ТВД (упрощается отстройка лопаток по частоте). Однако и
при ятк = const, по замыслу разработчиков, не везде еще реализованному,
в регенеративных ГТУ следует уменьшать расход воздуха при Ne < 1 и при
Гв < Гв0 с помощью прикрытия лопаток РВНА. Тогда ГТУ могут работать по
программе Гт = const, что дает существенную экономию топливного газа.

Некоторый эффект в части повышения экономичности может дать
использование РСА СТ в ГТУ простого цикла, не имеющих утилизации
теплоты. Величина его зависит преимущественно от снижения внутреннего
КПД турбины вследствие введения поворотных сопловых лопаток. По
статистическим данным, в малоразмерных ГТД оно составляет около 2,5%
для силовой турбины и около 1% для всей турбины. В приводных ГТУ
мощностью 16 и 25 МВт при надлежащей конструкции самого РСА потеря
в КПД турбины несущественна. При Тг = 900... 1000°С и лк =10... 15
выигрыш в расходе топлива от использования РСА в ГТУ простого цикла
при Ураб < Урасп в среднем может составить 3...4 % в двухвальных
установках и 2...3 % в трехвальных. При повышении параметров простых
ГТУ эффект от использования РСА силовой турбины тем больше, чем выше
расчетное лк при той же температуре газа tr или чем меньше tr при
неизменном лк. Или: при снижении коэффициента полезной работы
экономический эффект от использования РСА СТ в ГТУ простого цикла
возрастает. Для точного определения возможной экономии топлива нужно
располагать реальными характеристиками компрессора, иметь
достаточный запас по устойчивой работе на расчетном режиме, иметь
данные по изменению внутреннего КПД как компрессора, так и
регулируемой турбины и предшествующей ей турбины (ТК или ТНД) вдоль
предполагаемой линии рабочих режимов, например ty = t”lax.

Особенность использования РСА в трехвальных ГТУ - изменение
скольжения частот вращения роторов ВД и НД. При открытии лопаток РСА
растет перепад на ТНД и скольжение уменьшается, с уменьшением
проходной площади соплового аппарата силовой турбины процесс идет в
обратную сторону. Этим можно воспользоваться для корректировки частоты
вращения валов, если она необходима как следствие эксплуатационных
воздействий, наряду с изменением угла установки ВНА компрессоров.
Пределы регулирования в трехвальных ГТУ с помощью РСА, определяемые
диапазоном устойчивой работы компрессоров, достаточно широки.
Ограничения могут быть, скорее, по допускаемой частоте вращения блока
ВД или по давлениям в полостях роторов, влияющим на осевые усилия. Бо-
лее эффективен РСА силовой турбины в трехвальных ГТУ с неохлаждаемой
ТВД, т.е. при умеренной температуре газа и достаточно высоких лк падает
зависимость мощности от температуры воздуха, от снижения КПД
турбомашин вследствие эксплуатационных воздействий, а также растет
экономичность при 2Vpa6 < 7Vpacn. В целом РСА силовой турбины в
трехвальных ГТУ - наиболее эффективный второй регулирующий фактор.

Отметим также общие дополнительные преимущества, предостав-
ляемые использованием РСА силовой турбины в приводных ГТУ:

возможность увеличения отпуска теплоты высокого потенциала в
холодное время года при номинальной и неполных нагрузках;

сохранение более высокой мощности ГТУ при введении дополни-
тельного сопротивления на воздухоприемном или газовыпускном тракте;

возможность частичной компенсации производственных отклонений
в процессе изготовления, а также приспособления ГТУ к конкретным
атмосферным условиям в месте установки;

возможность запуска с увеличенным удалением от границы помпажа
осевого компрессора, что позволяет упростить его регулирование и снизить
мощность пускового устройства;

улучшение динамических характеристик ГТУ.

Необходимые пределы изменения выходной площади РСА для
обеспечения основных режимов - до 20 % в сторону уменьшения и до 10 %
в сторону увеличения. Такие пределы позволяют сохранить в рабочем
диапазоне высокий КПД регулируемой ступени (при специальной ее
оптимизации) и турбины в целом.

6.7.	Переходные режимы в приводных ГТУ

К переходным (неустановившимся) режимам относят пуск ГТУ, разгон
от состояния самоходности до номинальной нагрузки, нормальный и
аварийный остановы, частичный сброс нагрузки, полный сброс нагрузки.
При переходных режимах компрессор (КНД, КВД) не должен выходить за
границы устойчивой работы, температура газа и скорость ее изменения не
должны превышать пределов, оговоренных заводом-изготовителем,
недопустимы и чрезмерные забросы частот вращения, горение в камере
сгорания должно быть устойчивым. Запуск и останов ГТУ рассмотрены
ниже, а здесь - остальные неустановившиеся режимы.

На переходные процессы в ГТУ влияют как характеристики отдельных
элементов установки, так и наличие аккумуляторов энергии: вращающихся
роторов турбокомпрессоров, регенераторов, воздухопроводов под
давлением Характеристики свободной силовой турбины мало влияют на
переходные процессы турбокомпрессорных блоков. Неустановившийся
режим турбокомпрессорного блока в каждый момент определяется
заданием двух параметров, например частотой вращения и температурой
газа. При анализе неустановившихся режимов должны быть известны
параметры начала и конца переходного процесса. Кроме этого -
характеристики отдельных элементов ГТУ на неустановившихся режимах.
Для осевого компрессора подходит универсальная характеристика,
построенная в координатах як = /(Спр.лпр). Коэффициент полезного
действия компрессора и запас по устойчивости определяют в соответствии
с положением рабочей точки на поле характеристик. Для турбины удобна
характеристика в виде зависимости G = /(тгт,Гг). Частота вращения
турбины сравнительно слабо влияет на ее пропускную способность
Коэффициент полезного действия турбины зависит главным образом от
и1ст , т е от соотношения частоты вращения и теплоперепада.

Для анализа переходных режимов используют в первую очередь те же
уравнения балансов, расходов, мощностей и отношения давлений, что и при
расчете переменных режимов, но в дифференциальной форме. Учитывают
объем полостей под давлением между компрессором и турбиной (особенно
в регенеративных ГТУ), теплообмен в проточной части турбомашин, в
камере сгорания, в патрубках, полярные моменты инерции роторов. Для
регенеративных ГТУ дополнительно - теплообменные процессы в
воздухоподогревателе и его массу. Моменты инерции роторов зависят от
характерных диаметров, массы облопаченного ротора, числа ступеней и т.п.
Переход от однокомпрессорной ГТУ простого цикла к двухкомпрессорной
снижает момент инерции турбокомпрессорного блока.

При разгоне "холодной” ГТУ процессы сжатия в компрессоре и
расширения в турбине идут с некоторым приближением к адиабатным из-за
поглощения теплоты в проточной части. При этом из-за рассогласования
характеристик ступеней в компрессоре деформируется его характеристика
При быстром разгоне напорность компрессора в области средних изодром
несколько возрастает. При разгоне "горячей" ГТУ после кратковременной
разгрузки сжатие в осевом компрессоре происходит с подогревом за счет
теплообмена с металлом проточной части и из-за рассогласования ступеней
компрессор может потерять устойчивость, если не принять мер по
ограничению роста подачи топлива.

Для транспортных ГТД большое значение имеет приемистость или
время перехода от режима холостого хода к номинальной или макси-
мальной нагрузке. Допустимое минимальное время выхода на
максимальную частоту вращения определяется приближением рабочей
точки к границе помпажа на проходных режимах, средствами регулирования
компрессора, допустимой температурой газа, наличием регенератора,
возможностью срыва факела в камере сгорания, моментами инерции
роторов. Время приемистости трехвальной ГТУ обычно меньше, чем
двухвальной, в два-три раза. Наличие регенератора увеличивает время
приемистости на 20 % и более из-за добавления емкости воздухопроводов
и поглощения теплоты металлом теплообменника. Протекание линий
рабочих режимов при разгоне и сбросе нагрузки на характеристиках
компрессора двухвальной ГТУ и КВД трехвальной ГТУ качественно
однотипно (рис.6.9). При разгоне линия рабочих режимов приближается к
границе помпажа, а при сбросе удаляется. В двухвальной ГТУ это
выражено менее ярко. В КНД трехвальной ГТУ картина обратная - при раз-
гоне имеет место удаление рабочих точек от границы помпажа, а при сбросе
- приближение. Физическое существо этого явления связано с массой и
моментом инерции роторов. У ротора НД обычно масса больше, чем у
ротора ВД. При разгоне инд растет медленнее, чем лВ1, КНД не
обеспечивает расчетной подачи воздуха на вход КВД, давление за КНД
падает, расход через КНД растет, рабочая точка сдвигается вправо, а в КВД
из-за пониженного расхода - влево. При сбросе нагрузки быстрее падает пвд
и медленнее инд. Из-за большого расхода за КНД рабочая точка на
характеристике КВД уходит вправо, но из-за отрицательного скольжения
роторов КВД оказывает запирающее воздействие на КНД, и рабочая точка
КНД сдвигается влево.

a	t <Г	б

Яч	. 11 ill*

Рис 6 9 Протекание линии рабочих режимов при разгоне и сбросе нагрузки
на характеристиках
а - компрессора двухвальной ГТУ, б - КВД трехвальной ГТУ, в - КНД трехвальной
ГТУ,----- - установившийся режим,---------- наброс нагрузки,

*	- сброс нагрузки

Температурная нестационарность при переходных режимах приводит
к возникновению в элементах турбины, камеры сгорания, регенератора
температурных напряжений, так же воздействует неравномерное
температурное поле и на установившихся режимах. Конструктивные приемы
снижения температурных напряжений в деталях ГТУ рассмотрены в гл.5.
Для ограничения темпа подъема температуры при разгоне используют
специальный регулятор (ограничитель приемистости, регулятор
соотношения), который ограничивает открытие топливного клапана,
исключая недопустимые забросы температур Важно также, чтобы давление
в линии топливного газа было постоянным. Наличие регенератора, особенно
пластинчатой конструкции из листов аустенитной стали с большим
коэффициентом линейного расширения и малым коэффициентом
теплопроводности, требует заметного ограничения скорости переходных
процессов Особенно опасна для него, как и многих других, недостаточная
термоэластичность элементов, особенно при внезапном останове. Для
снижения термических напряжений при остановке во многих агрегатах
используют специальные быстродействующие воздушные клапаны за
компрессором, называемые выпускными или сбросными, которые
стравливают значительную часть воздуха в атмосферу, уменьшая расход
через турбину и регенератор (при его наличии). Другое назначение
выпускных клапанов - уменьшать динамический заброс оборотов силовой
турбины при сбросах нагрузки.

Внезапные сбросы нагрузки характерны больше для энергетических
ГТУ, в том числе и для установленных на многих компрессорных станциях
газопроводов газотурбинных электростанций собственных нужд, но
возможны и в приводных ГТУ. Прекращение поступления топлива после
сброса и срабатывания защиты происходит через несколько десятых
секунды - в основном в зависимости от вместимости трубопровода
топливного газа между регулирующим клапаном и горелками. Режим сброса
нагрузки представляет интерес больше для регенеративных ГТУ,
суммарный объем воздушного тракта которых может вызвать заметный
заброс частоты вращения силовой турбины, а также для агрегатов,
оснащенных утилизационным подогревателем топливного газа,
увеличивающим вместимость топливопровода. Полный сброс нагрузки
может вызвать в регенеративной ГТУ заброс оборотов силового вала на 5-
15 % Объясняется это тем, что вся мощность силовой турбины уходит на
разгон силового вала с присоединенными механизмами и на трение в
подшипниках. Значение заброса растет с увеличением вместимости
воздухопроводов к регенератору и от него и массы самого регенератора,
разогретого до рабочей температуры, а также при малом моменте инерции
силового вала. Открытие сбросных клапанов достаточно большого сечения
уменьшает заброс частоты вращения, однако при топливопроводе
значительной вместимости может вызвать кратковременный заброс
температуры газа.

Как указано выше, использованием регулируемых направляющих
аппаратов турбомашин можно улучшить динамические характеристики ГТУ.
Так, открытие лопаток РСА силовой турбины при разгоне понижает
температуру газа и отдаляет рабочую точку от границы помпажа
компрессора (КВД), а при полном сбросе нагрузки уменьшает заброс
частоты вращения силового вала. Резкое прикрытие направляющих лопаток
на входе в компрессор одновременно с закрытием топливного клапана при
сбросе нагрузки также уменьшает заброс частоты вращения силовой
турбины, так как при этом сразу падает расход рабочего тела. Прикрытие
ВНА компрессора должно быть согласовано с вместимостью
топливопровода, чтобы не вызвать заброса температуры газа.

При анализе переходных процессов кроме режимов неустойчивой
работы компрессора важен также нижний предел собственной устойчивости
турбокомпрессора, чаще называемый режимом самоходности. Чем выше
расчетная степень сжатия ГТУ, тем меньше обороты самоходности в
процентах по отношению к рабочим. Нижний предел собственной
устойчивости зависит также от системы регулирования компрессора, от
внутренних КПД турбомашин в этой зоне, температуры газа, отчасти
температуры воздуха.

6.8.	Пуск и останов приводных ГТУ

Запуск ГТУ - сложный переходный режим, для осуществления
которого необходимо четкое взаимодействие различных устройств и систем,
управляемых по заданной программе. В отличие от транспортных ГТД для
ГТУ компрессорных станций продолжительность запуска не имеет
решающего значения при выборе средств и технологии пуска. Для запуска
ГТУ, как и других двигателей внутреннего сгорания, необходим внешний
источник энергии. С его помощью нужно довести газогенераторную часть
ГТУ сначала до тех оборотов, при которых возможно и безопасно для ГТУ
воспламенение топлива в камере сгорания, а затем вместе с турбиной
повысить частоту вращения газогенератора до такого режима, при котором
работа расширения будет больше работы сжатия и пусковой двигатель
можно будет отключить. Чаще всего для пуска используют потенциальную
энергию перекачиваемого газа благодаря простоте способа и
кратковременности запуска. Если пусковой двигатель представляет собой
турбодетандер на природном газе, то в принципе можно использовать часть
энергии, сообщенной газу на КС, перепуская через турбодетандер газ с
нагнетания станции на всасывание (;гтд = 1,3...1,4). Возможна утилизация
в турбодетандере потенциальной энергии дросселируемого топливного газа
(тттд = 2,5...3,5). Однако эти способы не получили распространения из-за
недостаточной простоты и не годятся при пуске первого агрегата КЦ.
Возможен также запуск резервной ГТУ с помощью воздушной турбины,
использующей воздух, отбираемый за компрессорами работающих
агрегатов. Недостаток этого способа - необходимость подогрева воздуха с
целью экономного его расходования, что усложняет решение, а для пуска
первого агрегата необходим поршневой или винтовой компрессор и
аккумулирующая емкость

Максимальная простс ’ * постоянная готовность к работе присущи
способу использования потенциальной энергии в турбодетандере частично
сдросселированного природного газа с выпуском отработавшего газа в
атмосферу. Этот способ получил повсеместное распространение, а
используемый газ называют пусковым. Турбодетандер - главная часть
пускового устройства (стартера), включающего обычно также зубчатый
редуктор и расцепную муфту, соединяющую пусковой двигатель с валом
турбокомпрессора в начале запуска и отключающую его по достижении
турбокомпрессором режима самоходности. Для двухвальных ГТУ при
рациональной системе запуска обычно достаточна номинальная мощность
турбодетандера в пределах 0,015...0,03 от полезной мощности ГТУ, для
трехвальных ГТД на подшипниках качения существенно меньше Важно,
чтобы на всех режимах работы турбодетандера был обеспечен достаточный
крутящий момент, что достигается выбором передаточного отношения
редуктора. Давление пускового газа принимают преимущественно в
пределах 0,5-1,5 МПа (;гтд = 5... 15). Для срабатывания соответствующего
этому 7ГТД сравнительно большого теплоперепада пусковую турбину
выполняют большей частью с двухвенечным рабочим колесом, иногда
центростремительной или осевой одноступенчатой. У двухвенечного
турбодетандера оптимальная степень парциальности (доля дуги подвода
газа) не более 0,5. Пусковую турбину проектируют с учетом ее работы при
отрицательных температурах, так как пусковой газ не подогревается.

Для двухвальной ГТУ на подшипниках скольжения оптимальная
частота вращения турбодетандера при номинальной мощности,
пересчитанная на вал компрессора, большей частью составляет 0,3...0,4 от
основной рабочей частоты вращения турбокомпрессорного блока. Крутящий
момент турбодетандера на начальном этапе пуска в 2...2,4 раза больше но-
минального. Это обычно обеспечивает страгивание ротора
турбокомпрессора стационарной ГТУ при практически сухом трении покоя,
если нет существенных задеваний в уплотнениях. После выхода на частоту
вращения образования масляного клина в подшипниках турбокомпрессора
момент сопротивления ротора турбокомпрессора резко падает, частота
вращения вала быстро растет, мощность турбодетандера тоже возрастает
из-за приближения к оптимальному и/с^а крутящий момент снижается. На
случай выхода из строя расцепной муфты или зубчатой передачи
турбодетандер снабжают автоматом безопасности электрического или
механического типа.

Кроме турбодетандеров в качестве пусковых двигателей ГТД на КС
используют также объемные пневматические двигатели с выдвижными
пластинами. При равной мощности с турбодетандером оптимальная
быстроходность их меньше, а крутящий момент больше, что упрощает
передачу к валу компрессора.

Для газотурбинных двигателей с легкими роторами компрессоров
предпочтительно использование для запуска электрического стартера.

В трехвальных ГТД и ГТУ возможна раскрутка пусковым двигателем
как вала ВД, так и НД. Однако требуемая мощность стартера при установке
его на блоке ВД в три-четыре раза меньше, чем при установке на валу НД.
Например, для запуска ГТД НК-16СТ мощностью 16 МВт путем раскрутки
вала ВД достаточна мощность пусковой турбины около 100 кВт. Поэтому
присоединение стартера к блоку ВД предпочтительно. Возможна установка
пусковых двигателей на обоих валах, что позволяет уменьшить скольжение
роторов в период запуска.

Зубчатая передача представляет собой большей частью одно- или
двухступенчатый цилиндрический или конический редуктор. В двигателе
НК-16СТ применен планетарный редуктор. Поскольку зубчатый привод
пускового устройства работает при больших окружных скоростях и в
некоторых конструкциях ГТУ сильно нагружен, для него необходима
хорошая смазка и тщательность сборки при ремонтах. Выходной вал
зубчатого привода соединен с ротором компрессора через расцепную
муфту, которая должна осуществлять надежную передачу крутящего
момента при разгоне турбоблока, а по достижении самоходности отклю-
чаться на ходу. При легких роторах приемлемы роликовые обгонные муфты.
Достоинство их - возможность "подхватывания" ротора на ходу, что удобно
при неудавшемся и повторяемом пуске. Недостатки - необходимость
большой точности изготовления, опасность повреждения
высоконагруженных роликов. Применяют также фрикционные, зубчатые и
кулачковые расцепные муфты, приводимые в действие с помощью масла
под давлением и специальным механизмом. Некоторые турбостартеры
имеют систему регулирования давления газа перед соплами с целью
избежать перегрузки муфты и самого турбодетандера и, в частности,
повреждения его упорного подшипника. Уплотнения турбодетандеров
выполняют преимущественно в виде угольно-графитовых колец с выпуском
просочившегося газа в свечу.

Для воспламенения топливного газа по достижении газогенератором
подходящей частоты вращения служит пусковая система зажигания. Обычно
она включает две свечи, дающие поверхностный электрический разряд,
источником которого может быть высоковольтная катушка или конденсатор,
накапливающий энергию. Поверхность свечи может заносить остатками
несгоревшего топлива. Для исключения этого в некоторых конструкциях
свечу удаляют из зоны горения сразу после воспламенения. Применяют
также воспламенительные системы с форкамерами, в которых чистота
запальных свечей обеспечивается прекращением горения в объеме
форкамеры после того, как свеча перестает искрить. В трубчатых камерах
сгорания распространение пламени из секций с воспламенителями в
остальные происходит с помощью пламеперекидных патрубков, так как в
жаровых трубах, где нет горения, давление меньше.

Топливопитание при пуске осуществляют через специальный клапан,
называемый дежурным или пусковым. Задача этого клапана - подать
сравнительно небольшое количество топлива, необходимое для горения
при еще малом расходе воздуха, а в дальнейшем увеличивать подачу
топлива до момента вступления в работу основного топливоподающего
клапана. Открытие дежурного клапана управляется регулятором пуска
(топливным автоматом запуска). Практикуют и подачу пускового топлива
через основной регулирующий клапан при специальном его
профилировании. В двигателе НК-16СТ в качестве пускового
топливопитания используют пусковой газ, поступающий к турбодетандеру,
давление и расход его регулируются специальным устройством.
Рис.6.10. Протекание основных пусковых
операций на характеристике двухвальной
ГТУ:

АВ - холодная прокрутка; ВС - зажигание;

СД - режим сопровождения; ЕЕ’ -закрытие
противопомпажных клапанов; E’F - прогрев
на режиме самоходности; FO - нагружение;

1	-	= (0,2...0,3)по;

2	- иоткл =(0,45...0,55)й0; 3 - обороты
окончания открытия ПНЛ; 4 - граница
устойчивости при открытых ПНЛ; 5 -
граница устойчивости с прикрытыми ПНЛ

Процесс самого запуска можно разделить на несколько этапов:
холодная прокрутка, воспламенение топлива, разгон в режиме сопровож-
дения турбодетандером, отключение пускового устройства, продолжение
разгона (с закрытием противопомпажных клапанов) до выхода на режим
минимальной мощности или холостого хода. Вначале после включения
вспомогательного (пускового насоса), проверки защит и выполнения всех
предпусковых условий пусковой двигатель раскручивает ротор
турбокомпрессора (каскад ВД в трехвальном двигателе) до частоты вра-
щения зажигания. В стационарных ГТУ лучше принимать их в пределах
максимальных, обеспечиваемых работой самого турбодетандера. Это
создает идентичность условий зажигания топлива и повышает надежность
воспламенения. После этого включается запал и подается топливный газ.
После загорания топлива точка рабочего режима сразу приближается
к границе устойчивой работы (рис.6.10). Температура газов после зажигания
при достаточном запасе устойчивости компрессора обычно вполне
приемлема в пределах 300...400 °C, так как возникающие при этом тем-
пературные напряжения существенно ниже, чем при внезапном останове
нагруженной ГТУ. Однако, если о температуре после камеры сгорания
судить по температуре за турбиной, то за счет поглощения теплоты
холодными деталями турбины показания приборов будут искажать
действительную картину. Отработку режима воспламенения после ремонтов
следует вести при непосредственном измерении температуры перед
турбиной. С зажженной камерой сгорания турбина развивает достаточную
мощность для продолжения разгона, и частота вращения турбокомпрессора
быстро возрастает. При повышении частоты вращения мощность
турбодетандера увеличивается до оптимального значения и/с^ , а затем
начинает падать. Этап продолжения разгона при совместной работе тур-
бины и стартера - режим сопровождения. К концу этого этапа температуру
перед турбиной целесообразно довести до 500...600 °C, если нет
препятствий по устойчивости компрессора. При частоте вращения блока
приблизительно 45...55% от номинальной для двухвальной ГТУ и 30...40%
для блока ВД трехвального ГТД обычно уже имеет место самоходность,
после чего пусковую турбину можно отключить. При этом обороты ее
максимальны, но и/сад значительно больше оптимума и мощность мала.
Прикрытие лопаток ВНА компрессора повышает обороты самоходности и
отключения стартера. Чем выше расчетное тгк, тем ниже относительные
обороты самоходности. В регенеративных ГТУ с малым при неудачном
выборе передаточного отношения редуктора и в ГТУ с плохим состоянием
проточной части турбомашин обороты самоходности могут доходить до 80%
от номинальных.

После отключения пускового устройства, а еще лучше сразу после
закрытия противопомпажных клапанов желательна выдержка для прогрева
горячих частей ГТУ. Рекомендуемый режим прогрева и его длительность
оговариваются заводами - изготовителями оборудования. Цель прогрева -
выравнивание температур сопряженных деталей (например, болтов и
фланцев), достижение равномерного температурного поля в
разнотолщинных деталях для снижения термических напряжений. Однако
прогрев таких деталей, как роторы турбин и компрессоров, корпусы с
внутренней изоляцией, заканчивается спустя 1...1.5 ч и более после запуска
и нагружения.

Чрезвычайно важно обеспечение достаточного запаса по устойчивой
работе компрессора на протяжении всего периода запуска с учетом того, что
при разгоне ротора точки линии рабочих режимов на характеристике
компрессора расположены левее, чем при установившихся режимах.
Высоконапорный компрессор двухвальной ГТУ простого цикла на малых
оборотах обязательно проходит через зону вращающегося срыва первых
ступеней, захватывающего периферийную часть лопаток. Для уменьшения
динамического воздействия потока на лопаточный аппарат над рабочими
лопатками выполняют на статоре противосрывные устройства в виде косых
щелей, перфорации и т.п. Существенное уменьшение угла атаки рабочих
лопаток достигается с помощью прикрытия поворотных направляющих
лопаток. Неравномерность температуры или давления потока на входе в
компрессор, вызванная подмешиванием горячего воздуха или газов (с
целью предотвратить обледенение входного тракта) или обледенением
силовых стоек и лопаток ВНА, приближает границу устойчивой работы
компрессора к линии рабочих режимов. При открытии противопомпажных
клапанов расход через первые ступени возрастает, линия рабочих режимов
смещается вправо. Желательно иметь возможность выпуска воздуха в
компрессоре за третьей или четвертой нерегулируемыми ступенями, а
повторный выпуск - еще через три-четыре ступени после первого. Если ГТУ
снабжена регулируемым сопловым аппаратом силовой турбины, то его
максимальное открытие заметно смещает линию рабочих режимов в
область пониженных температур, т.е. вправо, и позволяет исключить одну
группу противопомпажных клапанов. При закрытии противопомпажных
клапанов частота вращения турбокомпрессора и давление за ним
возрастают.
Запуск ’’горячей" ГТУ после кратковременной стоянки требует
повышенного внимания от эксплуатационного персонала, так как возможно
наличие теплового искривления ротора и статора (упругий прогиб вверх). В
этом случае при вращении ротора не исключены задевания по лопаточному
аппарату и в уплотнениях на нижней половине статора. Из-за сжатия в
компрессоре с подводом теплоты от неостывших деталей проточной части
нарушается согласование ступеней компрессора, возникает более
интенсивный вращающийся срыв, чем при ’’холодном’’ запуске. При
загрязненном лопаточном аппарате компрессора и увеличенных зазорах в
проточной части турбомашин может наблюдаться ’’зависание’’ двигателя,
когда увеличение подачи топлива не повышает частоту вращения ротора,
а вызывает переход компрессора на левую ветвь характеристики. Этот
режим опасен для прочности лопаток компрессора, и пуск должен быть
прекращен. Внешне о нем можно судить также по пониженному давлению
за компрессором и повышенной вибрации двигателя.

К неотмеченным выше особенностям запуска трехвальных ГТУ и ГТД
следует отнести также следующие. Необходима предварительная прокрутка
обоих турбокомпрессорных блоков. После зажигания рабочая точка на
характеристике КВД также приближается к границе устойчивости. Поэтому
целесообразно оснащение КВД одним, а при больших тгквд двумя-тремя
рядами поворотных направляющих лопаток. При установке стартера только
на валу ВД в период холодной прокрутки перед КВД образуется разрежение.
Вал НД приходит во вращение вначале из-за авторотации (просос воздуха
через КНД), а в дальнейшем вследствие образования теплоперепада на
ТНД после раскрутки каскада ВД. По мере увеличения перепада на ТНД
обороты вала НД растут, увеличивается давление перед и за КВД, и
двигатель быстро достигает режима самоходности. Для запуска
трехвальных ГТД нередко устанавливают стартеры на обоих
турбокомпрессорных блоках, что позволяет на этапе сопровождения
уменьшить отставание частоты вращения вала НД и понизить температуру
перед ТВД Между КНД и КВД, как правило, организуют противопомпажный
выпуск воздуха. При больших тгк в КВД также необходим
противопомпажный клапан. В конце периода запуска открытый клапан
может повлиять на давление в разгрузочных полостях подшипниковых
узлов, исказить температурное поле за камерой сгорания. Моментом
окончания запуска обычно считают или переход с вспомогательного
маслонасоса на главный, или достижение режима холостого хода.

Нормальный останов предусматривает постепенную разгрузку ГТУ до
минимальных оборотов самоходности, выдержку для снижения тем-
пературы, после чего полностью прекращается подача топлива в камеру
сгорания. В трехвальной ГТУ при очень быстром снижении температуры
газа возможно попадание КНД в помпаж. Как в ГТУ на подшипниках
скольжения, так и в ГТД на подшипниках качения целесообразна фиксация
длительности выбега роторов до полной их остановки, а еще лучше -
построение кривых выбега. Отклонения от эталонной кривой выбега,
полученной ранее, свидетельствуют о возможных задеваниях в уплотнениях
или проточной части или о других неисправностях. После останова ротора
турбокомпрессора обычно сразу включается валоповоротное устройство
(ВПУ). Тихоходные ВПУ предотвращают тепловое искривление ротора при
остывании ГТУ, однако при медленном вращении масляный клин в
подшипниках скольжения не образуется и возможен износ баббитового
слоя. Быстроходные ВПУ, вращающие ротор с повышенной частотой, при
которых в подшипниках скольжения поддерживается масляный клин,
предотвращают тепловой изгиб при остывании как ротора, так и статора.
Чем больше расстояние между опорами ротора и корпуса, тем значительнее
их тепловое искривление при остывании в неподвижном состоянии. Если
вращать ротор турбокомпрессора с частотой более 150...200 об/мин, то вал
силовой турбины при наличии масляного клина в подшипниках также может
продолжать вращаться за счет авторотации. Длительность остывания ГТУ
в основном зависит от частоты вращения роторов, сообщаемых ВПУ, и
оговаривается в документации заводов-изготовителей На время остывания
также влияют перекрытие газовоздушного тракта (при тихоходном ВПУ) и
в меньшей мере температура окружающего воздуха. При выводе ГТУ в
ремонт и в других необходимых случаях проводят ускоренное
расхолаживание ГТУ с помощью пускового турбодетандера. При этом
желательно использование в качестве рабочего тела воздуха от соседних
работающих ГТУ.

Аварийный останов осуществляется системой защиты агрегата или
персоналом со щита управления и является наиболее тяжелым режимом
для ГТУ, так как при внезапном погасании факела и резком охлаждении
горячих частей в выходных кромках лопаток турбины возникают большие
растягивающие напряжения, другие детали также испытывают зна-
чительные термические напряжения При аварийном останове следует
фиксировать время выбега еще и потому, что система сигнализации иногда
указывает сразу несколько причин аварийного срабатывания защиты, а
действительную еще предстоит установить.

Пуск и останов нормально проходят по программе, выполняемой
системой автоматического управления ГПА. В основу программы может
быть заложено выполнение следующей операции после получения им-
пульса о завершении предыдущей или определенное время выполнения
операций Начало пуска в любой программе - проверка выполнения
предпусковых условий. Необходимость и длительность предпусковой
вентиляции двигателя с учетом особенностей компоновки и наличия
утилизационного подогревателя топливного газа оговаривается в экс-
плуатационной инструкции При завершении останова программа должна
обеспечить работу вспомогательного маслонасоса до полного остывания
агрегата, чтобы не повредить легкоплавкий баббит в подшипниках
вследствие теплоподвода от горячих частей

Надежность запуска обычно меньше, чем надежность постоянной
работы ГТУ Объясняется это, с одной стороны, тем, что пусковые системы
функционируют периодически, а с другой стороны - сложностью и
многообразием протекающих процессов. Так, например, у стационарных
ГТУ вначале имеет место' полусухое трение в подшипниках, затем
всплывание ротора на масляной пленке, температура масла ниже рабочей,
а вязкость его выше; после воспламенения топлива и при прогреве ГТУ в
деталях могут возникнуть опасные деформации, так как размеры всех
горячих деталей увеличиваются; активно работает система регулирования
компрессора (при сухом трении в цапфах поворотных направляющих
лопаток), происходит перестройка работы маслосистемы, температура
воспламенения зависит от атмосферных условий и т.д. ГТУ работает при
пуске с меньшим запасом по устойчивости компрессора, возможны отказы
в работе некоторых систем запуска. Поэтому пуск требует от
эксплуатационного персонала понимания происходящих процессов и
высокой внимательности.
Глава 7. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАГНЕТАТЕЛИ ПРИРОДНОГО ГАЗА

7.1.	Особенности термодинамических свойств природного газа

Природный газ обычно является смесью газов. Чисто газовые
месторождения содержат в основном метан и небольшое количество других
газов. В газоконденсатных месторождениях увеличено количество тяжелых
углеводородов. Содержание компонентов в газе укладывается в пределы,
% по объему: метан 83...98,6; этан 0,3...8; пропан 0,1...2; высшие
углеводороды 0.. 1,5, углекислый газ 0...4, азот 0...5. По ГОСТ 23194-83
для расчетов нагнетателей природного газа и других компримирующих
машин принимают, % по объему: СН4 98,6; С2Н6 0,12; С3Н8 0,02; С4Н10 0,1;
СО2 1,01; N2 0,12. Газ, содержащий сероводород и большое количество
углекислоты, подвергают очистке от этих примесей до закачки в
магистральный газопровод.

Удельная работа сжатия максимальна при наиболее легком газе.
Поэтому для расчетов нагнетателей принимают состав с максимальным
содержанием метана, а при более тяжелом газе нагнетатель потребляет
номинальную мощность на несколько сниженной против номинальной
частоте вращения. Плотность природного газа pv указанного состава при
нормальных условиях 0,682 кг/м3, других природных газов большей частью
находится в пределах 0,66...0,8 кг/м3. Нормальными условиями для
природного газа принято давление 101,3 кПа и температура 20 °C.
Плотность воздуха /?в при этих условиях 1,205 кг/м3. Принято также
указывать относительную плотность газа по воздуху Д = рг/ръ. Низшая
теплота сгорания природного газа лежит в пределах 31...38 МДж/м3.
Плотность в рабочем состоянии определяют как функцию давления и
температуры Для природного газа, как и для многих других реальных газов,
уравнение состояния справедливо в виде

р = pzRT,
где г - коэффициент сжимаемости - переменная величина, зависящая от
давления и температуры; R - газовая постоянная, характеризующая работу
1 кг газа при нагреве его на 1 °C при постоянном давлении. Чем больше
давление газа и ниже его температура, тем сильнее отклоняется поведение
реальных газов от идеальных. Например, для чистого метана при
температуре 20 °C и давлении 4,5 МПа z = 0,91, а при давлении 6 МПа
z = 0,89. С увеличением содержания тяжелых углеводородов z снижается.
При нормальных условиях z = 1.

Для определения R нужно знать состав природного газа или
относительную плотность газа по воздуху. Для воздуха можно принять
R(< = 287/(кг-К), тогда для природных газов /?г = 287/Д Дж/(кг К). Для газа
расчетного состава согласно ГОСТ 23194-83 Д = 0,566 и
R = 506,85 Дж/(кг К). Коэффициент сжимаемости z определяют по номо-
граммам ВНИИГАЗа, в основу которых положены данные, проверенные
экспериментально. В них z зависит от температуры, давления и
относительной плотности газа по воздуху. Для реальных газов R * ср - си,

а показатель адиабаты к*ср1си. Величины ср, си и к определяют
также с учетом функций сжимаемости [3]. В приближенных расчетах для
природных газов можно принять к = 1,3... 1,31. Теплоемкость природного

’	п

газа с =----zR также зависит от состава, температуры и давления.

р к-\

При промышленных испытаниях нагнетателей на природном газе
уточненные значения к находят в зависимости от параметров процесса и
плотности газа [22].

За исключением специально оговоренных случаев, расчеты проводят
с сухим газом. Влажность природного газа способствует образованию
кристаллогидратов - веществ из ассоциированных молекул углеводородов
и воды, имеющих кристаллическую структуру. Образованию гидратов
способствует в общем случае охлаждение газов и снижение давления газа
до достижения точки росы, т.е. температуры, при которой газ становится
насыщенным при данном давлении и количестве водяного пара. Гидраты
могут заносить проходные сечения тракта при местном увеличении скорости
потока, например, в регулирующей арматуре и т.п. Вследствие коррозии
внутренней поверхности трубы, периодических гидравлических испытаний
отдельных участков газопровода и обвязки КС, недостаточно качественной
очистки газа на головных сооружениях и других причин транспортируемый
газ может содержать частицы пыли и капельной жидкости. До поступления
в центробежные нагнетатели газ должен быть тщательно очищен.

Очищенный от примесей газ не имеет ни цвета, ни запаха. Для повы-
шения безопасности его одорируют, т.е. придают ему резкий запах за счет
подмешивания специальных веществ - одорантов. Общеизвестна
взрывоопасность природного газа при содержании его в воздухе от 4,5 до
17%.

7.2.	Ступень центробежного нагнетателя

Центробежные нагнетатели (газовые компрессоры) являются
основной рабочей машиной компрессорных станций газопроводов. В
большинстве случаев они выполняются одно- или двухступенчатыми и
представляют собой стационарные турбомашины сравнительно большой
массы.

Главными составными частями ступени центробежного нагнетателя
(ЦН) являются рабочее колесо и диффузор. Схема лопаточной решетки
рабочего колеса с треугольниками скоростей на входе и выходе
представлена на рис.7.1. При вращении рабочего колеса на входе его
создается разрежение. Поступающий в межлопаточное пространство газ
под действием центробежных сил движется в плавно изогнутых каналах
рабочего колеса. Поток в ступени ЦН пространственный. Абсолютную
скорость движения газа с рассматривают относительно статора
компрессора. Ее можно представить, как геометрическую сумму трех
составляющих: осевой са, радиальной сг и окружной с1(. Скорость
движения частиц газа относительно элементов рабочего колеса нагнетателя
называют относительной и обозначают w. Ее также можно разложить на
составляющие. Скорость движения элементов рабочего колеса и является

Рис.7.1. Схема лопаточной решетки рабочего колеса с треугольниками
скоростей на входе и на выходе

Для ЦН, как и для других турбомашин, справедливо уравнение
неразрывности в виде G = pcF, а для радиальной части в виде
V - 7rDb тсг, где И - объемный расход; D и b - соответственно диаметр и
ширина канала; т - коэффициент стеснения сечения лопатками. Отношение
расходной составляющей скорости к окружной скорости называют
коэффициентом расхода ср. Для радиальной части рабочего колеса
(р - сг/и, для выхода (р2г = с2г/и2. Вторым уравнением, характерным для
турбомашин, является уравнение движения (уравнение Эйлера).
Применительно к единице массы рабочего тела, прошедшей через рабочее
колесо ЦН, его используют в виде Яад = u2c2ll ~u\c\ir гДе c2w’ '
проекции абсолютной скорости на окружное направление. Это уравнение не
учитывает трения и сжимаемости газа и получено при бесконечно большом
числе лопаток. Отношение доли энергии в ступени, превращенной в
потенциальную энергию давления, ко всей энергии, переданнбй потоку в
рабочем колесе, называют степенью реактивности. В нагнетателе
природного газа (НПГ) применяют ступени только со значительной
реактивностью, т.е. умеренно напорные.

Пользуются также понятием коэффициента теоретического напора
= 7/ад/«2 • ПРИ с\и = О ~ с\и/и1 • практике иногда используют
=2c2„/zz2.

Под степенью сжатия нагнетателя здесь понимается отношение
давлений, т.е. = р2н/Р|н •

7.3.	Применяемые типы центробежных нагнетателей
и их рабочих колес

По развиваемому отношению давлений центробежные компрессорные
машины (ЦКМ) разделяют на вентиляторы, нагнетатели и компрессоры.
Вентиляторы имеют ягн < 1,15, нагнетатели большей частью тгн = 1,1...2,2.
Центробежные компрессоры - компримирующие машины на более высокую
степень сжатия, в промышленных установках они снабжены обычно
промежуточными охладителями воздуха для снижения потребляемой
мощности. В англоязычной технической литературе нагнетатели природного
газа называются газовыми компрессорами, иногда бустерами. При заданном
напоре все ЦКМ с использованием центробежных сил требуют меньшей
частоты вращения и окружной скорости, чем осевые машины. Кроме того,
нагнетатели центробежного типа менее чувствительны к наличию капель
влаги и частиц пыли в транспортируемом газе.

При = 1,2... 1,32 нагнетатели природного газа выполняют
преимущественно одноступенчатыми, при л*н = 1,35... 1,7 - двухступен-
чатыми, а при большей степени сжатия необходимо уже три или даже
четыре ступени. На линейных КС, расположенных по трассе магистрального
газопровода, обычно достаточна степень повышения давления
тгкс - 1,3... 1,6. На отечественных магистральных газопроводах наиболее
распространено лгкс - 1,35... 1,45. Большей частью для обеспечения такого
напора применяют последовательное соединение двух одноступенчатых
нагнетателей или параллельное соединение двухступенчатых нагнетателей.
Большинство поставляемых НПГ на линейные КС в настоящее время имеет
две ступени. При неполной пропускной способности газопровода
предпочтительно держать на выходе из КС расчетное давление, т.е.
максимально допустимое по условиям прочности трубы, так как при этом
объемный расход газа по трубопроводу минимален, следовательно,
минимальны и энергетические затраты на транспортировку заданного
количества газа. Стандартными давлениями для отечественных
газопроводов является 7,5 и 5,5 МПа. На головных сооружениях
газопроводов (головные или дожимные КС) используют также НПГ на
меньшее давление, например 4,1; 2,4 МПа и т.д.

Важнейшими требованиями к центробежным нагнетателям природ-
ного газа с приводом от ГТУ являются:

1.	Приспособленность конструкции нагнетателя к работе с перемен-
ной частотой вращения, к обеспечению разнообразных условий эксплуа-
тации на различных КС, к параллельной работе с центробежными нагне-
тателями других типов. (В многониточных газопроводах на каждую линию
сооружают один компрессорный цех со своими ГПА). При последовательном
соединении каждый нагнетатель должен быть пригодным для работы, как
первым, так и вторым в группе.

2.	Высокая надежность конструкции при любых проектных режимах
эксплуатации. Ущерб от ненадежности во много раз перекрывает затраты
на разработку безотказной конструкции и стабильной технологии ее из-
готовления.

3.	Максимальная экономичность, определяемая целесообразными за-
тратами на ее обеспечение. В принципе возможно создание более эконо-
мичных нагнетателей, чем применяемые в настоящее время на КС, но за
счет усложнения конструкции и использования новейших знаний в области
проектирования ЦКМ.

4.	Производственная, транспортная, монтажная, эксплуатационная и
ремонтная технологичность. Под технологичностью здесь понимается
минимизация трудовых и материальных затрат соответственно на изго-
товление, транспортировку, монтаж, эксплуатацию и ремонт в конкретных
предусмотренных заказом условиях выполнения этих операций.

При требовании минимальной стоимости жестких ограничений к массе
нагнетателя обычно не предъявляется.

Важнейший параметр при разработке ЦН - расчетная частота враще-
ния. Для приводящей нагнетатель силовой турбины ГТУ предпочтительна
умеренная частота вращения, так как у нее объемный расход существенно
больше, чем у нагнетателя, и повышение расчетных оборотов ведет к росту
потерь с выходной скоростью. В нагнетателе же высокая частота вращения
улучшает основные технико-экономические показатели: снижает размеры
и массу и повышает внутренний КПД. Хороший ориентир при выборе
частоты вращения - использование понятия коэффициента удельной
быстроходности ступени Кп или безразмерного числа оборотов [5]:

где Ф-условный коэффициент расхода, Ф = 4гДл£>2и2)-

Наиболее эффективные ступени ЦН имеют Ф~0,05, т.е. Ф также
является безразмерным параметром, характеризующим эффективность
ступени. Коэффициент теоретического напора желательно ограничить
^=0,5. Для эффективных ступеней КПД достигает максимума при
коэффициенте £„=0,35...0,65. Эти цифры относятся к чисто радиальным
ступеням (без осевой части). Разработчики ЦН обычно стремятся к
минимальному Кп, обеспечивающему заданную экономичность, так как
излишняя быстроходность затрудняет создание упорного подшипника с
высокой несущей способностью, повышает чувствительность конструкции
к возможной разбалансировке ротора нагнетателя в процессе эксплуатации.

Рис.7 2. Схема ступени ЦН

а - промежуточная; б - концевая; 1 - рабочее колесо; 2 - диффузор; 3 - обратный
направляющий аппарат; 4 - сборная камера, d - диаметр ступицы; Д, Р2 ’
диаметр соответственно на входе и выходе рабочего колеса, ZX, Z)4 - диаметр
соответственно на входе и выходе диффузора, D5, D6 - диаметр соответственно
на входе и выходе обратного направляющего аппарата, Ь\, 62 ’ ширина
соответственно на входе и выходе рабочего колеса, Ь3 - ширина диффузора

Ступень ЦН может быть либо промежуточной, либо концевой (рис.7.2).
В одноступенчатом нагнетателе имеется только концевая ступень, а в
двухступенчатом нагнетателе первая ступень - промежуточная, а вторая —
концевая Главный элемент ступени - рабочее колесо 1, состоящее из
основного и покрывающего диска, соединенных лопатками Диффузор 2
может быть лопаточным и безлопаточным. Основное повышение давления
в ступени происходит в рабочем колесе как за счет разгона потока под
действием центробежных сил, так и за счет приращения давления при
движении рабочего тела по диффузорным межлопаточным каналам. В
кольцевом диффузоре вокруг рабочего колеса происходит преобразование
скоростного напора в статическое давление. Однако поток еще остается
сильно закрученным в направлении вращения. В промежуточной ступени по
ходу рабочего тела за диффузором следует обратный направляющий
аппарат, основная задача которого развернуть закрученный поток до
осевого направления, чтобы обеспечить нормальный вход в следующее
рабочее колесо. В концевой ступени за диффузором (по потоку) следует
сборная камера. Кольцевое пространство между промежуточной ступенью
и обратным направляющим аппаратом называют поворотным коленом.

7.4.	Геометрические и газодинамические параметры
рабочего колеса

По типу конструкции в центробежных компрессорных машинах раз-
личают рабочие колеса открытого, полуоткрытого и закрытого типов. Колеса
открытого типа не имеют ограничивающих вращающихся поверхностей по
бокам лопаток, их вообще применяют редко, в так называемых
диагональных ступенях при небольшой высоте лопаток. Колеса полу-
открытого типа обычно используют в осерадиальных ступенях с радиально
оканчивающимися лопатками, составляющими одно целое с основным
диском. Таким рабочим колесам свойственна максимальная прочность при
высоких окружных скоростях, что позволяет получить большие отношения
давлений л ступени. Степень реактивности таких колес около 0,5.
Применяют их в центробежных компрессорах транспортных ГТД, в агрегатах
наддува двигателей внутреннего сгорания, в качестве концевых ступеней
осерадиальных компрессоров и т.д. Рабочие колеса закрытого типа с
загнутыми назад лопатками (в сторону, обратную направлению вращения)
наиболее распространены в стационарном компрессоростроении, так как
они обеспечивают наиболее высокий КПД. Практически все НПГ имеют
закрытые рабочие колеса, причем энергия сообщается потоку
преимущественно в радиальной части колеса, т.е. между диаметрами Dx и
Dz (см. рис.7 2). Некоторые зарубежные фирмы применяют в НПГ закрытые
осерадиальные и диагональные колеса с лопатками, загнутыми назад.
Достоинство осерадиальных колес - более высокий напор при одинаковых
окружных скоростях. Недостатки - повышенная сложность изготовления и
более узкий диапазон эффективных рабочих режимов.

Наибольшее распространение получили рабочие колеса радиального
типа с цилиндрическими однорадиусными лопатками, а в последние
десятилетия при достаточно больших отнощениях e2/Z)2 " колеса
пространственного типа с закрученными лопатками. Их называют также 3D.

Наиболее важный геометрический параметр рабочего колеса —
выходной угол лопаток /А (рис.7.3). Из рассмотрения геометрии лопаток
можно заключить, что при снижении угла выхода /?2 уменьшается уширение
и диффузорность межлопаточного канала, т.е. колесо становится более
реактивным и, следовательно, экономичным. В действительности в рабочих
колесах с углом выхода /?2 = 22...33° потери энергии минимальны, но и
напор наименьший. Их называют рабочими колесами насосного типа.
Степень реактивности их близка к 0,75...0,7. Среднее положение занимают
рабочие колеса компрессорного типа с углом /?2 ~ 35...55 °, которые могут
создать больший напор при несколько меньшей экономичности. Их степень
реактивности 0,65...0,6. При угле выхода лопаток /?2 =90° напор рабочего
колеса еще выше, но и потери энергии больше, чем в случае колес
компрессорного и насосного типов. В широких колесах угол (5^ желательно
иметь переменным в осевом направлении, т.е. предпочтительны
пространственные рабочие колеса. Нужно также иметь в виду, что в
центробежной ступени несовпадение геометрического /?2г и поточного
углов /?2 существенно больше, чем в осевой.

Рис 7 3. Конструктивная схема рабочего колеса:

а - чисто радиального с фрезерованными цилиндрическими лопатками,
б - осерадиального с предкрылком и приварными лопатками к основному и
покрывающим дискам

Наружный диаметр рабочего колеса D2, который следует относить к
выходным кромкам лопаток, выбирают исходя из располагаемой частоты
вращения и заданного напора. При тгн = 1,22... 1,25 для стальных колес
вполне приемлема окружная скорость w2 =240...270 м/с, которая
обеспечивает умеренный угол выхода /?2 и достаточно высокую эконо-
мичность. При необходимости достижения большей степени сжатия пери-
ферийную окружную скорость повышают до 320 м/с, а иногда и больше.
Ограничение окружной скорости связано с прочностью, увеличением потерь
трения и эрозионной стойкостью рабочего колеса. Окончательный выбор
D2 увязывают также с отношением b2 / D2 (см. ниже).

Внутренний диаметр Dx относят обычно к середине входных кромок
лопаток. В чисто радиальных колесах распространено втулочное отношение
D}/«0,5, которое позволяет получить достаточно прочные и
экономичные рабочие колеса. В практике компрессоростроения диапазон
применяемых втулочных отношений Dx/D2 = 0,42...0,65.

Важным параметром является также ’’внутреннее” втулочное
отношение d = d/D2 , так как его размер влияет на величину входной
скорости при принятом Д. Предпочтительно иметь d <0,3, что для
двухступенчатых ЦН обычно приводит к использованию "гибких” роторов,
Т е. С Л7Кр < Яраб •

При выбранных размерах D2 и D}, угле j32 и окружной скорости
можно оценить адиабатический напор ступени, который согласно уравнению
движения Эйлера = и2с2и — ЩСХи. При отсутствии закрутки потока на
входе сХи = 0 и //ад ~и2с2и- Заметим, что величина Д при сХи =0 не
влияет на напор, создаваемый рабочим колесом.

Проекцию скорости с2и можно определить из треугольника скоростей
на выходе из рабочего колеса после выбора числа лопаток. Действительный
напор ступени, который нужно обеспечить, определяется ее степенью
сжатия и начальной температурой газа.

(	кА А

к-1	к-\

\	7

где 7/П01	- политропный КПД ступени; к - показатель адиабаты; z -

коэффициент сжимаемости, R - газовая постоянная; Тх и Т2 - температуры
до и после ступени.

В двухступенчатом нагнетателе степень сжатия ян =fljCT^2CT, а
напор Ни = //Д| + //д2. Потребляемая нагнетателем мощность

М. =HHGr + N\K^,

где G - массовый расход газа, 2VMex - мощность механических потерь и
приводимых механизмов. Достаточность действительного напора, т.е. с
учетом потерь, рассмотрена ниже.
Объемный расход на входе в первую ступень Г|=Сгц, где
ц = zRr Tjp\\ р} = Рт/Лн • Этот расход определяет геометрию входной
части рабочего колеса, ширину Ьх и угол Дг (см рис.7.3) между
касательной к осевой линии входной части лопатки и касательной к
окружности. Из входного треугольника скоростей следует, что угол входа
потока Д зависит от соотношения щ и q (при отсутствии закрутки на
входе).

Входной угол лопаток /?1г принимают с учетом небольшого
положительного угла атаки, большей частью /?1Г = 30...42°. При
незакрученных (цилиндрических) рабочих лопатках, которые наиболее
распространены в конструкциях НПГ, Дг приблизительно постоянен вдоль
оси по ширине рабочего колеса на входе. При наличии предкрылка и
широких колесах угол Д - переменная величина. Число Маха в
относительном движении Mw - wj ^kzRvT\ для колес радиального типа
с цилиндрическими лопатками согласно рекомендациям [21], составляет
0,55...0,65. При определении W| вводят поправку на коэффициент стеснения
лопатками т = 1 - znX8j(jdDx sin //J, учитывающий число гл1 и толщину
8Л лопатки на входе.

Окончательно ширину рабочих колес на входе Ьх принимают после
выбора Ь2, сообразуясь с углом наклона покрывающего диска в (см.
рис.7.3), Наиболее прочны рабочие колеса с углом в не более 8°, который
и является предпочтительным при больших окружных скоростях.

Ширина рабочего колеса на выходе Ь2, вернее относительная ширина
h2 / D2, - его важнейшая геометрическая характеристика В отечественных
и многих зарубежных конструкциях НПГ преобладает Ь2/D2 = 0,04...0,06.
При этом рабочее колесо можно выполнить достаточно рациональным и в
отношении минимума потерь энергии, и в части прочности. При
< 0’035...0,04 заметно возрастают потери трения и вторичные
потери, а при b2/D2 >0,7...0,8 труднее обеспечить необходимую проч-
ность рабочего колеса, причем лопатки нужно выполнять пространствен-
ными. Величины Ь2 и D2 определяют также площадь и коэффициент
расхода на выходе из колеса (р2г =с2г/и2 . Оптимальный коэффициент
расхода зависит от угла /?2, например, при f32 = 32 °	= 0,2...0,25.

В результате прохождения через рабочее колесо газ получает силь-
ную закрутку в направлении вращения в абсолютном движении (зна-
чительна составляющая с2и). Треугольник скоростей на выходе (см. рис.7.3)
учитывает конечное число лопаток, т.е. угол выхода потока /?2 не совпадает
с Р2г. Это связано с тем, что из-за инерции массы газа в межлопаточных
каналах газ получает закрутку в относительном движении в обратном
направлении. В результате поток на выходе из рабочего колеса становится
неравномерным как по величине, так и по направлению скорости в пределах
каждого межлопаточного канала. Вязкость газа и поперечные перетекания
от вогнутой к выпуклой части лопаток усиливают эту неравномерность. С
увеличением числа лопаток в пределах каждого канала неравномерность
падает, но растут потери трения.

Выбор оптимального числа лопаток zn в основном зависит от соот-
ношения £),/ D2 углов Д и Д. При возрастании Dx/D2 и /32 сокращает-
ся протяженность межлопаточного канала, оптимальное число лопаток
возрастает, и наоборот. Для высоконапорных ЦН применяют так назы-
ваемые двухъярусные колеса, у которых зл2 = 2гл।, т.е. в выходной части

колеса между основными лопатками размещают укороченные
промежуточные (см. рис.7.3). Лопатки большей частью очерчивают дугами
окружности с плавным переходом от входного угла к выходному. При
большом объемном расходе и широком колесе целесообразно применение

пространственных лопаток.

Число лопаток на выходе г2л обычно находится в пределах

г2л=9...24. Оптимальный средний шаг лопаток

I

V СР 'ОПТ

= 2,5...4,0, где

/ - длина лопатки, гср - средний шаг лопаток (меньшие значения при более
толстых лопатках).

Адиабатический напор, развиваемый рабочим колесом при отсутствии
закрутки на входе, Яад = и2 • с2ид, где действительную усредненную
скорость с2г/д = f(c2tl,p2r,z2) определяют по экспериментальным данным.
В приближенных расчетах по рекомендациям А.Стодола принимают
с2пд -с2и ~ «2 sinPir • После выбора числа лопаток г2л и

определения угла потока р2 может быть определен коэффициент
теоретического напора - Ни2(р2гс^Р2}. (При определении
скорости на выходе учитывают также коэффициент стеснения лопатками
r2 = 1 - гл2 • S[(tiD2 sin Р2)).

Достаточность у/т для получения степени сжатия ступени проверяют
Г	Лкп

по формуле тгст = [I + (к -р-ч , где к - показатель адиабаты; Ми -
условное число Маха, Ми = u2/y!kzRT; у/ - коэффициент напора с учетом
потерь трения; т] - ожидаемый КПД ступени; z - коэффициент
сжимаемости. Суммарные потери энергии в рабочем колесе составляют
5...6%, т.е. они сравнительно невелики, но из-за большой неравномерности
потока эффективное преобразование в диффузоре имеющегося за рабочим
колесом скоростного напора в давление встречает трудности.

7.5.	Взаимосвязь газодинамики, прочности, конструкции и
технологии изготовления рабочего колеса

В отечественном компрессоростроении наиболее распространены
конструкции чисто радиальных рабочих колес (см. рис.7.2). Проектирование
и технология изготовления осерадиальных рабочих колес более сложны,
даже если осевая часть (предкрылок) конструктивно отделена от основного
диска. В целом конструкция рабочего колеса тесно связана с аэродинамикой
ступени, с одной стороны, и с прочностью и технологией его изготовления,
с другой. Существенно влияет на конструкцию и высокая плотность рабочей
среды, предъявляющая повышенные требования не только к статической
прочности колеса, но и к способности его противостоять динамическим
явлениям в потоке, а также сохранять эрозионную стойкость при наличии в
перекачиваемом газе частиц пыли и капель жидкостей.

Наибольшее распространение получили два конструктивных типа
рабочего колеса:

1.	Межлопаточные каналы выфрезерованы в теле основного диска
Покрывающий диск крепится с помощью заклепок, пайки или сварки к
лопаткам, составляющим единое целое с основным диском.

2.	Рабочие лопатки приварены к основному и покрывающему дискам
с помощью аргонно-дуговой, термодиффузионной или электронно-лучевой
сварки.

При первом типе конструкции вследствие особенностей движения
режущего инструмента поверхность основного диска в пределах меж
лопаточных каналов обычно представляет собой плоскость (см. рис.7.3, а),
что является определенным недостатком таких рабочих колес, потому
что при этом теоретически максимальная экономичность ступени недос-
тижима.

Достоинство клепаных колес - возможность применения
высокопрочных сталей, не подходящих для сварки, несколько более
высокая демпфирующая способность заклепочного соединения, что важно
при наличии возмущающих сил, например, от близко расположенного
лопаточного диффузора. Недостатки - необходимость сравнительно
большой толщины лопаток для обеспечения конструктивного размера
заклепок, невозможность выполнения колес типа 3D, большие радиусы
скругления входных и выходных кромок. Толстые лопатки излишне
загромождают сечение, им трудно придать хорошую аэродинамическую
форму, подобную профилю лопатки осевой компрессорной ступени. По
несущей способности клепаные колеса большей частью не уступают
сварным или паяным, но при более прочных материалах.
Сварное или паяное колесо первого типа конструкции лишено недо-
статков клепаного, т.е. лопатки могут быть аэродинамически совершенными
и с достаточно тонкой выходной кромкой. Фирма "Нуово-Пиньоне" (Италия)
применяет конструкцию рабочего колеса с пространственными лопатками
выфрезерованными из основного диска на специальном пятикоординатном
горизонтально-фрезерном станке с поворотным столом вокруг горизон-
тальной оси. Предкрылок здесь может быть отделен от основной части
рабочего колеса (см. рис.7.3, б).

Главные достоинства сварных колес второго типа конструкции -
возможность придания в меридиональном сечении профиля любой
поверхности вращения и возможность применения пространственных
профилированных лопаток. В этом главный резерв повышения эконо-
мичности ЦН. В мировом компрессоростроении широко распространена
электродуговая сварка колес в среде инертного газа. Штампованные
лопатки приваривают вначале к основному диску, а затем к покрывающему
диску через прорези в нем. Сварные швы в начале и конце каналов можно
накладывать изнутри с последующей их зачисткой. После сварки
обязательна термообработка и тщательный контроль качества.

Диаметр втулки рабочего колеса d (см. рис.7.2) уточняется при
расчете критической частоты вращения ротора. С уменьшением d/D2
улучшаются условия для получения более эффективных ступеней. В приме-
няемых на отечественных газопроводах ЦН d = (0,2...0,36)Z)2’

Радиусы скругления входной части рабочего колеса как на покры-
вающем, так и на основном дисках должны быть максимальными, так как это
снижает потери энергии и расширяет область рабочих режимов ЦН. Число
лопаток влияет как на прочность, так и на эффективность рабочего колеса.
Увеличение числа лопаток благоприятно для прочности, уменьшает
неравномерность потока на выходе из рабочего колеса, вызванную
наложением основного вихря, но и увеличивает потери трения в
межлопаточных каналах. Упомянутые ранее двухъярусные решетки лопаток
рабочего колеса, в которых зл2 = 2гл,, создавая с одной стороны условия
для оптимизации густоты лопаточной решетки и повышая динамическую
прочность периферийной части рабочего колеса, при наличии в газе
посторонних твердых включений больше подвержены эрозии входных
кромок лопаток в основном вследствие большей скорости соударений с
частицами на входе в межлопаточный канал.

Прочность и долговечность рабочих колес зависит от их напряженного
состояния под действием статических и знакопеременных сил, а также от
степени эрозионного износа. Наибольшие статические напряжения от
центробежных сил в колесе закрытого типа возникают, как правило, в
покрывающем диске Эти напряжения тангенциальные, и максимум их
находится на расточке покрывающего диска. В первом приближении их
можно оценить по формуле сгг = Kpi£ (где К - коэффициент, зависящий
в основном от	формы и толщины диска, массы лопаток; р -

плотность материала диска).

Согласно исследованиям Г.А. Раера и других авторов, покрывающий
диск из-за большого диаметра внутренней расточки деформируется в поле
центробежных сил больше основного, а последний снижает в нем
напряжения растяжения, воспринимая усилия через лопатки и получая
дополнительную нагрузку. В итоге покрывающий диск нагружен центро-
бежными силами как собственными, так и от боковой нагрузки (масса
лопаток) и усилиями взаимодействия с лопатками (препятствует их отгибу
под действием центробежных сил). Толщина (телесность) лопаток
сообразуется с толщиной покрывающего и основного дисков. При клепаных
колесах диаметр, число заклепок и их расположение согласуют с
элементами рабочего колеса. Отверстия под заклепки в основном и
покрывающем дисках вызывают заметную концентрацию напряжений.
Прилегающую к лопаткам поверхность покрывающего диска выполняют
преимущественно конической, иногда гиперболической, а наружную по-
верхность - одноконусной или двухконусной.

В качестве материала клепаных рабочих колес применяют высоко-
прочные хромомолибденовые, хромоникельмолибденовые или хромо-
никельмолибденованадиевые стали в нормализованном или закаленном
(при высоком отпуске) состоянии. Для сварных колес используют хорошо
сваривающиеся низко- и среднелегированные стали, например сталь с
содержанием хрома, марганца, молибдена и бора марки 14Х2ГМР или
13ХГМРБ, а также нержавеющие стали. . Для нагнетателей северного
исполнения важна хладостойкость материала, т.е. низкая температура
перехода в хрупкое состояние. Ко всем материалам покрывающего и
основного дисков кроме высокой прочностй, предъявляют требования
хорошей пластичности и заметной разницы между пределами прочности и
текучести. При работе ЦН статические напряжения в покрывающем и
основном дисках и лопатках могут достигать в местах концентрации
напряжений предела текучести, однако несущая способность рабочих колес
при этом сохраняется. Многократно проводимые разгонные испытания
натурных и модельных колес подтверждают это положение. Практикуемая
многими зарубежными фирмами частота вращения разгонных испытаний
серийно изготовляемых колес на 15...20 % превышает расчетную.

В клепаных колесах обычно наиболее нагруженные элементы -
покрывающий диск и сами заклепки. При наличии переменных усилий на
рабочее колесо в эксплуатации может произойти ослабление заклепок,
первой стадией которого является их ’’оконтуривание". Нередки случаи и
разрыва, и скола головок заклепок, так как радиальная деформация
конического покрывающего диска вызывает в них напряжения растяжения.
В сварных колесах с тонкими лопатками легче получить пониженный
уровень напряжений в основном и покрывающем дисках. При толстых
лопатках (клепаные колеса) диски воспринимают от них значительную
дополнительную нагрузку.
Поле давлений, в котором вращается рабочее колесо, неравномерно
по окружности, и это вызывает в колесе переменные напряжения. Когда
собственная частота элементов основного и покрывающего дисков (на
периферийной части их полотна) попадает в резонанс с частотой возму-
щающих сил, динамические напряжения могут достигнуть большого
значения и вызвать усталостную поломку. Положение ухудшается при
срывных явлениях в рабочем колесе, которые возможны при эксплуатации
нагнетателей на нерасчетных режимах. Значительные динамические
напряжения на периферийной части основного и покрывающего дисков
возникают преимущественно при наличии лопаточного диффузора или
совмещении короткого безлопаточного диффузора (БЛД) с улиточной
сборной камерой. Входные кромки лопаток диффузора, или "язык" улитки,
воздействуют через поток на периферийную часть колеса. Чем выше
плотность среды, тем больше возмущающие силы и уровень динамических
напряжений.

Для противодействия этому явлению - отстройки от резонанса и
снижения переменных напряжений - применяют утолщение периферийной
части дисков, выполнение наружной поверхности дисков в виде "ромашки"
(удаление материала между лопатками), увеличение числа лопаток на
периферии, отдаление входа в диффузор от выхода из рабочего колеса, т.е.
увеличение D2/D2. Расчетный путь определения динамических
напряжений встречает определенные трудности. При наличии зна-
копеременных сил в потоке рабочее колесо подвергают тензометрическим
испытаниям с целью выявления и снижения опасных динамических
напряжений. Для сварных колес, как правило, допустимы более высокие
динамические напряжения, чем для клепаных.

Следует отметить также характерную для всех турбомашин связь
между наличием повышенных потерь энергии и динамической прочностью
элементов конструкции. Если эксплуатировать ЦН в нерасчетных режимах
с большим отличием углов атаки от расчетных, то из-за срывных явлений
могут возникнуть поломки различных элементов.

При недостаточно тщательной очистке газа от механических примесей
и капель влаги происходит эрозионный износ рабочего колеса. Загрязнение
газа может быть вызвано тем, что при ремонте газопровода или замене его
отдельных участков в трубу может попасть грунт. При определенной
скорости газового потока частицы его приходят в движение. Особенно
опасен кварцевый песок с остроугольными частицами дисперсностью более
20 мкм. Капельные жидкости также производят эрозионное воздействие.
Постоянно с транспортируемым газом уносятся продукты коррозии
внутренней поверхности трубы. Главные факторы интенсивности
эрозионного износа — концентрация частиц, их минералогический и
фракционный состав, особенности конструкции рабочего колеса ЦН. Износ
периферийной части рабочих лопаток заметно возрастает при (32 >
Увеличение числа лопаток уменьшает их подверженность эрозии. При
клепаных колесах изнашиваются в первую очередь тонкие стенки в лопатках
вокруг заклепочных отверстий. Характерен также подрез входных кромок
лопаток со стороны основного диска. При двухъярусных рабочих колесах
повреждаются как длинные, так и короткие лопатки.

Замечено, что при последовательной работе двух одноступенчатых
нагнетателей рабочее колесо первого из них изнашивается больше. Это
можно объяснить тем, что скорость крупных частиц меньше скорости газа.
Отставание частиц тем больше, чем меньше плотность газа, и тем выше
скорость и больше угол соударения. В некоторых случаях играет роль и
притупление острых углов частиц при прохождении через первое рабочее
колесо.

Для повышения стойкости рабочих колес против эрозионного износа
входных кромок практикуют нанесение локальных износостойких покрытий,
например, путем плазменного напыления и другими способами. Это проще
реализуется на лопатках сварных колес. Иногда применяют специальные
сменные накладки-отражатели Кардинальный эффект дает тщательная
очистка перекачиваемого газа.

7.6.	Входные и выходные устройства
центробежных нагнетателей

Важность этих устройств вытекает из того, что суммарные потери
энергии в неподвижных элементах проточной части НПГ обычно доходят до
10... 12% и более, т.е. значительно превышают потери в рабочем колесе.
Входное устройство ЦН называют также всасывающим патрубком. В
одноступенчатых нагнетателях, особенно с осевым входом (рис.7.4, а),
например типа 280-11 НЗЛ или типа RFA-36 фирмы "Купер" США,
существует потенциальная возможность получения максимальной
равномерности потока на входе в рабочее колесо при минимальных
гидравлических потерях. При более распространенном боковом подводе
газа и консольном рабочем колесе потери энергии в одноступенчатом
нагнетателе равны 0,5...1%, а в двухступенчатом, из-за того, что
всасывающая камера более тесная (рис.7.4, в), - 2...3%.

Неравномерность потока по величине и направлению скорости на
входе в рабочее колесо снижает напор и КПД ступени в области больших
расходов, а в зоне малых расходов сдвигает границу устойчивой работы в
неблагоприятном направлении, т.е. вправо. Особенно вредна
неравномерность потока по окружности.

Улиточные входные патрубки в НПГ большей частью не применяют.
Если при боковом подводе газа полость перед консольно расположенным
рабочим колесом позволяет образовать достаточно просторный патрубок
с конфузорной частью (рис.7.4, б), то по оси подвода устанавливают
разделительное ребро с целью предотвращения возможной закрутки
потока. Такой вход близок к осевому, а при межопорном роторе,
характерном для двухступенчатых нагнетателей, входное сечение
кольцевое.
Рис. 7.4 Конструктивные схемы входных патрубков нагнетателей:

а - при осевом подводе газа; б - при боковом подводе газа и консольном
расположении рабочего колеса; в - при межопорном роторе; 1 - рабочее колесо;
2 -разделительное ребро против оси подвода газа; 3 -входной направляющий
аппарат

В двухступенчатых нагнетателях для повышения равномерности
потока перед входом в рабочее колесо размещают специальный
направляющий аппарат. Он может представлять собой систему либо
ребер, либо лопаток, установленных таким образом, чтобы получить
максимальную равномерность потока перед рабочим колесом. Иногда
такую систему применяют и в одноступенчатых нагнетателях.

Возможна установка во входном патрубке регулируемого направ-
ляющего аппарата, который необходим для нормальной работы при
блокированных ГТУ и для регулирования электроприводных нагнета-
телей с постоянной частотой вращения. В газотурбинных ГПА со
свободной силовой турбиной в таких устройствах большей частью нет
необходимости. Однако для согласования характеристик ГТУ и ЦН иногда
целесообразна установка во входной части специального входного
направляющего аппарата, который может закручивать поток по
направлению вращения или против него. При закрутке по вращению
уменьшается угол атаки на входе в лопатки рабочего колеса, напор и
расход падают, а при закрутке против вращения, напротив, возрастают.
Закрутка потока в основном сказывается на рабочем колесе, а на работе
выходного устройства отражается мало. Однако закрутка против
вращения из-за увеличения угла атаки и приближения срыва возможна в
меньших пределах, чем по вращению. Она целесообразна при необ-
ходимости увеличения загрузки ГПА, если давление газа ниже
расчетного, при каких-либо ограничениях по частоте вращения, а также в
холодное время года при наличии запаса мощности на ГТУ.

Непосредственно перед входом в рабочее колесо размещают вход-
ной конфузор, в котором поток получает заметное ускорение, и за счет
этого происходит размытие аэродинамических следов от ребер и на-
правляющих лопаток. В выходной цилиндрической части входного
конфузора во многих НПГ производят измерение статического давления
в нескольких точках по окружности. По разности полного давления во
всасывающей камере и статического давления в выходном сечении
конфузора можно судить о скорости потока, следовательно, при
известной площади сечения оценить расход газа. Эту разность давлений
называют обычно перепадом на входном конфузоре. При осевом подводе
газа перепад удобно измерять на сужающейся части патрубка. Для
определения массового расхода нужно знать еще плотность газа,
которую подсчитывают по давлению и температуре. Перепад можно
измерять и на точеном коническом участке входного патрубка.

На выходе из рабочего колеса по направлению движения газа
расположен кольцевой диффузор (см. рис.7.2). Его задача г
преобразовать кинетическую энергию движущегося после рабочего
колеса газа в потенциальную и возможно уменьшить закрутку потока в
направлении вращения. Выше было отмечено, что поток после рабочего
колеса имеет значительную неравномерность как по окружности, так и в
осевом направлении (по ширине Ь2 выхода из рабочего колеса). Это
предопределяет более высокий уровень потерь в диффузоре, так как его
нельзя спроектировать одинаково эффективным для различных по
скорости струй потока, отличающихся еще и направлением.

В НПГ применяют безлопаточные и лопаточные диффузоры (БЛД и
ЛД). В БЛД поток свободно раскручивается в кольцевой щели в соответ-
ствии с законом постоянства момента количества движения, т.е. можно
считать cur = const. Угол а потока, если пренебречь трением о стенки,
постоянен, а траектория движения - логарифмическая спираль. В ядре
потока по мере его продвижения к выходу из БЛД происходит повышение
однородности, однако у стенок пограничный слой утолщается. Для
снижения входной скорости с3 в два раза необходимо иметь DjD2 = 2
(см. рис.7 2), что вызывает рост радиальных размеров нагнетателя. В
этом существенный недостаток БЛД, так как с увеличением радиальных
размеров ЦН растет и его масса. На практике для БЛД большей частью
принимают DjD2 =1,6... 1,8.

Главные достоинства БЛД - простота конструкции и устойчивая
работа в широком диапазоне режимов Другие достоинства - минималь-
ное динамическое воздействие на рабочее колесо со стороны потока,
меньшая трудоемкость изготовления, нечувствительность к эрозионному
износу посторонними включениями. БЛД предпочтительнее ЛД при
абсолютном угле выхода из рабочего колеса а2 > 20 ° и коэффициенте
расхода c2r/w2 = 0,25...0,32. Такое
при умеренном угле выхода /?2 •

направление потока достигается

Рис 7 5 Выходные устройства

а - безлопаточный диффузор, б - лопаточный диффузор с обратным
направляющим аппаратом

Согласно исследованиям Г.Н. Дена, В.Е.Евдокимова и других
авторов, течение в БЛД сложно из-за неоднородности потока, у стенок
наблюдаются обратные токи, поток может быть прижат к одной из стенок.
В поисках максимальной эффективности БЛД выполняют как с
параллельными стенками, так и профилированными, т.е. переменной
ширины (рис.7 5, а) При преобладании режимов с большими расходами
потери несколько меньше в расширяющихся диффузорах, при
малорасходных режимах преимущество за сужающимися диффузорами.
Возможно профилирование БЛД по более сложным кривым, но вообще
учесть заранее все многообразие режимов затруднительно, поэтому
наиболее распространены БЛД с параллельными стенками. Важно также
оптимальное соотношение ширин диффузора на входе и рабочего колеса
на выходе Наиболее распространено Ь3/Ь2 = 1... 1,1. При
неоднородность потока минимальна, а КПД ступени максимален. При
b3 > b2 радиальная составляющая скорости сг снижается, а
тангенциальная си нет, угол а падает, путь трения растет, и наоборот.
Применяют и Ь3 < Ь2, особенно при рабочих колесах типа ЗД.

При изменении режима работы ЦН угол выхода из БЛД а4 также
изменяется, что в ступени промежуточного типа, когда за диффузором
следует обратный направляющий аппарат, угол входа на который тоже
изменяется, ведет к дополнительным потерям. Поэтому нередко вполне
обоснованно считают, что БЛД более эффективен в концевой ступени,
чем в промежуточной. Однако в промежуточной ступени НПГ его тоже
часто применяют, главным образом благодаря широкому диапазону
бессрывных режимов и простоте конструкции. К достоинствам БЛД
следует также отнести возможность сравнительно простого изменения
его ширины при необходимости замены в конструкции рабочего колеса на
более широкое или более узкое, что практикуют при значительном
отличии рабочих режимов НПГ от ранее намеченных или суще-
ствовавших. Короткий БЛД является неизменным предшественником ЛД.

Лопаточные диффузоры (рис.7.5, б) большей частью выполняют в
виде одноярусной решетки хорошо обтекаемых лопаток. Изогнутость
профиля у них обычно невелика. Эквивалентные углы раскрытия таких
каналов 4...6°. В ЦКМ применяют ЛД обычно при входном угле потока
а3=13...20° и коэффициенте расхода с2г/и2 = 0,22...0,25. Исполь-
зование лопаток для раскрутки и торможения потока уменьшает путь
трения газа, позволяет лучше организовать течение, чем при БЛД, и
снизить радиальные размеры диффузора. При проектировании ЛД
большей частью принимают D3/D2 = 1,1... 1,2, a D4/Z)2 = 1,45... 1,65.
Кольцевое пространство между ЛД и рабочим колесом (фактически
небольшой БЛД) необходимо для снижения динамического влияния
лопаток диффузора на рабочее колесо. Согласно [21], целесообразно
иметь в промежуточной ступени b3/b2 <1,15... 1,2, а в концевой немного
больше. В целом при проектировании b3/b2 выбирают как функцию
углов Д и а2. Рациональный выбор геометрического входного угла
лопаток а3г и ширины ЛД позволяет согласовать характеристики
рабочего колеса и диффузора таким образом, чтобы и граница срыва
потока, и минимум потерь у них совпадали по режиму.

В отношении эффективности ступень с ЛД отличается от ступени с
БЛД пониженным уровнем потерь и повышенным напором, но в более
узком по расходу диапазоне режимов. Поэтому при неопределенности
преобладающих режимов предпочтителен БЛД, имеющий более пологую
характеристику. Хорошо сочетается ЛД и со следующим за ним по потоку
обратным направляющим аппаратом.

При изготовлении ЛД используют сборные или сварные
конструкции. В высоконапорных ступенях с увеличенным углом выхода
р, и большой нагрузкой выходного устройства важно особо строгое
выдерживание геометрии ЛД. Горизонтальные разъемы в ЛД НПГ
применяют редко. ЛД подвержен эрозионному износу при наличии
посторонних частиц и капель жидкости в транспортируемом газе. При
боковом подводе газа износ неравномерен по окружности и сосредоточен
на стороне, противоположной входному патрубку, но смещен в
направлении вращения за счет прохождения частиц по каналу рабочего
колеса.

Обратный направляющий аппарат (ОНА) - важная часть выходного
устройства промежуточной ступени. Задача обратного направляющего
аппарата - развернуть " закрученный после диффузора поток до
радиального направления и с минимальными потерями энергии подвести
его ко входу последующего рабочего колеса (рис.7.5, б). Межлопаточные
каналы можно выполнять как диффузорными, так и конфузорными, и
целесообразность их меридионального профиля определяют при проек-
тировании, исходя из минимума потерь. На входе в ОНА размещено так
называемое поворотное колено, в котором поток движется в виде
кольцевого вихревого шнура, так как имеет тангенциальную закрутку.
Радиус закругления и угол входа лопаток ОНА учитывает тип диффузора
- лопаточный или безлопаточный - и угол а4. При БЛД предпочтителен
больший радиус закругления.

По конструкции ОНА выполняют преимущественно с кольцевым,
вертикальным или горизонтальным разъемом, сборными, сварными,
возможно и литыми. Применяют и конструктивное объединение с лопа-
точным диффузором в общую диафрагму. При неразъемном ОНА
необходимо при разборке нагнетателя снятие с ротора одного из рабочих
колес. Обратный направляющий аппарат - это как бы третье звено
ступени ЦН, в котором первые два - рабочее колесо и диффузор. В
ступенях концевого типа третье звено — это сборная камера. Ранние
конструкции НПГ НЗЛ имели сборную камеру в виде короткого БЛД
(£>4/D2 = 1,1... 1,2) с последующей улиткой - профилированной сборной
камерой переменного сечения. Из зарубежных фирм подобную улитку
широко применяет фирма "Дрессер-Кларк" (США) и ее дочерние
предприятия. Такое выходное устройство было в свое время разработано
для насосов, а в ЦН оно дает хороший эффект в сочетании с рабочим
колесом насосного типа. Главное достоинство его - меньшие радиальные
размеры, чем у БЛД. Недостатки - более узкий диапазон эффективных
режимов работы, большое динамическое воздействие потока на рабочее
колесо из-за наличия так называемого "языка”, т.е. разделителя потока в
спиральной камере. Формы сечения улиток близки преимущественно к
трапециевидным; выполняют улиточные камеры & виде литых или
сварно-литых конструкций.

Больше, чем бездиффузорные улитки, распространены в ступенях
концевого типа кольцевые сборные камеры, располагаемые конструк-
тивно рядом с БЛД (см. рис.7.2). Сборные камеры бывают осесиммет-
ричными (постоянного сечения) и улиточными (переменного сечения).
Энергетические потери в них приблизительно одинаковы. Осесиммет-
ричная расположенная сбоку сборная камера обеспечивает максималь-
ную равномерность по окружности поля давлений в БЛД и тем самым
оказывает минимальное динамическое воздействие на рабочее колесо.
Прямоугольная форма поперечного сечения сборной камеры больше,
чем круглая, способствует раскрутке потока, вызванной его поворотом на
выходе из БЛД, потери в такой сборной камере несколько меньше.

Соединение сборной камеры с напорным (выходным) патрубком
осуществляют с помощью выходного конического диффузора.

7.7.	Характеристики центробежных нагнетателей

Характеристиками ЦН называют графические зависимости степени
сжатия тгн, внутреннего КПД 7Н и потребляемой мощности Ni от
объемного или приведенного к определенным параметрам расхода,
получаемые опытным или расчетным путем. Характеристики ЦН
позволяют судить об отдаленности рабочей . точки от границы
устойчивости, о всей возможной области рабочих режимов, о положении
рабочих точек по отношению к зоне максимальных КПД. Для всех НПГ
важна пологая зависимость КПД от расхода. Наиболее надежны
характеристики, найденные экспериментальным путем при соблюдении
условий подобия. Для НПГ достаточную точность обычно имеют опытные
характеристики, полученные на воздухе атмосферного давления и
пересчитанные на рабочие условия. Для ЦКМ с большой степенью
сжатия при пересчете данных, полученных на воздухе, на показатели
другого рабочего тела со своими газовой постоянной R и показателем
адиабаты к соблюсти все условия подобия затруднительно. В партии
нагнетателей, изготовленных по одним и тем же чертежам, из-за
допускаемых технологических отклонений имеет место некоторый
разброс данных.

При испытаниях на воздухе, по равенству чисел Маха, номинальная
частота вращения ПВ - nrylkBRBTjyJkrzRrTr (индексы "в” и "г"
относятся соответственно к воздуху и газу), или пв = (0,81... 0,84)л?г, а
номинальный объемный расход QB = (0,81...0,84)(?г. Стенд для
испытаний ЦН с целью получения его газодинамических характеристик в
принципе не отличается от представленного на рис.2.6, а для осевого
компрессора. Необходимо переменное сопротивление на выходе - дрос-
сель и привод с переменной частотой вращения. В качестве приводного
двигателя на заводах обычно используют небольшую паровую турбину
типа пускового турбодетандера, Расход воздуха измеряют преимуще-
ственно лемнискатным насадком или торцевой диафрагмой. Повышение
давления определяют по разности показаний двух манометров или
дифференциальным замером. Температуру на входе или выходе -
лабораторными термометрами с ценой деления 0,1 °C; желательно также
измерить разность температур тарированной исследовательской
многоспайной хромель-копелевой термопарой. Частоту вращения нужно
измерять с точностью 0,2 %.

Изменяя подводимую мощность, обычно снимают характеристику
вдоль линий постоянных оборотов, называемых изодромами, от положе-
ния максимального открытия дросселя до точки, когда давление за ЦН
перестает расти. При дальнейшем закрытии дросселя нагнетатель пере-
ходит на левую нерабочую ветвь характеристики с потерей устойчивости.
Когда НПГ испытывают под заметным давлением газа, слева от точки
максимального напора происходит срыв потока (помпаж), сопровожда-
емый характерным периодическим шумом. Теоретически зависимость
напора от объемного расхода должна представлять собой наклонную
прямую линию, но из-за конечного числа лопаток в рабочем колесе, нали-
чия различных Потерь эта зависимость имеет вид изогнутой выпуклой
кверху наклонной кривой.

При вышеописанных испытаниях строят зависимости тгн, т;н и М от
объемного расхода, где Nj - внутренняя потребляемая нагнетателем
мощность при данной плотности газа на входе. Для определения
адиабатного КПД т;ад используют так называемый температурный метод

по зависимости

к-\

Л-/ -1

где 7]. Т2 - температура соответственно на входе в нагнетатель и на вы-
ходе из него; тгн = Рг/Р\ ' отношение выходного давления ко входному.
Поскольку повышение температуры невелико, погрешность в ее измере-
нии дает большую ошибку в определении КПД. На опытных установках
для исследования модельных нагнетателей измеряют также крутящий
момент на статоре, который при известной частоте вращения позволяет
судить о потребляемой мощности и точнее определить КПД. Для
определения политропного КПД используют зависимость

л к lg(T2/T{)

При тгн <1,5 разница между т;П01 и т/ад менее 0,5%.

Для точного определения КПД натурных нагнетателей, испытывае-
мых на природном газе, показатель к определяют в зависимости от по-
вышения температуры, давления, средней температуры процесса сжатия
и относительной плотности газа по воздуху [3].

В исследовательских целях часто используют безразмерные
характеристики в координатах коэффициент напора - коэффициент
расхода. Для потребляемой ЦН мощности справедлива зависимость
NH = P\Q\Hгде P\,Q\  соответственно плотность и объемный
расход рабочего тела на входе в нагнетатель; Яд - действительный
напор, /;м - механический КПД, отражающий потери в подшипниках и на
привод вспомогательных механизмов. При изменении частоты вращения
и работе на постоянное сопротивление расход пропорционален первой
степени окружной скорости, а напор - второй, т.е.	а

Яд/Яд о = п2/и02 , где индекс "О” относится к расчетному режиму. Если
р} - const, то NH/NH Q = п3/nQ3 . При работе НПГ с постоянным давле-
нием на выходе р} - var, эта зависимость весьма приближенна.

7.8.	Приведенные характеристики нагнетателей
природного газа. Последовательное и параллельное
соединение нагнетателей

В эксплуатации пользуются универсальными и приведенными
характеристиками. Изготовители и разработчики оборудования
представляют обычно универсальные размерные характеристики,
которые позволяют с помощью несложных вычислений по данным
эксплуатационных замеров определить рабочую точку и оценить
потребляемую мощность. Универсальные характеристики справедливы
для любого рабочего тела, но требуют знания его физических констант.
Универсальная характеристика нагнетателя Н-16-76-1,44М (рис.7.6)
справедлива для газа, имеющего 7?г = 508,2 Дж/(кгК), z = 0,9,
7| = 288 К. При других константах и температуре газа проводят пересчет
по формулам, которые приведены ниже. Более распространено
использование приведенных характеристик, разработанных ранее
ВНИИГАЗом и представляемых Оргэнергогазом, а иногда и
изготовителями НПГ. Приведенные характеристики строят для
природного газа определенного состава и сопровождают формулами, по
которым можно провести пересчет на конкретный природный газ с
имеющимися параметрами.

На рисунке 7.7 представлены приведенные характеристики
нагнетателя ГПА НЦ-16/76, широко распространенного на отечественных
газопроводах. Характеристики по приведенной объемной производитель-
ности О (рис.7.7, а) имеют на вертикальной оси /гн, 7ПОЛ, [^/pj и
справедливы при [7]]пр =288 К, /?пр =508,2 Дж/(кг К), р2 =7,46 МПа,
спр =0,89, и0 =4900 об/мин. Для определения приведенной объемной
производительности используют формулу
аР=е

пр[^1 ]пр^пр



Рис.7.6. Универсальная характеристика
нагнетателя Н-16-76-1.44М при

Rr = 508,2 Дж/(кг К); к = 1,31;

z = 0,9; 7] =288 К

Рис 7.7. Приведенные характеристики нагнетателя НЦ-16/76:

а - по приведенной объемной производительности (?пр; б - по приведенной
коммерческой производительности ]пр
Объемная производительность на входе в ЦН Qx и коммерческая
Ок связаны между собой соотношением Qlpi = Окрн/(60 • 24), где Qx -

Р\ .
zRTx

в м3/мин; QK - в млн. нм3/сут; - плотность на входе в кг/м3, рх -

рн - плотность перекачиваемого газа, в кг/нм3, при рн = 1,013-105 Па;
/н = 20 °C; 60 - число мин в 1 ч; 24 - число часов в сутки.

Для определения приведенной коммерческой производительности
[Ок]пр (рис.7.7, б) потребляемой мощности pVjnp в зависимости от
относительной частоты вращения и степени сжатия при постоянном
давлении нагнетания р2 = 7,46 МПа и различных значениях Tx,z,R
используют формулы

[CJnp=&

_£Лр_.
Znp[^I ]Пр^

Л _ П Znptt Jnp^np
rtoJnp М zT\R

Гу 1	_ yy Jnp PnpL^l Jnp^np

/Jnp'y ' p\ \	~z7\R	

Для пересчета с промежуточной частоты вращения применяют
формулы

епр=^е.	И -№

«	LPiJnp Р\

Из рассмотрения характеристик любого нагнетателя следует, что
более высокие степени сжатия нагнетателя обеспечиваются при
повышенной частоте вращения, пониженной температуре газа и при
более тяжелом газе. Состав газа учитывают в первую очередь при
сопоставлении режимов работы одинаковых ЦН на различных

газопроводах.

При последовательной работе двух одинаковых одноступенчатых
ЦН второй нагнетатель имеет меньший объемный расход на входе, чем
первый, и при равных физических оборотах в соответствии с наклоном
напорной характеристики должен развивать увеличенную степень сжатия
и потреблять соответственно повышенную мощность, так как массовый
расход у обоих ЦН одинаков Изменение частоты вращения любого из
нагнетателей отражается на параметрах обоих; при повышении частоты
вращения первого растет его степень сжатия, давление и температура
перед вторым; при повышении частоты вращения второго падает давле-
ние за первым и тд Важно, чтобы рабочие точки обоих нагнетателей
находились на достаточном удалении от границы помпажа и в зоне мак-
симальных КПД.

В двухступенчатых нагнетателях конструкторы обычно принимают
ширину второго рабочего колеса приблизительно на 10% меньше, чем
первого Это позволяет учесть сжимаемость и получить согласованную
работу ступеней на основных рабочих режимах. Несколько меньше
отличаются ширины диффузоров. В общем случае в двухступенчатом ЦН
за счет несогласованной работы ступеней возможно как уменьшение
максимальной производительности, так и сужение рабочего диапазона
Более широкая зона производительности, согласно рекомендациям
В.Ф.Риса, достигается при снижении /?2 и Фъ для ВТ0Р0Й ступени ЦН по
сравнению с первой.

Угол выхода лопаток рабочего колеса /?2 заметно влияет на
крутизну напорной характеристики: чем меньше угол /32, тем больше и
крутизна характеристики л-Q. Особенно сильно сказывается угол /32
на наклоне той части характеристики, которая соответствует зоне мак-
симальных значений КПД и примыкает к границе устойчивой работы.
Пологость напорной характеристики более важна при последовательной
работе одноступенчатых нагнетателей. Если характеристика достаточно
полога, то напор второго нагнетателя и соответственно мощность при
одинаковой частоте вращения будут меньше отличаться от показателей
первого, чем при крутой. Это важно для равномерности загрузки обоих
агрегатов. При более крутой характеристике одноступенчатых
нагнетателей неравномерность загрузки возрастает. Сложение
характеристик последовательно работающих ЦН увеличивает крутизну
суммарной характеристики в благоприятном для эксплуатации
направлении Применение лопаточных диффузоров увеличивает
крутизну напорной характеристики в области малых расходов по
сравнению с безлопаточными.

При параллельном соединении полнонапорных (на всю якс) нагне-
тателей удобнее для эксплуатации более крутые характеристики л -Q,
так как они позволяют с достаточным запасом по помпажу использовать
разнотипные машины. В этом эксплуатационные преимущества
полнонапорных двухступенчатых нагнетателей перед одноступенчатыми,
так как для последних в силу необходимости повышения тгн увеличивают
угол /32, а вместе с этим уменьшается и пологость характеристики.

Поскольку для ГПА с полнонапорными нагнетателями важно
обеспечение проектной загрузки газотурбинного привода при понижении
степени сжатия, необходимо чтобы при расходах, больше расчетного,
линия Nt = 1,0 на напорной характеристике ЦН протекала вблизи
изодромы 77 = 1,0. Это может быть обеспечено выбором угла наклона
лопаток /?21 при эффективной работе входной части рабочего колеса и
диффузора. Для двухступенчатого ЦН благоприятное протекание
напорной характеристики можно обеспечить в диапазоне углов
= 22 35° при соответствующем выборе других геометрических
параметров.

Рис.7 8. Примерная совместная
характеристика нагнетателей и
газопровода:

1 - характеристика участка газопро-
вода; 2 - суммарная характерис-
тика двух нагнетателей; 3 - харак-
теристика одного полно-напорного
ЦН; 4 - характеристика одного
полнорасходного ЦН; 0 - точка рас-
четного режима работы газопровода,
А - точка режима неполной пропуск-
ной способности газопровода,
обеспечиваемая работой одного
полнорасходного ЦН

В жаркое время года и при неудовлетворительном техническим
состоянии ГТУ, приводящей нагнетатель, может возникнуть недостаток
располагаемой мощности. При этом нагнетатель, имеющий меньшую
против расчетной частоту вращения, приближается к помпажу.
Пониженная напорность нагнетателя в эксплуатации вследствие
увеличения зазоров в уплотнениях, загрязнения рабочего колеса и других
причин также увеличивает опасность потери устойчивости. Пологость же
зависимости 7/н = f{Q) благоприятна для всех нагнетателей.

Если рассмотреть примерную характеристику участка газопровода
и суммарную характеристику нагнетателей компрессорного цеха
(рис.7.8), то можно заключить, что необходимую подачу газа можно
обеспечить двумя параллельно включенными нагнетателями на полную
степень сжатия КС (полнонапорными) или двумя нагнетателями,
включенными последовательно (полнорасходными). При неполной про-
пускной способности газопровода потребная мощность привода суще-
ственно падает, так как она пропорциональна кубу массового расхода.
Режим работы переходит из точки 0 в точку А и уже может быть обеспе-
чен работой одного ЦН. При последовательном соединении
полнорасходных нагнетателей отключение одного из них сохраняет
согласование пропускной способности трубы и проточной части
нагнетателя При параллельном соединении полнонапорных ЦН после
отключения одного из них проточная часть оставшегося, рассчитанная на
половинную подачу, должна уже пропустить полный расход, что
осуществимо не в каждом нагнетателе и в зоне очень низких . Поэтому
при небольшом количестве параллельно соединенных НПГ
регулирование режима отключением машин может встретить трудности.
Положение дел заметно улучшается, если в параллель на одну нитку
работает три и более полнонапорных НПГ или если регулирование
отключением агрегатов осуществляют при наличии двух и более ниток,
соединенных перемычками.

Наибольшая экономия топливного газа достижима, когда работает
минимальное число полностью загруженных агрегатов, так как КПД ГТУ
растет с увеличением мощности. Поэтому широкое использование
ступенчатого регулирования КС (отключением ГПА) не только сужает
диапазон регулирования по частоте вращения агрегатов, но дает и суще-
ственный экономический эффект.

Серьезный недостаток последовательного соединения
нагнетателей - необходимость при внезапной остановке одного из них
немедленного перевода оставшегося в работе на рециркуляционное
кольцо, иначе он не сможет преодолеть сопротивление сети и будет
отключен защитой. Другой важный недостаток полнорасходных
нагнетателей на КС - более высокая сложность системы трубопроводной
обвязки (при большем ее диаметре), так как кроме рабочих агрегатов в
каждом КЦ есть еще и резервные, которые должны иметь возможность
заменить работавшего как первым, так и вторым в группе, а это требует
установки значительного дополнительного числа переключающей
арматуры. Поэтому большинство новых и сооружаемых компрессорных
цехов выполняют с параллельным соединением полнонапорных
нагнетателей, так как металлоемкость и трудоемкость сооружения
компрессорных цехов при этом существенно ниже.

7.9.	Влияние геометрических и газодинамических параметров
ступеней на эксплуатационные характеристики ЦН

Рассмотрение этого вопроса здесь ограничено ступенями с
рабочими колесами (РК) радиального типа с цилиндрическими
лопатками. Все геометрические параметры между собой взаимосвязаны,
и при оптимизации невозможно изменение одного из них без увязки с
другими и учета влияния на газодинамические характеристики.

Влияние выходного угла лопаток РК. Теоретическая
напорная характеристика ступени может быть выражена формулой
у/Т = ^~(P2rctS^2> т е- чем меньше угол /?2г, тем больше ctg/32 и, как
отмечалось, круче наклон напорной характеристики. Одновременно при
снижении /?2 растет энергия, сообщаемая потоку в виде давления, и
меньше кинетическая энергия, т.е. снижается роль диффузора. Как
следует из опыта создания и испытаний двухступенчатых ЦН, при
/?2( - 22.5 ..32° расположение расчетной изодромы п - 1,0 на напорной
характеристике приближено к кривой Nc = 1,0, что благоприятно для
использования таких ЦН на многих КС. Некоторый рост потерь трения из-
за увеличенной длины канала в РК при малых /?2г компенсируется
пониженными потерями в диффузоре.

При выбранной окружной скорости и2 и числе лопаток, угол /?2г
определяет направление абсолютной скорости потока аг, который в
вариантных расчетах можно принять за параметр оптимизации.

Влияние входного угла /3{v РК на характеристику ступени и
ЦН в целом. В литературе отмечено, что с увеличением угла /?2г до
40 .42° растет пологость характеристики КПД, т.е. становится шире
диапазон повышенных значений экономичности. Объясняется это, не-
видимому, тем, что с ростом /71г на переменном режиме снижается
относительный угол атаки / входной кромки лопаток
/ - Аг—A = и уменьшаются потери при входе в рабочее колесо,

Аг

зависящие от угла атаки и . При больших значениях d и
ограничений по Dx большие углы Д обеспечить трудно. Если таких
ограничений нет, то для получения максимально пологой характеристики
КПД предпочтительны углы Дг=40...42°. В одноступенчатых
нагнетателях с консольным расположением рабочего колеса и в ЦН с
гибким ротором при малых d большие значения углов Дг
предпочтительны [9]

Число и профиль лопаток рабочего колеса влияют в первую
очередь на напор и эффективность ступени на расчетном режиме и
меньше на характеристику ЦН. В то же время числбм лопаток в
сочетании с меридиональным профилем определяется параметр
диффузорности. При больших углах выхода /?2 и клепаных РК с
толстыми лопатками предпочтительна конструкция колеса с
чередованием длинных и коротких лопаток.

Величины относительных диаметров	d -d/ D2	и

= DjD-> больше сказываются на расчетном значении КПД, а влияние
их на характеристику проявляется через угол /71г. Исследователи
ступеней ЦН еще указывают на влияние соотношения диаметров по
входным комкам с относительным диаметром Z)o по внутренней
поверхности покрывающего диска

Относительная ширина рабочего колеса Ь2-Ь^/О2 также
больше влияет на максимальную величину достижимых КПД, чем на вид
характеристики. Согласно исследованиям НЗЛ, и при Ы <0,035...0,04 и
>0,06 можно получить благоприятную характеристику ступени с
рабочим колесом насосного типа (/?2г=22...32о).

Лопаточный диффузор при заданной частоте вращения в первую
очередь определяет наружные радиальные размеры ступени. В двух- и
трехступенчатых ЦН ЛД обеспечивает постоянство угла атаки входных
кромок ОНА на переменном режиме, т.е. более эффективную работу
ОНА. Число лопаток в ЛД определяется отношением D4/D3 и углами а3
и а4. С уменьшением D4/D3 число лопаток в ЛД растет. По сравнению
с БЛД ЛД сужает область эффективной работы, но на режимах, близких к
расчетному, повышает экономичность ступеней. Для расширения
диапазона эффективной работы необходим сменный лопаточный
диффузор Однако использование СЛД, которое связано с разборкой
нагнетателя, пока мало распространено, а поворот лопаток ЛД требует
существенного усложнения конструкции [6, 7].

Применение БЛД позволяет получить более широкий диапазон
эффективных режимов работы. Для ступеней с БЛД оптимальный
коэффициент быстроходности выше, чем для ступеней с ЛД почти в два
раза, и это позволяет при оптимизации ступеней иметь мало
отличающиеся радиальные размеры ЦН. Для оптимизации характеристик
ступеней с БЛД широко используют также варьирование соотношений
в3/в2 и в4/в3.

Третье звено ступени - ОНА или сборная камера - оказывают
второстепенное влияние на характеристики ЦН.

Влияние газодинамических параметров ступени М , , MU2 ,
Ф, у/Т, Кп на характеристики ЦН. Параметр MW]=W\/a3B в
сочетании с /|=ДГ-Д определяет ширину повышенных значений
КПД, так как они влияют на потери при входе в рабочее колесо. Значения
их должны быть согласованы с величинами d, D}, Дг и радиусом
входной кромки лопаток.

Параметр MUj в сочетании с определяет достижимое
отношение давлений в ступени. Однако с ростом Миг увеличиваются
потери трения на наружных поверхностях основного и покрывающего
дисков.

В отношении ступеней ЦН следует отметить, что при
у/} =0,40 .0,45 обеспечивается хороший запас по помпажу и достаточная
для линейных КС напорность, т.е. напорные характеристики достаточно
благоприятны.

Относительно значений Ф в подразделе 7.4 отмечалось, что
максимальный КПД ступеней достигался в диапазоне Ф =0,045...0,065
При Ф <0,045 растут потери трения в РК и БЛД, при Ф >0,065...0,07
растет Л/и , увеличивается неравномерность обтекания рабочих
лопаток, если колесо не пространственного типа. Согласно [5] при
Ф>0.07 предпочтительно применение осерадиальных рабочих колес.

Для получения благоприятной характеристики коэффициент
удельной быстроходности ЦН Кп должен быть увязан с таковым для
силовой турбины, чтобы обеспечить максимум произведения 77цн’7ст-
Если СТ требует понижения быстроходности, то предпочтительны
ступени ЦН с ЛД и рабочими колесами насосного типа. Если максимум
//цн ^ст обеспечивается при повышенных Кп, то предпочтительны
ступени ЦН с безлопаточными диффузорами.

7.10.	Неустойчивые режимы работы и помпаж в ЦН

В центробежных нагнетателях существуют нестационарные процес-
сы, вызванные неравномерностью потока по окружности в пределах
каналов рабочего колеса, диффузора, входных и обратных направляю-
щих аппаратов, а также из-за наличия входных и выходных патрубков.
При вращении ротора эта неравномерность превращается в
нестационарность, которая существует практически на всех рабочих
режимах [5]. Кроме этого, в проточной части может иметь место
вращающийся срыв в виде волн давления, перемещающийся по
окружности с определенной угловой скоростью. Пульсации давления
имеют частоту, некратную частоте вращения ротора. Возможны и
нестационарные процессы, вызванные отрывным обтеканием решеток
рабочего колеса и лопаточного диффузора. Эти нестационарные
процессы вызывают дополнительные потери энергии, снижают
напорность ступеней, сужают область рабочих режимов, вызывают
дополнительный шум и переменные аэродинамические силы,
воздействующие на элементы проточной части. Возмущения
распространяются как вниз, так и вверх по потоку от места возник-
новения. Исследованиями нестационарных процессов установлено, что
неравномерность во входных элементах ступени сдвигает вправо границу
устойчивости. Особенно чувствительны к неравномерности, вызванной
входным направляющим аппаратом, рабочие колеса осерадиального
типа, применяемые в НПГ, например, фирмами "Нуово-Пиньоне"
(Италия), "Ингерсол-Рэнд” (США) и др.

Распространенный вид потери устойчивости ЦН - вращающийся
срыв - сложный автоколебательный процесс, кратко описанный в гл. 2
применительно к осевым компрессорам. Вращающийся срыв может воз-
никнуть в различных элементах проточной части: рабочем колесе при
большом угле атаки на входе z'j, в развитом БЛД при малых углах входа
-а2< Ю... 12°), в ЛД при угле атаки на входе в решетку z3 > 7... 10°
[9]. Некоторые нестационарные процессы в НПГ могут, не вызывая
поломки ЦН, неблагоприятно отразиться на надежности приводящей их
ГТУ.

Наиболее опасный режим потери устойчивости - помпаж, или авто-
колебания в системе нагнетатель - сеть, называемые также критическим
режимом. При помпаже расход и потребляемая нагнетателем мощность
могут изменяться от нуля до номинала, возможен периодический выброс
газа из напорной полости на всас ЦН. Объясняется это тем, что при
уменьшении расхода приблизительно до 60% от расчетного из-за
несплошного течения в межлопаточных каналах, вызванного срывом
потока на входе в рабочее колесо и возрастанием влияния обратной
закрутки в пределах каждого канала, рабочее колесо уже не может
создать давление больше давления в диффузоре и напорной полости.
Возникает течение в обратном направлении. В результате этого
давление в емкости за диффузором упадет и колесо возобновит подачу
газа в прямом направлении до расхода, при котором возникает обратное
течение, а затем процесс повторяется. Чем выше емкость сети, тем ниже
частота помпажных колебаний и сильнее характерный свистящий шум.
Чем выше рабочее давление и, следовательно, плотность газа, тем
интенсивнее колебания. С повышением угла наклона лопаток колеса /?2
амплитуда пульсаций обычно растет.

Внешне помпаж проявляется в прерывистом шуме, сильных вибра-
циях, возможны периодические толчки. Нагнетатели различных конст-
рукций имеют свои присущие им внешние признаки проявления помпажа.
Причинами помпажа НПГ, кроме возрастания сопротивления сети и
чрезмерного снижения расхода, могут быть пониженная частота враще-
ния, влияние параллельно включенных более напорных ЦН, колебания
давления в сети, неправильная или несвоевременная перестановка кра-
нов в системе обвязки нагнетателя, попадание постороннего тела на за-
щитную сетку или входной направляющий аппарат и др. Помпаж НПГ,
снабженного БЛД, носит более мягкий характер, чем при ЛД, так как зона
обратных токов начинает формироваться на входе в БЛД.

Главная опасность помпажных колебаний для НПГ - большая веро-
ятность повреждения упорного подшипника, возможность разрушения
покрывающего диска рабочего колеса и разрыва заклепок, сильные
задевания и разработка зазоров в лабиринтовых уплотнениях. На приво-
дящей НПГ ГТУ наблюдаются броски мощности, частоты вращения и
температуры газа, иногда случаи помпажа осевого компрессора из-за
резкого колебания температуры перед турбиной, что приводит к аварий-
ной остановке ГПА. Экстренный вывод из режима помпажа НПГ осу-
ществляют обычно открытием рециркуляционного (перепускного) крана,
соединяющего напорную линию со всасывающей. При этом расход через
нагнетатель сразу возрастает, а степень сжатия падает.

Для предотвращения помпажа и повторного ввода нагнетателя в
работу необходимо выяснить и устранить причину, вызвавшую его,
например повысить частоту вращения, уменьшить подачу и напор
параллельно работающей группы и т.п. Подробные рекомендации
должны быть разработаны для конкретных условий эксплуатации.
Кратковременные помпажные колебания возможны и при остановке
нагнетателя, если неудачно выбрано время перестановки кранов на
обвязке. Если ГПА не оборудован автоматизированной системой
управления (например, "ССС", или "Turbolog", или подобной),
эксплуатационный персонал должен по показаниям штатных приборов
периодически контролировать положение рабочих точек цеховых
нагнетателей на характеристиках и не допускать опасного приближения к
помпажу. Обычно минимально допустимая приведенная рабочая
производительность должна не менее чем на 10% превышать
критическую Более конкретные цифровые рекомендации указываются в
эксплуатационной документации.

При неудовлетворительно работающей противопомпажной защите
персонал может пропустить момент перехода нагнетателя через
помпажную зону на левую ветвь характеристики. У некоторых НПГ работа
на левой ветви характеристики, в том числе и в режиме нулевой произво-
дительности, может внешне проявляться слабо и быть незамеченной,
если отсутствует замер расхода. Данные измерений давлений на
всасывающем и нагнетательном трактах свидетельствуют якобы о
нормальном напоре, создаваемом нагнетателем, хотя в
действительности расхода через проточную часть нет и рабочее колесо
быстро разогревает внутренние детали ЦН. Косвенным сигналом о
возможной работе в режиме нулевой производительности может служить
снижение температуры за турбиной и частоты вращения газогенератора,
так как мощность привода при этом заметно падает. Нагнетатель,
побывавший в режиме нулевой производительности длительное время,
должен быть остановлен, остужен без вскрытия, а исправность его затем
проверена имеющимися в распоряжении КС методами диагностики.

Существует ряд эффективных противопомпажных защитных
систем, позволяющих избежать попадания НПГ в помпаж и
сигнализирующих о близости к критическому режиму. Затруднительно
дать им одно общее описание. Весьма распространены системы, которые
сопоставляют расход с создаваемым ЦН напором, воздействуя при
неблагоприятных условиях на рециркуляционный кран. Существуют
также системы, реагирующие на приближение к помпажу по
возникновению вращающегося срыва (по скорости падения давления).
Ранее были широко известны сигнализаторы помпажа, применяемые
НЗЛ, системы противопомпажной защиты, разработанные ЦКТИ, ТМЗ и
др. Необходима окончательная тарировка систем противопомпажной
защиты непосредственно на месте установки в КЦ с учетом емкости и
действительных сопротивлений сети. Современные системы включают
не только защиту, но и противопомпажное регулирование, т.е.
специальный автоматически включающийся рециркуляционный кран с
подходящей характеристикой изменения проходного сечения. Однако
длительная работа с открытым рециркуляционным краном, естественно,
ухудшает экономические показатели и недопустима по условиям нагрева
газа.

Работа ЦН с очень большими расходами и малыми степенями
сжатия также относится к нерасчетным режимам. При этом углы входа
потока Д и выхода а2 возрастают, лопатки рабочего колеса и
диффузора обтекаются с очень большими положительными углами
атаки Нагнетатели, имеющие ЛД, находятся в худшем положении, чем
ЦН с БЛД. Внешне это явление проявляется в повышенных вибрациях и
шуме работающих НПГ. Пульсационные нагрузки могут вызвать
повреждение узлов ЦН, КПД нагнетателя заметно падает. Поэтому
изготовители ограничивают минимально допустимую степень сжатия или
максимальный объемный расход.

При остановке ГПА и неисправности отключающей арматуры обвяз-
ки возможен обратный ток через НПГ с нагнетательного трубопровода во
всасывающий. При этом роторы ЦН и силовой турбины приходят во
вращение. Такой режим опасен для упорного подшипника нагнетателя.
Если к этому времени уже была отключена подача масла, то неизбежны
повреждения подшипников скольжения силовой турбины. Персонал
должен помнить о возможности обратной раскрутки, особенно в нала-
дочный период эксплуатации.

В настоящее время почти все крупные газоперекачивающие
агрегаты оснащены такой подсистемой автоматического управления
(например, "ССС", "Turbolog" и др.), которая обеспечивает выбор
оптимального режима эксплуатации ЦН, противопомпажное
регулирование и защиту и выполняет другие важные функции.

7.11.	Конструктивные особенности основных узлов
нагнетателей природного газа

Достаточно подробный качественный анализ достоинств и
недостатков конструктивных решений отдельных узлов НПГ приведен в
работе [18]. Одно из общих требований к НПГ - достаточно массивный и
жесткий газоплотный корпус, способный без существенных деформаций
воспринять как внутреннее давление, так и значительные усилия и опро-
кидывающие моменты от труб обвязки. Большинство одноступенчатых
нагнетателей на отечественных газопроводах имеют один вертикальный
разъем для доступа к газовой полости. Двухступенчатые нагнетатели вы-
полняют и с одним, и с двумя вертикальными стыками- при литом корпусе
достаточен один разъем, при сварнокованом технологичнее иметь два
Корпуса с горизонтальным разъемом затрудняют удобный подвод и
отвод патрубков большого сечения, небезопасны при аварийных си-
туациях, когда разъем может потерять плотность, и в НПГ большой
размерности не применяются. Корпуса НПГ крепят к опорной раме с
помощью достаточно жестких лап, для воспринятия усилий от труб
используют также шпонки. Присоединение торцевых крышек к корпусу
осуществляют с помощью крепежных шпилек или в виде бесфланцевых
соединений различного типа.

Одноступенчатые НПГ имеют обычно консольные роторы и глухую
крышку, а для двухступенчатых характерны межопорные роторы с
размещением одного или обоих подшипников на крышках. В
двухступенчатых нагнетателях ротор вместе со съемными деталями
проточной части образует один или два сборочных узла. Рабочие колеса
насаживают на вал преимущественно на горячей посадке, иногда с
помощью жидкости высокого давления.

Осевые усилия в НПГ могут достигать значительных значений. Для
снижения осевого усилия при межопорных роторах используют лаби-
ринтовое уплотнение большого диаметра со стороны высокого давления,
называемое разгрузочным поршнем или думмисом. Газ, прошедший
через думмис, обычно направляют на всас.

Для восприятия осевых усилий используют двухсторонние упорные
подшипники с самоустанавливающимися колодками. Максимальные
окружные скорости на периферии упорных гребней могут превышать
100 м/с. Смазку в таких подшипниках осуществляют под существенно
повышенным давлением с целью предотвращения кавитационного вски-
пания масла в центральной части, где может образоваться разрежение.
С целью выравнивания нагрузок между отдельными колодками исполь-
зуют упругую осевую опору или различные устройства по типу приме-
няемых в упорных подшипниках паровых турбин. Важная особенность
упорных подшипников НПГ - работа с большим давлением в условиях
полусухого трения при запуске, что требует заливки колодок баббитом.

Опорные подшипники используют только типа скольжения (не ка-
чения), двухклиновые или многоклиновые (сегментные). Последние
хорошо демпфируют поперечные колебания ротора и обеспечивают
более спокойную работу ГПА. Для снижения протечек между вращаю-
щимися и неподвижными деталями используют лабиринтовые уплотне-
ния с острыми гребнями, а для обеспечения плотности между полостями
статора с различным давлением применяют кольцевые резиновые
шнуры. Для сохранения КПД нагнетателя важное значение имеет под-
держание малых зазоров в небольшом лабиринтовом уплотнении на
втулке покрывающего диска.

По концам вала располагают гидравлические масляные
уплотнения, предотвращающие выход газа в картеры подшипников.
Наиболее распространены втулочные уплотнения с плавающими
кольцами, но применяют и торцевые с тщательно обработанными
кольцами из антифрикционных материалов, например графит-карбид
вольфрама или баббитографит-сталь и др.

Некоторые особенности конструкции основных узлов НПГ рассмот-
рим на примере двухступенчатых нагнетателей НЦ-16/76, типа 235 НЗЛ и
2Н-16 ТМЗ. Два первых нагнетателя широко распространены на КС
газопроводов, и конструкции их являются развитием ряда проверенных в
эксплуатации решений.
Нагнетатель НЦ-16/76 (рис.7.9) с номинальной частотой
вращения 5300 об/мин для ГПА мощностью 16 МВт [19] имеет кованый
цилиндрический корпус с двумя жесткими вертикальными и тоже
коваными крышками, на которых смонтированы узлы подшипников и
уплотнений. Крышки зафиксированы в корпусе с помощью упорных
разрезных колец. Всасывающий и нагнетательный патрубки - кованые,
приварены к корпусу снаружи, опорные лапы корпуса также приварные.
Для герметизации соединений крышки-корпус и внутренних полостей
проточной части используют кольцевые резиновые шнуры различного
диаметра. Конструкция кованого наружного корпуса позволяет
использовать его и для перспективного давления 10 МПа при умеренной
толщине стенки (около 120 мм). Необходимые полости получены с
помощью тонкостенного литого внутреннего корпуса, также не имеющего
горизонтального разъема. Внутренний корпус при сборке вкатывается в
наружный на специальных роликах. На внутреннем корпусе закреплен
ВНА, представляющий собой систему радиальных ребер, лопаточные
диффузоры обеих ступеней, наружная часть ОНА. Внутренняя разъемная
часть ОНА извлекается вместе с ротором.

Ротор имеет ступенчатый вал с максимальным диаметром
(посередине) около 300 мм, на который насажены рабочие колеса,
думмис (разгрузочный поршень), втулки уплотнений, полумуфта для
воспринятая крутящего момента и упорный гребень. Лопатки рабочего
колеса выфрезерованы из тела основного диска, соединены с
покрывающим (покрывным) диском с помощью вакуумной пайки. Ротор
приспособлен для многоплоскостной балансировки. Для извлечения
ротора нет необходимости доставать внутренний корпус и диффузоры.

Воспринимающий осевые усилия упорный подшипник типа Митчел-
ла имеет пакеты колодок с обеих сторон. Опорные подшипники сегмент-
ного типа; каждый состоит из пяти самоустанавливающихся сегментов.
Уплотнения имеют лабиринтовую часть и масляную концевую часть в ви-
де щелевого уплотнения с плавающими кольцами.

Выходная сборная камера образована с помощью кольцевого
углубления на торцевой крышке и специально присоединенной к ней
улитки Из статорных деталей разъем имеет только внутренняя часть
ОНА.

Общее конструктивное решение нагнетателя позволяет
сравнительно легко заменять при необходимости детали проточной части
и получать различные модификации.

Двухступенчатый нагнетатель типа 235-21 (рис.7.10)
разработан НЗЛ также в нескольких модификациях по параметрам на
расчетную частоту вращения 4800 об/мин для ГПА мощностью 10 МВт
Отличительная его особенность - литой корпус и литая крышка с
обычным фланцевым соединением. Корпус снабжен достаточно
жесткими лапами, которые обеспечивают надежное крепление
нагнетателя к опорной раме Присоединительные сечения патрубков
нагнетателя расположены соосно
Рис 7 9 Нагнетатель НЦ-16/76/1,44

1 - корпус нагнетателя, 2, 3 - торцевые крышки, 4 - ротор нагнетателя, 5, 6 - рабочие колеса первой и второй ступеней,
7 - думмис, 8, 9 - лопаточные диффузоры, 10 -обратный направляющий аппарат, 11 - опорный подшипник, 12 - опорно-упорный
подшипник, 13, 14 - торцевые уплотнения
Рис 7 10 Нагнетатель типа 235-21 (с горизонтальным разъемом)

1 - рабочее колесо, 2 - лопаточный диффузор 3 - корпус, 4 - крышка, 5 - сборная камера, 6 - думмис, 7 - упорный
подшипник
Ротор нагнетателя конструктивно объединен с закладными
деталями проточной части так, что образует единый сборочный блок
(пакет). Это позволяет заметно сократить затраты времени на ремонт,
так как для группы нагнетателей поставляется запасной комплект.
Существует две сборочных модификации нагнетателя: с горизонтальным
разъемом закладных частей и без горизонтального разъема. В первом
случае при разборке - сборке есть хороший доступ для контроля за
зазорами и взаимным положением деталей в проточной части и
уплотнениях. Во втором случае (только вертикальные стыки) конструкция
лабиринтовых уплотнений допускает осевую сборку, а для разборки -
сборки ОНА, конструктивно объединенного с лопаточными диффузорами,
снимают, а затем устанавливают рабочее колесо первой ступени,
которое фиксируется в осевом положении на валу резьбовой втулкой.

Рабочие колеса имеют цилиндрические лопатки, которые
выфрезерованы в теле основного диска, покрывающий диск приварен к
лопаткам. За рабочим колесом второй ступени на валу расположен
разгрузочный поршень.

Упорный подшипник находится в картере, прикрепленном к крышке
с помощью болтов и шпилек. Вкладыши опорных подшипников пред-
ставляют собой разъемные втулки. Картер опорного подшипника со сто-
роны привода конструктивно объединен с корпусом муфты. Достаточно
просторная выходная сборная камера образована несколькими деталями
нагнетателя.

Для соединения с ГТУ типов ГТН-16М1 и ГТН-25-1 Турбомоторным
заводом был разработан единый двухступенчатый нагнетатель
2Н-16(2Н-25) с различными расчетными частотами вращения:

при Nt ~ 16 МВт - 5100 об/мин;

при = 25 МВт - 5650 об/мин.

Поскольку конструкция нагнетателя предусматривает работу на
двух номинальных расходах, отличающихся в —1,5 раза, представляет
интерес характеристика этого ЦН, изображенная на рис.7.11. Мощность
привода 16 МВт реализуется при коммерческом расходе около
33 млн. нм3/сут, отношении давлений 8 = 1,44 с запасом по устойчивости
Ораб/£?помп =Ь8, а мощность 25 МВт потребляется при расходе около
48 млн. нм3/сут, при (2раб/(?помп = 2,8 и таком же отношении давлений.
Такое решение, характерное для поставки нагнетателей малой
серийности, удалось реализовать, применяя рабочие колеса с углами
= 42б?, Д, =32° и безлопаточные диффузоры с Z)4/Z)2-
Расчетный КПД обеих модификаций, как следует из характеристики,
около 83% [8].
Рис 7.11. Газодинамические характеристики двухступенчатого
нагнетателя 2Н-25-76-1,44

1 - 2Н-16-76-1.5, 2 - 2Н-25-76-1.5 (R=1,31, z=0,9, Я=507 Дж/(кг К), Ti=288 К)

Продольный разрез нагнетателя представлен на рис.7.12.
Конструкция ЦН предполагает понижение давления в запорных масляных
уплотнениях и использование прошедшего через лабиринтовые
уплотнения газа в качестве топливного в камере сгорания ГТУ.

Литой корпус ЦН имеет приболченную кольцевую стенку, которая
не снимается при ремонтах ЦН, а только в случае модернизации с
заменой проточной части. В этой стенке закреплена легкосъемная
овалообразная крышка, в которой расположен задний подшипниковый
узел

Для снижения осевого усилия на роторе имеется разгрузочный
поршень. Осевые усилия силовой турбины и ЦН противоположны по
знаку и на рабочих режимах воспринимается упорным подшипником
нагнетателя

Опорные (радиальные) подшипники нагнетателя сегментного типа,
масляные уплотнения - втулочного типа с плавающими кольцами.

Нагнетатель установлен на невысокой жесткой раме, вместе с кото-
рой может быть перемещен и зафиксирован после прицентровки к СТ.

Спорным решением в конструкции является сравнительно малый
диаметр входного и выходного патрубков 0450 мм.

Более подробно элементы конструкции различных
одноступенчатых и двухступенчатых ЦН описаны в [20].
б

Рис.7 12. Продольный разрез двухступенчатых нагнетателей ТМЗ 2Н-16-М1 и 2Н-25:

1 - корпус нагнетателя, 2 - стенка промежуточная, 3 - ротор нагнетателя, 4 - передний опорный вкладыш; 5 - задний опорно-
упорный вкладыш, 6 - аккумулятор масла, 7 - переднее концевое газовое уплотнение; 8 - заднее концевое газовое уплотнение;

9 - переднее плавающее масляное уплотнение, 10 - заднее плавающее масляное уплотнение; 11 - входной направляющий
аппарат; 12 - обратный направляющий аппарат; 13 - рама нагнетателя, 14 - крышка, 15 - рама-маслобак
7.12.	Кратко о сухих газовых уплотнениях и электромагнитном
подвесе роторов в ЦНПГ

В последнем десятилетии в различных конструкциях нагнетателей
природного газа стали применяться сухие (безмасляные) концевые
уплотнения и безмасляные радиальные и осевые подшипники с
электромагнитным подвесом роторов. Преимущества таких узлов
значительны:

•	исключение громоздкого и энергоемкого масляного хозяйства с
электронасосом, трубопроводами, аккумулятором масла, дегазатором
и т.п.;

•	повышение качества перекачиваемого газа благодаря отсутствию
контакта с маслом;

•	снижение безвозвратных потерь газа

Одна из распространенных схем сухого уплотнительного
устройства фирмы "Бургман" представлена на рис.7.13. Здесь благодаря
минимальным зазорам, измеряемых в микрометрах между кольцом поз.1
(седлом) и кольцом поз.2 (торцом), создается газодинамическое
запирание с минимальной протечкой газа на некоторых режимах на
свечу. Вращающиеся неподвижные кольца выполнены из высокотвердых
материалов со специальным покрытием

Известны сухие газовые уплотнения с буферным газом,
используемые в последных модификациях нагнетателей фирмы "Нуово
Пиньоне" типов 804 и 603, установленные на КС ООО "Тюментрансгаз",
Ивдельская, Пельмская и др. [20].

Недостатками сухих газовых уплотнений являются:

•	необходимость более тщательной очистки газа;

•	высокая стоимость новых узлов;

•	необходимость повышенной культуры обслуживания.

Основные достоинства системы электромагнитного подвеса
роторов;

•	исключение системы маслоснабжения ЦН и потерь масла в его
маслосистеме;

•	снижение механических потерь мощности в подшипниках.

Конструктивная схема опытного электромагнитного опорно-
упорного подшипника опытной модификации нагнетателя НЦ-16/76
представлена на рис.7.14.**

Цапарин I азивые уплотнения Burgman для компрессоров, работающих с природным газом //Труды
lc щмию между народною симпозиума ’’Потребители-производители компрессоров и компрессорною
>бор\доваш!Я С-Пб 200! С 75 84

Опыт внедрения и эксплуатации бессмазочных центробежных компрессоров природного газа
мощностью !6 МВт / Е Д Наумов. А Г Овсиенко, В П Парафейник и др // Труды седьмого
меж 1ународного симпозиума "Потребители-производители компрессоров и компрессорного
ооорх зования С Пб,200! С 126 143
2

1

3... 5 мкм___________

Уплотнительный зазор

Рис.7.13. Схема сухого газодинамического уплотнения фирмы "Бургман"'
1 - вращающееся кольцо из карбида кремния со специальным покрытием;
2 - неподвижное кольцо

1	2	3	4	5

Рис.7.14. Опорно-упорный подшипник компрессора НЦ-16/76-1,44:

1 - наружный корпус; 2 - магнитопровод; 3 - диск упорный; 4 - корпус; 5 - кожух;

6 - крышка полюсная упорного подшипника; 9 - ротор подшипника; 8, 10 - стра-
ховочные подшипники; 11 - катушка полюсная опорного подшипника; 12 - статор
как видно из рисунка, необходима еще установка специальных
* |раховочных подшипников качения.

Известны также активные магнитные подшипники фирмы
ACTIDYNE".

Основными недостатками схема электромагнитного подвеса
роторов является дороговизна активных электромагнитных подшипников
и большое число вспомогательных систем и измерительных устройств,
обеспечивающих различные режимы, в том числе действия при
аварийных ситуациях.

Тем не менее, благодаря исключению потерь трения в
подшипниках и ликвидации достаточно сложного масляного хозяйства,
экономический эффект от применения этих бессмазочных узлов в
нагнетателях природного газа значителен, и будущее очевидно за ним.
Глава 8. КОНВЕРТИРОВАННЫЕ АВИАЦИОННЫЕ И СУДОВЫЕ
ДВИГАТЕЛИ С СИЛОВЫМИ ТУРБИНАМИ ДЛЯ ГПА

8.1.	Схемы авиационных ГТД и их характеристики

Авиадвигателестроение - наиболее прогрессивная и быстро
развивающаяся отрасль газотурбостроения. Авиадвигатели для
гражданского воздушного флота отличаются повышенным уровнем
надежности, высокими параметрами цикла и Гг), малой массой.
Единичные мощности авиадвигателей, применяемых на больших
пассажирских и транспортных самолетах, соответствуют номенклатуре
ГПА компрессорных станций газопроводов. Кроме того, для ГПА можно
использовать узлы и детали авиадвигателей, отработавших летный
ресурс, но пригодных для дальнейшей эксплуатации на земле.

Основные схемы авиадвигателей, применявшихся и применяемых
на самолетах гражданской авиации, представлены на рис.8.1. В
турбореактивных двигателях (ТРД) тяга создается непосредственно за
счет реакции вытекающей струи, которая одновременно является и
движителем ТРД эффективны при больших скоростях полета.
Газогенераторная часть двигателя может состоять из двух компрессоров
и двух турбин. За турбиной может располагаться вторая камера сгорания,
называемая обычно форсажной. На скоростных самолетах ее
целесообразно включать при сверхзвуковой скорости полета. Форсажной
камерой сгорания оснащаются и самолеты военного назначения. ТРД с
форсажной КС эквивалентны ГТУ с промежуточным подогревом.

Рис 8.1. Основные схемы авиадвигателей:

а - турбореактивный, б - турбовинтовой, в - двухконтурный турбореактивный,
1 - компрессор, 2 - камера сгорания, 3 - турбина; 4 - реактивное сопло;

5 - вентилятор; 6, 7 - компрессоры соответственно низкого и высокого
давления; 8, 9 - турбины соответственно высокого и низкого давления;

10- редуктор
Турбовинтовые двигатели (рис.8.1, б), в которых движителем
шляется воздушный винт, ранее выполняли одновальными
(отечественные НК-12МВ, АИ-20, АИ-24 и др.), в дальнейшем в связи с
ростом тгк использовали конструкции с двумя турбинами. ТВД
целесообразны при небольших скоростях полета, когда работа
воздушного винта наиболее эффективна.

Двухконтурные турбореактивные двигатели (ДТРД) наиболее
распространены в современной гражданской авиации. Тяга в них созда-
ется за счет реактивной силы потока воздуха в наружном вентиляторном
контуре и продуктов сгорания, выходящих из турбины (рис.8.2). Основные
достоинства ДТРД по сравнению с ТРД и ТВД - более высокая
экономичность на больших дозвуковых скоростях полета, меньший
уровень шума. Наиболее распространенные первые отечественные
ДТРД: НК-8-2у для Ту-154, Д-30 и Д-ЗОК для Ту-134 и Ил-62М, АИ-25 для
Як-40.

Существуют еще турбовинтовентиляторные двигатели
усовершенствованные ТВД, имеющие двухкаскадный газогенератор и
силовую турбину с эффективным движителем в виде многолопастного
воздушного винта с саблевидными лопастями. В настоящее время такие
двигатели разрабатывают для полета со скоростью до 850...900 км/ч, так
как они имеют меньший удельный расход топлива, чем ДТРД.

Рис.8.2. Конструктивная схема двухконтурного ТРД с передним
расположением вентилятора второго контура.

I - лопатка входного направляющего аппарата, 2 - двухступенчатый венти-
лятор, 3 - канал для выхода воздуха из первого контура в атмосферу; 4 - шести-
(.тупенчатый компрессор среднего давления; 5 - семиступенчатый компрессор
высокого давления; 6 - камера сгорания; 7 - одноступенчатая турбина, приво-
дящая компрессор высокого давления, 8, 9, 10 — три ступени турбины,
приводящей двухступенчатый вентилятор и компрессор среднего давления
В 70-90-е годы прошлого столетия мировой рынок авиадвигателей
был в основном заполнен продукцией трех крупных производителей:
’’Пратт и Уитни’’, "Дженерал Электрик’’ и ’’Роллс-Ройс’’. Они
разрабатывали также модификации двигателей с увеличенным ресурсом
для использования на кораблях и на земле: это известные FT4 и FT8
("PW"), LM1500, LM2500, LM5000 ("GE”), Коберра серий 2000 и 6000
("R-R"). Благодаря успехам крупных творческих коллективов и жесткой
конкуренции к 90-м годам в лучших образцах уже был достигнут уровень
эффективного КПД в условиях наземного применения около 40%. Все эти
модификации выпускали различные японские и европейские фирмы.

В отечественных ОКБ была разработана вся номенклатура
авиадвигателей, необходимых для самолетного парка страны.
Наибольшие успехи советских и в дальнейшем российских
авиадвигателестроителей относились к двигателям небольшого ресурса
для военной авиации. Первый отечественный конвертированный
авиадвигатель для газоперекачивающих агрегатов был разработан в
Самарском НТК. Это был НК-12СТ мощностью около 6 МВт на базе ТВД
НК-12МВ. Полученные агрегаты получили обозначение ГПА-Ц-6,3, и их
было установлено на отечественных газопроводах более 600 единиц. В
дальнейшем этим же коллективом был разработан двигатель мощностью
16 МВт на базе авиадвигателя НК-8-2у, получивший обозначение
НК-16СТ. Более пятисот агрегатов с этим двигателем было установлено
на компрессорных станциях. НК-16СТ выгодно отличался от НК-12СТ
более высокой экономичностью, мощностью и модульностью
конструкции. Оба этих двигателя и ГПА в целом широко описаны в
литературе.

В дальнейшем Самарским НТК были разработаны двигатели
мощностью 16 МВт типа НК-38СТ, 25 МВт типа НК-36СТ. Другими ОКБ
также были предложены эффективные двигатели, описанные, например,
в [17] и других источниках.

8.2.	О разработке авиационных двигателей и их
конвертировании в наземные ГТУ

При проектировании авиадвигателей для гражданского воздушного
флота во главу угла ставят задачи обеспечения максимальной надежно-
сти, высокой экономичности и минимальной массы. Надежность обеспе-
чивают длительными доводочными и ресурсными испытаниями большого
числа опытных ГТД на наземных стендах и в летающих лабораториях,
строгой регламентацией технологии изготовления, сборки и эксплуата-
ции. Необходимая экономичность достигается высокими параметрами
двигателя (тгк и Т{ ), совершенной аэродинамикой турбомашин, рацио-
нальным использованием воздуха для охлаждения высокотемпературных
деталей. В ДТРД удельный расход топлива снижается при повышении
степени двухконтурности (отношения расхода воздуха через венти-
ляторный контур к расходу воздуха через двигатель), при этом скорость
истечения струи приближается к скорости полета и растет КПД движи-
теля. Хорошие массовые показатели обеспечиваются за счет
положенного в основу при проектировании принципа минимизации массы
путем рационального использования материала, за счет новой
технологии получения заготовок, широкого применения легких сплавов и
материалов с высокой удельной прочностью (титановые, магниевые и
другие сплавы)

Период создания авиадвигателя нового типоразмера занимает не
менее десяти лет, новой модификации двигателя - три-четыре года.
Наиболее общим критерием совершенства авиационных двигателей в
гражданском воздушном флоте является стоимость жизненного цикла,
те. суммарные затраты на изготовление, топливо, обслуживание и
ремонт двигателя за время его использования. Другими, менее общими
критериями совершенства авиадвигателей для заданных скорости и
дальности полета может быть суммарная масса и стоимость силовой
установки и топливной системы с топливом, эксплуатационные расходы в
единицах стоимости на тоннокилометр при заданной скорости полета.
(Силовая установка состоит из двигателей и систем, обеспечивающих их
эксплуатацию.) Частными критериями, используемыми при оценке
двигателей, служат общий и межремонтный ресурс двигателей,
стоимость, удельный расход топлива, удельная масса, затраты на обслу-
живание и ремонт и др.

К началу XXI века для новых двигателей характерно > 30,
tv >1250 °C, 7*пол ~0,88...0,9, 7* = 0,9...0,92. Кроме роста термодина-
мических параметров и повышения г/к и т/т достигается значительный
прогресс в усовершенствовании систем охлаждения деталей турбины, в
развитии системы технической диагностики, в создании модульных
конструкций, т.е. таких, которые предусматривают конструктивное
разделение двигателя на взаимозаменяемые блоки (модули), что
позволяет сократить затраты на ремонт путем замены вышедших из
строя модулей.

Для авиадвигателестроения характерно постоянное совершенство-
вание технологических процессов изготовления, например в последнее
время дисков турбины из гранул жаропрочных никелевых сплавов,
широкое применение композиционных материалов в холодных узлах
двигателя, литых рабочих лопаток турбины с направленной
кристаллизацией и монокристальных, теплозащитных покрытий
охлаждаемых деталей и т.п. При разработке турбомашин ГТД
наблюдается увеличение аэродинамической нагрузки на ступень
(особенно в компрессорах), использование при проектировании
проточных частей методики расчета пространственного потока с учетом
вязкости и турбулентности, улучшение профилей охлаждаемых лопаток,
активное регулирование радиальных зазоров в проточной части с целью
повышения экономичности на переменных режимах.
Целесообразность конвертирования авиадвигателей в приводные
ГТУ определяется следующими обстоятельствами: нехваткой совершен-
ных стационарных ГТУ, прогрессом в авиадвигателестроении в части
повышения надежности и экономичности, высоким уровнем качества
изготовления авиадвигателей, приспособленностью их к организации
централизованного ремонта, возможностью использования некоторых
узлов и деталей двигателей, отработавших летный ресурс.

При конвертировании авиадвигателя для работы на КС необходимо
выполнить большой объем работы, обусловленной типом двигателей [4].
Переработка ТВД или ДТРД обычно включает в себя: замену топливной
системы. замену подвески (крепления) двигателя, снижение
максимальной частоты вращения, температуры газа и степени сжатия,
удаление вентиляторного контура (в ДТРД) или редуктора в ТВД,
перестановку навесных агрегатов с корпуса двигателя на раму, замену
систем регулирования и автоматического управления и т.д. В отношении
проточной части турбокомпрессорной группы отметим следующее.
Одновальные ТВД удобнее превратить в двухвальные за счет
уменьшения числа ступеней на выделяемом валу турбокомпрессора и
добавления свободной турбины, что и выполнено, например, в двигателе
НК-12СТ агрегата ГПА-Ц-6,3. В ДТРД с передним расположением
вентилятора предпочтительно удалить периферийную часть ступени вен-
тилятора, относящуюся к наружному контуру. Так выполнен, например,
двигатель НК-16СТ при преобразовании ДТРД НК-8-2у. Наиболее
целесообразный путь конвертирования определяют разработчики ГТД.

В вопросе конструктивного облика свободной турбины нет единого
мнения. В зарубежной практике преобладают силовые турбины стацио-
нарного типа на подшипниках скольжения с горизонтальным разъемом
статора. Их ремонтируют на месте эксплуатации, как и НПГ. Соединение
силовой турбины с газогенератором осуществляют с помощью
эластичного переходного патрубка. Тогда при замене газогенератора во
время ремонта нет необходимости в точной его прицентровке к силовой
турбине, так как связь между ними только газодинамическая. Подшипники
скольжения (опорный и упорный) имеют неограниченный ресурс, а
упорный подшипник может воспринять значительную осевую нагрузку,
что дозволяет поднять КПД силовой турбины за счет повышения
реактивности ступеней до оптимальной. Силовые турбины обычно
выполняют двухступенчатыми, что позволяет через ряд лет осуществить
модернизацию и применить новый газогенератор с более высокими
параметрами и увеличенным теплоперепадом на силовую турбину.
Иногда стационарные силовые турбины устанавливают на общей раме с
НПГ и оснащают их общей масляной системой. Подробно об этом в
подразделе 8.3.

В отечественной практике при конвертировании авиадвигателей
получили распространение силовые турбины транспортного типа на
подшипниках качения, имеющие единый конструктивный облик с
газогенератором. Достоинство такого решения - вынесение ремонтных
работ по силовой турбине с площадки КС, так как СТ не имеет
горизонтального разъема и ремонт ее следует проводить на специальных
ремонтных базах. Недостатки этого решения - меньший ресурс работы
подшипников и необходимость тщательной прицентровки к нагнетателю
после ремонта, для чего не всегда можно создать комфортные условия, а
также повышенные затраты на ремонт по сравнению с СТ стационарного
типа.

На отечественных газопроводах большое распространение
получили конвертированные двигатели: двухвальный НК-12СТ и
трехвальный НК-16СТ мощностью соответственно 6,3 и 16 МВт. Общими
их характерными чертами является: возможность установки ГПА на
открытой площадке в блок-контейнерах без строительства здания,
частичное использование двигателей после отработки ими летного
ресурса. достаточно высокая быстроходность, отсутствие
горизонтальных разъемов статора двигателя, возможность сравнительно
быстрой замены при необходимости.

В то же время двигатель НК-16СТ, созданный с учетом опыта
использования НК-12СТ, в большей мере отвечает специфическим
требованиям эксплуатации на КС газопроводов. В частности, в нем
модуль силовой турбины можно заменить независимо от блока
газогенератора, значительное число трубопроводных соединений
выполнено с помощью легко разъединяемых гибких шлангов, более
рационально размещены маслоохладители, выделен удобный для
обслуживания блок маслоагрегатов и т.д.

При использовании не отработавших летный ресурс старых
двигателей, а новых и современных технический и экономический
эффект от применения авиапривода для ГПА более высок, так как это
дает заметное ускорение ввода в строй компрессорных цехов и снижение
расхода топливного газа. Значительную выгоду должна дать и высокая
модульность конструкции новых двигателей, обеспечивающая снижение
затрат на ремонт. В целом широкое применение авиапривода в
отечественном транспорте газа в 70-е и 80-е годы позволило
существенно сократить капитальные затраты и упростить сооружение
компрессорных цехов, так как перенос с площадки КС в специальные
центры ремонта ГТД позволил сооружать для них не здания, а блок-
боксы, что сократило сроки и позволило полнее индустриализировать
строительство компрессорных станций.

Однако в длительной эксплуатации затраты на обслуживание и
ремонт конвертированных авиационных двигателей, размещаемых в
блок-боксах, особенно в условиях средних и северных широт России,
оказались в 2,5...3,0 раза выше, чем для газотурбинного привода
стационарного типа, размещаемого в зданиях и укрытиях и
ремонтируемого на месте [4].

Положение дел может быть улучшено, если конвертированный для
условий земли авиапривод размещать не в блок-боксах, а в легких
промышленных зданиях, позволяющих создать более комфортные
условия для обслуживающего и ремонтного персонала, что влияет на
качество и уровень проводимых работ

8.3.	О конструкции свободной силовой турбины
при авиационном газогенераторе

В зарубежной практике использование авиационных двигателей для
работы в наземных приводных установках с применением свободных силовых
турбин (ССТ) стационарного типа является преобладающим решением Из
крупных производителей газотурбинных приводов не стала на этот путь лишь
фирма "Дженерал Электрик" которая для соединения с компрессорами и
подобными машинами на земле применяет как конвертированные судовые
двигатели серий LM, так и ГТУ стационарного типа, предусматривающие
возможность использования регенерации теплоты с существенным ростом
экономичности

Недостатки работающих силовых турбин, поставляемых совместно с
авиационными газогенераторами, в газотранспортных объединениях известны
• повышенные затраты на обслуживание и ремонт, связанные с
недостаточным фактическим межремонтным ресурсом СТ и с
необходимостью отправки модуля СТ для ремонта в специализированный
центр,

•	неудовлетворительная газовыпускная система, при которой теряется
значительная часть энергии потока и растет расход топливного газа

Преимущества ССТ стационарного типа в соединении с авиационными
газогенераторами также известны В частности.это

•	возможность достижения более высокой экономичности за счет применения
менее нагруженного облопачивания и развитого классического диффузора

•	снижение затрат на обслуживание и ремонт при большем общем и
межремонтном ресурсе

Отметим характерные черты распространенных силовых турбин
зарубежных фирм

В 70-е годы были широко известны двухступенчатые СТ стационарного
типа фирмы "Зульцер-Эшер Висс" (АББ), соединяемые с авиационными
газогенераторами фирмы "Ролле Ройс" Достоинствами этих СТ, в частности
были

•	жесткий конический корпус турбины с горизонтальным разъемом и хорошим
доступом к сопловым и рабочим лопаткам,

•	наличие цилиндрических хвостовиков в силовых лопатках обеих ступеней,
что позволяет согласовывать СТ с различными газогенераторами,

•	выходной диффузор с конической внутренней стенкой, что обеспечивает его
эффективную работу при некоторой закрутке потока за последней ступенью

Более современными являются решения фирмы "Нуово Пиньоне" [4]
поставлявшей с 1978 г хорошо зарекомендовавшие себя приводные ГГУ
"гибридной" конструкции с авиационными газогенераторами На КС "Алмазная"
Пермтрансгаза работают такие агрегаты с отечественным авиационным
газогенератором (типа АЛ АО "Люлька-Сатурн") Распространены ГПА с
известным газогенератором фирмы "Дженерал Электрик" типа LM-2500
называемые PGT-25 (более 100 агрегатов в 1997г)
Отметим некоторые особенности СТ стационарного типа фирмы "Нуово
Пиньоне” В качестве основы статора использован газовыпускной патрубок
содержащий эффективный выходной диффузор, не требующий
дополнительной осевой длины (рис 8 3) Патрубок установлен на легкой
жесткой раме на четырех опорах К вертикальному фланцу патрубка
прикреплен корпус двухступенчатой турбины

Рис 8 3 Силовая турбина фирмы "Нуово Пиньоне" в сборе

с газогенератором LM-2500

На той же раме расположен литой чугунный корпус подшипников со
стальной гильзой включающей опоры и консольную часть полого ротора с
центральным стержнем (рис 8 4) Диски турбины прикреплены с помощью
стяжных болтов к фланцу ротора Упорный подшипник - с
самоустанавливающимися колодками, опорные подшипники сегментного типа
Корпус упорного подшипника связан со статором проточной части турбины, вся
система хорошо демпфирует колебания ротора и позволяет работать даже с
некоторым его небалансом Расчетная частота вращения ротора 6500 об/мин,
температура газа на входе в СТ около 800 °C

Главная направленность спроектированной турбины - пригодность для
соединения с различными газогенераторами при высоком внутреннем КПД Для
удовлетворения этому приняты постоянный средний диаметр лопаточных
венцов малый угол раскрытия проточной части в меридиональной плоскости
(рис 8 5) Степень реактивности -50% на среднем диаметре и около 20% в
корне использованы современные способы проектирования ступеней высокой
эффективности Малые удлинения (широкие хорды) лопаток позволяют

Cliclhm R High Speed Power Turbine tor LM25ОСЬ Gas Generator Compressor Tech 1977 №6 C 60 62
сократить их число повысить КПД турбины за счет уменьшения кромочных
потерь снижения относительной шероховатости и тд Современный диффузор
со степенью расширения 2 9 и промежуточной кольцевой поворотной
перегородкой обеспечивает полезное использование более половины
динамического напора за последней ступенью Опирание ротора через корпус
подшипников на раму позволяет избежать во входной части диффузора
реберной системы которая могла бы существенно ухудшить эффективность
патрубка Обеспечивается легкая разборка турбины в сторону газогенератора
а капитальный ремонт СТ по информации фирмы занимает всего несколько
дней

Рис 8 4 Корпус подшипников СТ PGT-25 с валом ротора

Рис 8 5 Проточная часть турбины PGT-25
В агрегатах конца 90-х годов измеренный адиабатный КПД СТ при
мощности около 30 МВт составляет 7/т = 0,94 КПД газотурбинного привода с
совершенным газогенератором в условиях ИСО около 40% Представляет
интерес наличие регулируемого соплового аппарата первой ступени СТ (около
60 сопловых лопаток) Это дает возможность более точной подстройки к
различным газогенераторам а также возможность поддерживать постоянные
обороты турбокомпрессора препятствовать снижению мощности при
загрязнении его лопаточного аппарата и при повышенной температуре воздуха

Весь турбоагрегат PGT-25 имеет прочный кожух-укрытие с
расположенными внутри грузоподъемными средствами Соединение силовой
турбины с газогенератором осуществляется жесткой связью но модуль СТ
четко выделен

Не менее интересны решения фирмы МАН ГХХ которая для соединения
с неустаревшим пока газогенератором фирмы P&W FT8 обеспечивающим КПД
ГТД около 40%, совместно с фирмой "Турбо пауэр' (ТРМ) в конце 80-х - начале
90-х годов разработала несколько модификаций ССТ полустационарного типа
на 3000 3600 5500 об/мин мощностью около 25 МВт Для механического
привода предназначена модификация FT8-55

Фирму МАН ГХХ привлекало в этой конструкции

•	выигрышное соотношение стоимости и характеристик ГТД

•	простота обслуживания с минимальными затратами времени и труда

•	высокая надежность

•	хорошая топливная экономичность,

•	удовлетворение экологическим требованиям

В модификации FT8-55 с частотой вращения 5000-5500 об/мин была
принята трехступенчатая конструкция силовой турбины оптимальная по
мнению разработчиков для механического привода В качестве исходной
позиции был принят межопорный (бесконсольный) ротор жесткого типа на
подшипниках качения Такое решение было обосновано желанием иметь
общую масляную систему с газогенератором и нецелесообразностью
применения второй масляной системы так как ротор приводимого газового
компрессора имеет сухие магнитные опоры Подшипники выбраны с ресурсом
не менее 50 тыс часов Передний подшипник снабжен демпферной
(идравлической опорой (рис 8 6)

Лопаточный аппарат турбины с постоянным корневым диаметром имеет
периферийный меридиональный угол раскрытия проточной части 15° Развитый
выходной диффузор со степенью расширения около 3 5 имеет малый угол
I аскрытия и три промежуточные торообразные перегородки что снижает
1 тери при повороте потока Недостатком конструкции является наличие ребер
входной части диффузора которые могут вносить возмущения при
к расчетных режимах работы Сопловой аппарат первой ступени без
пизонтального разъема размещен в переходном корпусе Сопловые аппараты
шорой и третьей ступеней в коническом корпусе с горизонтальным разъемом
вертикальными фланцами разъемная часть корпуса присоединена к двум
н оазъемным что должно обеспечивать отсутствие коробления разъемной
। । ги закрытой специальной обечайкой Сравнительно широкие хорды лопаток
пособствуют снижению их числа и повышению КПД турбины

II 1development of з роиtr turbine for he Г 1 Si is t irbme Док iaj (| MANullH 199 10 p
Газогенератор	Силовая турбина FT8-55

Рис 8 6 Продольный разрез силовой турбины FT8-55 с частью газогенератора
Ротор турбины состоит из трех рабочих колес и двух концевых частей
(оединенных с помощью периферийных стяжных болтов Корпус рассчитан на
непробиваемость сломавшейся рабочей лопаткой Диски по несущей
способности могут выдерживать почти двухкратное превышение расчетных
оборотов Задняя опора ротора объединена с жесткой оребренной частью
выходного диффузора

Наличие горизонтального разъема статора дает возможность замены
(опловых и рабочих лопаток с небольшим объемом сборочно-разборочных
работ

Корпус силовой турбины опирается на две шарнирные опоры и имеет
общую раму с газогенератором, но вся СТ представляет собой законченный
модуль значительная часть работ по обслуживанию которого может
производиться на месте установки

В целом конструкция ССТ газотурбинного привода FT8-55 носит черты
как авиационного ГТД (подшипники качения, синтетическое масло) так и
стационарной ГТУ (разъемный корпус турбины, увеличенная масса лопаток и
ротора) Расчетный ресурс ССТ фирмы МАН ГХХ 100 тысяч часов

Представляет интерес также динамика развития ССТ фирмы "Купер
Ролле" Фирма "Купер Ролле" в 90-е годы выпускала три основных группы
гибридных" ГТУ типа "Коббера" базовых серий 2000 3000 и 6000 мощностью
от 12 до 30 МВт с тремя типами газогенераторов ("Эйвон" "Спэй" RB211) В
соответствии с этим имеется три базовых типа стационарных свободных
силовых турбин разработанных в разное время с общим подходом но
существенно отличающихся в деталях конструкции

Из наиболее ранних конструкций в России хорошо известна "Коберра-
182" Сорок два агрегата этого типа отработали в основном успешно свой
ресурс

В процессе создания модификаций повышенной мощности на более
высокие параметры были использованы новые решения Была увеличена
аэродинамическая нагрузка ступеней При разработке проточной части
использовано пространственное проектирование Новые рабочие лопатки
выполнены с наружными полками, с трехзубыми хвостовиками с удлиненной
ножкой

Корпус подшипников турбины установлен на жесткой раме
Динамические усилия от ротора на выходной патрубок не передаются что
позволяет не иметь реберной системы в выходном диффузоре (рис 8 7)

В поздних модификациях уделено повышенное внимание новым более
t свершенным затурбинным диффузорам - с непрерывным поворотом потока в
развитой выходной части диффузора Степень расширения диффузора
(оставляет 2 4 Корпус СТ, основу которого составляет газовыпускной патрубок
получил развитые опоры в двух плоскостях и расположен на жесткой раме
'прощен доступ к лопаткам турбины по сравнению с ранее принятыми
решениями проточная часть извлечена из выхлопного короба

В связи с более высокой температурой рабочего тела усилено
охлаждение ротора и статора Диски ротора выполнены без центрального
отверстия Введены сотовые уплотнения на внутренней расточке диафрагмы
второй ступени Сохранены малые удлинения лопаток, обеспечивающие
меньшее их число более высокую эффективность проточной части меньшие

Wilson I lends in Design and Development at Mechanic il Drive Power Turbine Tuibomashincrv
Inninational 1987 K»2 P 38 45
Рис 8 7 Продольный разрез газотурбинного привода "Коберра" серии 6000
изгибные напряжения сохранена возможность доступа к подшипникам и к
лопаточному аппарату

Выхлопной патрубок может быть установлен под углом что улучшает
компоновку при размещении ГПА в укрытии с удалением газов в сторону и
облегчает обслуживание утилизаторов тепла

В целом описанный ряд достоинств силовых турбин типа "Коберра"
проистекает из учета почти 40-летнего опыта их эксплуатации и внесенных
усовершенствований

Общие соображения и выводы касающиеся конструкции свободной
силовой турбины, сводятся к следующему

Исходя из термо- и газодинамической нагрузки СТ определяемой
поставляемыми авиационными газогенераторами предпочтительное число
ступеней СТ для привода быстроходных механизмов не менее двух В
перспективе число ступеней СТ для соединения с быстроходными
нагнетателями линейных КС может быть на одну больше При трех ступенях
более простые решения - за межопорным (бесконсольным) ротором
предпочтительно такой сборной конструкции которая создает возможность
выполнения диафрагм без горизонтального разъема (если применены
диафрагмы а не сборный сопловой аппарат)

Максимальное значение КПД проточной части СТ ориентированное на
хорошее приближение к кривым Смита предопределяет необходимость
тщательно спроектированного и экспериментально отработанного
осерадиального диффузора со степенью расширения 2 5 3,5 Во входной
части диффузора желательно не иметь протяженных внутренних ребер
которые могут снизить его эффективность на непроектных режимах работы
Предпочтительно выполнение радиальной части диффузора с кольцевыми
поворотными лопастями (торообразные поверхности) Судя по опубликованным
данным, в современных диффузорах скорость потока при выходе из
диффузора может быть снижена до 50 70 м/с, что предопределяет
эффективное использование более половины динамического напора за
последней ступенью

Корпус газовыпускного патрубка вполне может служить базой для
крепления статорной части ССТ Для облегчения доступа к проточной части
турбины необходимо соответствующее осевое размещение ее по отношению к
стенке патрубка

Во всех рассмотренных выше типах конструкции обеспечен хороший
доступ к лопаткам турбины В конструкциях с подшипниками скольжения также
обеспечен простой доступ к той их части которая может потребовать
обслуживания При этом благодаря размещению опоры картера подшипников
на жесткой раме благоприятно решается вопрос воспринятия динамических
усилий от ротора СТ в том числе и при наличии тяжелой консоли

В рассмотренных вариантах конструкции статора турбины решен вопрос
несложного доступа к ее облопачиванию Все рабочие лопатки могут быть
нсесторонне обследованы отдельные лопатки заменены при соблюдении
Фебований обеспечивающих уравновешенность ротора Сопловые лопатки
или сопловые сегменты также могут быть заменены равно как и диафрагмы с
уплотнениями на внутренней расточке (при их наличии)

Для подстройки к другому газогенератору или при изменившихся
/ ловиях работы сопла первой ступени СТ могут быть установлены под другим
углом ("АББ") или вообще выполнены поворотными ("Нуово Пиньоне"). В то же
время предусмотрены меры против коробления деталей статора, что
подтверждается большим числом заказанных установок

Более распространено применение подшипников скольжения.
Подшипники качения удобны в тех случаях, когда не требуется отдельная
маслосистема для СТ и ЦН. Это дает преимущества при использовании
нагнетателя с электромагнитным подвесом ротора. Воспринятие осевых усилий
ротора также находит удовлетворительное решение.

Возможно использование кожуха газотурбинного привода для установки
грузоподъемных средств. Это позволяет сократить затраты на обслуживание и
ремонт и в конечном счете с учетом более высокого внутреннего КПД снизить
стоимость жизненного цикла ССТ

8.4.	Особенности судовых ГТД и конвертирования их для
использования в газоперекачивающих агрегатах

Судовые ГТД также имеют единичную мощность, подходящую для
использования их в качестве привода нагнетателей КС. В отечественных
судовых ГТД преимущественно используют двухкомпрессорную
трехвальную схему с независимой силовой турбиной, называемой на
флоте турбиной винта. За рубежом широко применяют модификацию
хотя и не нового, но весьма совершенного для своего времени двух-
вального двигателя с большой степенью сжатия, обозначаемого LM-2500.
На один корабль ставят преимущественно два основных ГТД
Особенность судовой силовой установки с ГТД - наличие понижающей
передачи (обычно зубчатой) к малооборотному винту. Сама же силовая
турбина, как правило, достаточно быстроходна и приспособлена для
работы при переменной частоте вращения [1,4].

Одним из общих критериев эффективности корабельной энергети-
ческой установки коммерческого флота является стоимость жизненного
цикла, иногда суммарная масса силовой установки и топлива для
заданной дальности плавания и скорости хода. Частные же критерии -
расходы на топливо, стоимость, ресурс, надежность, габариты, уровень
автоматизации обслуживания, ремонтопригодность и др. В морских ГТУ,
особенно водоизмещающих судов, нет таких жестких ограничений по
массе, как у авиационных двигателей. Судовые ГТД создают или путем
переработки хорошо зарекомендовавших себя авиадвигателей, или
разрабатывают специально. Конструкция газотурбохода органически
связана с компоновкой ГТД в машинном отделении и методами ремонта
основных двигателей, например полная замена или частичная разборка с
заменой отдельных узлов.

Более высокий ресурс судовых ГТД, чем авиадвигателей, близкие к
’’земным" принципы проектирования и высокие технико-экономические
показатели создают условия для широкого использования их в народном
хозяйстве, например, для плавучих и блочно-транспортабельных
электростанций и особенно для ГПА.
Рис.8 8. Конструктивная схема судового двигателя:

1 - устройство входное; 2 - корпус передний; 3 - компрессор низкого давления; 4 - компрессор высокого давления; 5 - камера
сгорания; 6 - турбина высокого давления; 7 - турбина низкого давления; 8 - турбина нагнетателя; 9 - рессора; 10 - рама
двигателя; 11 - электростартеры, 12 - коробка приводов выносная; 13 - маслоагрегат
На рисунке 8.8 представлена конструктивная схема распрост-
раненного отечественного судового ГТД разработки СПБ "Машпроект",
применяемого на КС газопроводов. Двигатель состоит из двухвального
газогенератора и силовой турбины, заключенных в теплозвуко-
изолирующий кожух. На судне газогенераторная часть и силовая турбина
объединены общим корпусом, который крепится к раме двигателя.
Газогенератор включает два кинематически не связанных контура —
низкого и высокого давления - и трубчато-кольцевой камеры сгорания из
десяти секций. Достоинства двухвального газогенератора были
рассмотрены выше. Осевой компрессор НД - семи- или
девятиступенчатый, КВД - девятиступенчатый, ТВД, ТНД и силовая тур-
бина - двухступенчатые при умеренных параметрах цикла. С ростом лк и
при наличии охлаждаемых рабочих лопаток ТВД и ТНД выполняют
одноступенчатыми, а силовую турбину - трех- или четырехступенчатой.
Ротор ТВД соединен полым валом с ротором КВД, а ротор ТНД - с
ротором КНД валом, расположенным внутри вала ТВД. Роторы КНД и
КВД при переборках двигателя не разбираются, корпуса компрессоров -
литые из алюминиевого сплава, имеют горизонтальные разъемы.
Корпуса турбин не имеют горизонтальных разъемов, при переработке
этой части двигателя необходимо отсоединение рабочих колес.
Некоторые подробности различных типоразмеров этих двигателей
содержатся также в [4, 17].

Основные операции по переработке судового ГТД в привод для
ГПА включают:

•	замену топливной системы и горелочных устройств;

•	использование более жесткой рамы;

•	вынос вспомогательных механизмов и агрегатов на раму;

•	замену охладителей масла и другого вспомогательного
оборудования;

•	использование по согласованию с заказчиком другого пускового
двигателя;

•	изменение воздухоприемного и газоотводящего патрубков;

•	замену системы автоматического управления ГТД.

На отечественных газопроводах ГПА с судовым приводом
устанавливают не в блок-контейнерах, а в индивидуальных укрытиях. Это
создает более комфортные условия для обслуживания систем ГПА.
Однако увеличенные по сравнению с авиационными ГТД масса и длина
судового двигателя создают некоторые трудности по его замене и
последующей прицентровке к нагнетателю. Опыт разработки и
эксплуатации ГПА с судовым приводом частично отражен в [1].

Важное направление совершенствования судовых двигателей -
дальнейшее повышение модульности, возможность развития частичной
разборки в условиях КС для устранения небольших неисправностей и
для проведения некоторых ремонтных работ.
На отечественных и украинских КС получен обширный
положительный опыт по эксплуатации конвертированных корабельных
ГТД мощностью 10 МВт (ДР59), 16 МВт (ДЖ59 и ДГ90), 6 МВт (ДЕ71).
успешно развивается эксплуатация более экономичного двигателя типа
ДН80 мощностью 25 МВт с КПД около 36%. используемого в первую
очередь для замены отработавших ресурс ГТН-25 НЗЛ [4].

8.5.	Конвертированные авиационные и судовые двигатели
90-х годов

В 80-е годы истекшего столетия, когда было развернуто широкое
строительство газопроводов с компрессорными станциями из северных
районов Тюменской области в центральные регионы России, более
половины потребностей в ГПА было удовлетворено за счет агрегатов с
конвертированными транспортными газотурбинными двигателями. С
учетом более ‘ простой установки и большей индустриализации
строительства в короткое время было построено и укомплектовано ими
значительное число компрессорных цехов.

Благодаря имеющимся резервам мощностей отечественного
авиадвигателестроения и судового газотурбостроения по заказу
Газпрома в 90-е годы было разработано большое число ГПА,
оснащенных конвертированными транспортными двигателями,
параметры которых приведены в табл. 8.1 [4].

Таблица 8.1

Основные параметры новых двигателей для газовой
промышленности

Разработчик, производитель	Обоз- наче- ние ггд	Номи- нальная мощность, МВт (ISO)	Эффек- тивный кпд, %	Степень повыше- ния дав- ления	Расход рабо- чего тела, кг/с	Темпера- тура на входе/ выходе К
ОАО "СНТК"	НК-38СТ	16	38	26,4	57,9	1509
им Н Д Кузнецова	НК-14СТ	8	32	10.5	35,4	1250/750
ОАО "Моторостроитель"	НК-36СТ	26,5	36	22	99,1	1454/729
г. Самара						
ОАО "А Люлька-Сатурн"						
г Москва,	АЛ-31 СТ	16,8	37	18,1	65,2	-/762
ОАО "УМПО" г Уфа						
ОАО "Авиадвигатель",	ГТУ-12П	12,4	34,6	15,8	46	1363/743
] ОАО "Пермский	ГТУ-16П	16,5	37	19,6	57,2	1416/739
моторный завод"						
1 ЗМКБ "Прогресс",	АИ-336-2-8	8	31,8	17,5	32,8	1410/710
, ОАО "Мотор Сич"	АИ-336-1-10	10	34	21,3	42	1450/709
I	г Запорожье						
। НПП "Машпроект",	ДЖ-59	16,8	31	12,7	98	1150/633
ПО "Заря"	ДТ-90	16.7	34,5	19,6	73	1349/693
1	г Николаев	ДН-80	26 7	36.5	21,6	89	1530/748
Отметим характерные черты новых транспортных двигателей,
которые начали использовать на компрессорных станциях [4].

ГТД НК-38СТ выполнен трехвальным на наиболее высокую степень
сжатия в цикле (26,4). Он задуман, как замена действующим НК-16СТ в
агрегате ГПА-Ц-16. Продольный разрез газогенераторной части
двигателя представлен на рис.8.9. Имеет семиступенчатый КНД с
трансзвуковыми первыми ступенями, тремя регулируемыми первыми
ступенями и двумя регулируемыми в хвостовой части и
восьмиступенчатый КВД (с РВНА). ТВД и ТНД - одноступенчатые с
воздухоохлаждаемыми сопловыми и рабочими лопатками. Рабочие
лопатки ТВД монокристальные с развитым термобарьерным покрытием.
Охлаждение ТВД и ТНД осуществляется кондиционированным воздухом.
В турбине осуществлено активное регулирование радиальных зазоров.

Двухступенчатая СТ с консольным ротором на подшипниках
качения имеет расчетную частоту вращения 5300 об/мин.

Камера сгорания двухзонная, что снижает токсичность выхлопа.

Г азоперекачивающий агрегат с этим двигателем получил условное
обозначение ’’Волга”. Головной образец ГПА установлен на Помарской
КС.

Параметры двигателя НК-36СТ указаны в табл.8.1.

Продольный разрез двигателя приведен на рис.8.10.

Как видно из рис.8.10, этот ГТД четырехвальный с двухступенчатой
свободной силовой турбиной (СТ). КНД имеет три ступени, КСД - пять и
КВД - семь. Турбины привода компрессоров - одноступенчатые. В части
трехкаскадного газогенератора двигатель является уникальным и в
мировой практике встречается редко. ГТД создан на базе серийного
авиадвигателя НК-321 в двух вариантах: для привода нагнетателей
природного газа с обозначением НК-36СТ и для привода
электрогенератора (с четырехступенчатой СТ) с обозначением НК-37.

Каскады высокого и среднего давления при конвертировании в
основном соответствуют серийному двигателю (около двух третей узлов
и деталей базового двигателя). Каскад низкого давления отличается от
базового двигателя (меньше на одну ступень в ТНД). Лопатки ТНД и СТ
имеют большие удлинения, что обусловило значительное их число.

Оболочки внешнего контура являются тепло- и шумозащитным
кожухом. В полость между ними и статором двигателя подается воздух
после первой ступени КНД для охлаждения (в основном) кожуха.

Камера сгорания двухзонная с целью снижения уровня NOX [4].

Один из первых серийных двигателей в составе ГПА-Ц-25
находится в эксплуатации на Заволжской КС.

При повышении температуры воздуха до 25°С мощность ГТД
снижается до 20,5 МВт (без учета гидравлических потерь в тракте).

Из других характерных особенностей двигателя отметим
следующее [4]. Для передачи крутящего момента использована
мембранная муфта, допускающая некоторые перекосы и несоосность
219

Рис.8 9. Конструктивная схема двигателя типа НК-38 мощностью 16 МВт
Рис 8.11. Схематический разрез турбогруппы ГТД ДН80

Отличия между модификациями состоят в частоте вращения свободной
турбины, назначении двигателя и ряде других особенностей. Основные
параметры двигателя указаны в табл.8.1. Степень сжатия в простом
цикле 21,6 обеспечивается двухкаскадным 18-ступенчатым
компрессором, каждый каскад которого приводится одноступенчатыми
ТВД и ТНД. Свободная турбина четырехступенчатая и в отдельный
модуль не выделена, имеет только вертикальные разъемы корпуса.
Ротор СТ межопорный (бесконсольный), что позволяет разработчику
сравнительно просто изменить число ступеней при соединении с
нагнетателем иной быстроходности [4].

Ресурс двигателя до капитального ремонта 20000 часов, полный
ресурс 60000 часов.

На расчетном режиме в станционных условиях КПД двигателя
составляет 34,5...35%. Ведутся работы по снижению токсичности
выбросов в соответствии с повышающимися требованиями. С 1995 г. ГПА
с двигателем ДН80 находятся в эксплуатации на КС "Софиевская",
позднее на КС "Бар", "Гребенка" (Украина), что позволило внести в
конструкцию ряд усовершенствований, вытекающих из опыта групповой
эксплуатации.

К особенностям двигателя ДН80 также относится:

•	осуществление запуска с помощью электродвигателей переменного
тока;
•	охлаждение блок-контейнера ГТД воздухом, отбираемым в зоне
первых ступеней КНД. Безвозвратные потери масла 0,3 кг/ч.;

•	время пуска и нагружения до полной мощности 25 мин. Число пусков в
процессе эксплуатации не ограничивается.

Предусмотрен отбор воздуха за осевым компрессором ГТД для
системы противообледенения в количестве 0,9 кг/с с температурой около
420 °C.

Двигатели мощностью 12 МВт и выше имеют наработку в условиях
эксплуатации на начало 2001 г. от 15 тыс. часов и более.

Генеральный поставщик ГПА для Газпрома ОАО НПО "Искра"
работает над комплектацией оборудования ГПА почти со всеми
вышеуказанными двигателями [4].
Глава 9. ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩИЕ АГРЕГАТЫ.
НЕКОТОРЫЕ СИСТЕМЫ

9.1.	Характеристика элементов тракта ГТУ (ГТД).
Компоновки газоперекачивающих агрегатов

Тракт ГТУ и ГТД включает воздухоподводящую часть, входной и
выходной патрубки компрессора, камеру сгорания, газовпускной,
промежуточный и выходной патрубки турбины, газовыпускную часть. В
регенеративных ГТУ - обычно еще крупногабаритные воздухопроводы к
рекуператору и от него к камере сгорания, воздушная и газовая
поверхности рекуператора. В трехвальных ГТУ и ГТД добавляется
соединительный патрубок между КНД и КВД, а в турбинной части - не
один, а два промежуточных патрубка. Совершенство патрубков
компрессоров и турбин рассматривается в специальной литературе [2].

Система подготовки воздуха для ГТУ и ГТД и защита от шума всаса
осевого компрессора - важные составные части воздухоподводящего
тракта. Защита от шума выхлопа турбины - элемент газовыпускного трак-
та. Гидравлическое сопротивление тракта оказывает заметное влияние
на экономичность ГТУ. Потери в патрубках компрессора и турбины
большей частью включают во внутренние КПД турбомашин, потери
давления в камере сгорания отражают ее гидравлическую
эффективность Прочие гидравлические потери в воздухопроводах
имеют экономический оптимум, который зависит от соотношения цен на
металл для тракта и на топливный газ. Чем дороже топливный газ, тем
меньшую скорость в элементах тракта следует принять, при этом растут
проходные сечения, периметр и масса воздухо- и газоходов.
Гидравлические потери обычно оценивают в процентах от степени
повышения давления в компрессоре, оптимальное сопротивление тракта
составляет в среднем 4...5% для ГТУ простого цикла и 10...12% - для
регенеративных. Для конвертированных ГТД с камерой сгорания высокой
теплонапряженности потери по тракту выше на 2...3 %.

С увеличением массового расхода и единичной мощности ГТУ
большие сечения элементов тракта могут затруднять компоновочные ре-
шения, особенно при установке ГТУ в общем или отдельном здании, и
тогда скорость в воздухо- и газопроводах принимают выше оптимальной,
уходя от экономических решений в сторону технических.

Воздухоподводящий и газовыпускной тракты состоят из прямых
участков, поворотов, сужений, расширений, местных сопротивлений в
виде устройств воздухоочистки, шумоглушения и др. При оценке гид-
равлических потерь по тракту воздух и газ можно рассматривать как
несжимаемую жидкость и пользоваться справочником по вентиляцион-
ным установкам.

Для прямолинейного участка =е —, где <^тр - коэффициент
н d и

потерь на трение; / - длина участка; d - эквивалентный диаметр, равный
отношению 4F к смоченному периметру; F - площадь поперечного
сечения; € - коэффициент сопротивления трения единицы относи-
тельной длины трубопровода, для ГПА средней и большой мощности
е-0,006... 0,007.

Например, на прямолинейном участке длиной пять эквивалентных
диаметров при скорости с = 20 м/с и плотности воздуха р = 1,2 кг/м3
потеря давления Др = рс2/2 = 0,006 • 1,2 • 202/2 = 7,2 Па.

В поворотных коленах силы инерции прижимают поток к внешней
стенке, вследствие чего возникают перетекания по краям от наружной
стенки к внутренней. Это приводит к значительным дополнительным
потерям. Коэффициент потерь зависит главным образом от угла пово-
рота в колене и радиуса скругления. При повороте потока на 90° и
внутреннем радиусе поворотного колена, равном высоте колена, коэф-
фициент потерь в колене <^кол «0,15. Например, при скорости 20 м/с и
р -1,2 кг/м3 потеря давления в колене Дркол - 0,15 • 1,2 • 202/2 = 36 Па.
Иначе: один плавный поворот на 90° по потерям эквивалентен
прямолинейному участку длиной 20...25 диаметров. При повороте под
прямым углом без скругления потери возрастают по сравнению с
плавным отводом приблизительно в шесть раз. Если пространство не
позволяет выполнить плавный отвод и есть место только для прямо-
угольного колена, то в нем ставят поворотные лопатки, что позволяет
уменьшить потери в четыре-пять раз.

При расчете сопротивления пластинчатых глушителей для воздухо-
подводящего или газовыпускного тракта следует учитывать также потери
от резкого сужения при входе в каналы глушителя и от внезапного
расширения при выходе из них. Специальным проектированием панелей
(закругления на входе, хорошие диффузоры и утонение кромок на
выходе) эти потери можно снизить.

К воздухоподводящему тракту предъявляют также следующие
конструктивные требования. Воздухоочистительные устройства должны
быть расположены близко к входу в воздухозаборную камеру, а
устройства шумоглушения возможно близко к осевому компрессору.
Непосредственно перед входным патрубком компрессора располагают
люк-лаз, обеспечивающий доступ для осмотра входной части
компрессора. Соединение воздухоподводящего тракта с самим
компрессором должно быть эластичным, допускающим
беспрепятственные расширения двигателя, однако оно не должно
вызывать существенный подсос воздуха, так как это может создать
вредную неравномерность температур. При подмешивании горячего
воздуха или газов (для предотвращения обледенения) в середине
входного тракта должно быть обеспечено хорошее перемешивание смеси
с основным воздухом с целью получения максимальной однородности
температурного поля. Неравномерность температур на входе в
компрессор сдвигает границу его устойчивой работы к линии рабочих
режимов. Результаты испытаний ряда входных патрубков осевых
компрессоров в сочетании с примыкающей частью воздухоподводящего
тракта приведены в [2]. Допустимые отклонения скорости потока в
радиальном и окружном направлении оговаривают разработчики по
результатам испытаний компрессора.

Требования к компоновкам составных частей ГПА зависят также
от местности расположения КС и условий эксплуатации. Необходимость
максимальной индустриализации строительства приводит к делению
всего ГПА со вспомогательным оборудованием на крупные
транспортабельные блоки с смонтированными в них кабельными и
трубопроводными линиями. Блоки должны быть испытаны в заводских
условиях и максимально подготовлены к эксплуатации без разборки их в
процессе монтажа.

На рисунке 9.1 представлена компоновка безрегенеративного ГПА
типа ГТК-25 ИМ в индивидуальном здании. Применение в ГПА
взрывозащищенного электрооборудования делает целесообразным
общее помещение для ГТУ и центробежного нагнетателя, что в случае
бокового выхлопа позволяет использовать для них одну общую кран-
балку. ГТУ стационарного типа, конструкция которой разработана
фирмой "Дженерал Электрик" (США), заключена в контейнер и
расположена на двух рамах, установленных на нулевой отметке.
Контейнер оснащен индивидуальной системой вентиляции, обогрева и
пожаротушения и разделен на отсеки турбогруппы и вспомогательного
оборудования. В воздухозаборной камере (ВЗК) расположена
двухступенчатая система очистки воздуха и обводные клапаны на случай
превышения гидравлического сопротивления этой системы. Очистка
воздуха происходит вначале в инерционных фильтрах с отсосом пыли
при помощи двух вентиляторов, затем в съемных кассетных
фильтроэлементах. Для предотвращения повреждения кассетных
фильтров перепадом давления при загрязнении их с возрастанием
гидравлического сопротивления до 100 Па система защиты подает
сигнал и открывает люки обводной линии.

В противообледенительной системе предусмотрена подача
горячего воздуха после десятой ступени компрессора непосредственно
на вход ВЗК перед инерционными фильтрами. Для контроля за
необходимостью включения системы имеются как датчики температуры,
так и датчики влажности окружающего воздуха.

На газовыпускной линии смонтирован утилизатор, использующий
теплоту уходящих газов для подогрева воды в отопительной системе.
Над утилизатором - обводной канал, позволяющий с помощью жалюзи
перепускать горячие газы помимо теплообменника.

В передней части контейнера (отсек вспомогательного оборудова-
ния), который имеет длину около 6,5 м, установлены: зубчатый редуктор,
электрогенератор собственных нужд, пусковой турбодетандер, масляные
насосы с электродвигателями, клапаны топливной системы, небольшие
местные щиты с измерительными приборами, позволяющие вести
Рис.9.1. Компоновка ГПА типа ГТК-25ИМ.

1 - воздухозаборная камера; 2 - вход воздуха в систему вентиляции контейнера;
3 - вытяжной вентилятор; 4 - кран-балка; 5 - бак уплотнительного масла;

6 - центробежный нагнетатель; 7 - контейнер газовой турбины; 8 - контейнер
вспомогательного оборудования; 9 - регулирующий клапан антиобледени-
шльной системы: 10 - коллектор антиобледенительной системы; 11 - блок-бокс
системы вентиляции и обогрева здания укрытия; 12 - блок вентилятора
< истемы вентиляции контейнеров; 13 - трубопроводы системы вентиляции;

14 - дополнительный бак очистки уплотнительного масла; 15 - выхлопная труба;
16 - утилизатор: 17 - блок насосов и вентиляторов системы охлаждения
(мазочного масла; 18 - блок насосов для подачи и слива масла из маслобака
|урбины
наладочные работы. Опорная рама в этом отсеке одновременно служит и
масляным баком, в ней смонтированы охладители масла, фильтры и
другое вспомогательное оборудование.

Контейнер имеет систему принудительной вентиляции, воздух для
которой отбирается из всасывающего тракта компрессора после
фильтров второй ступени. Для обогрева контейнера в зимнее время
используют электрические калориферы (при неработающей ГТУ). Для
отопления и вентиляции всего здания существует самостоятельная
система, в которую входит специальный бокс с водяным калорифером,
приточные и вытяжные вентиляторы.

Защита ГПА от пожара в пределах контейнера осуществляется с
помощью специальной автоматизированной системы, использующей
углекислоту в баллонах. Для защиты от пожара в здании имеется спе-
циальная противопожарная система, использующая газ условного назва-
ния "Галон", который менее опасен для персонала и высокоэффективен в
гашении пламени.

Масло охлаждают с помощью ’ промежуточного теплоносителя. В
летнее время это вода, зимой - незамерзающая смесь воды и
этиленгликоля. Для охлаждения промтеплоносителя установлены два
специальных теплообменника, отличающиеся увеличенной длиной труб и
большой толщиной (высотой) трубных пучков.

В здании ГПА под перекрытием установлен бачок-аккумулятор
масла для смазки подшипников в случае останова без штатного
маслоснабжения. Площадь здания (см рис.9 1) достаточна для
проведения среднего и капитального ремонта ГПА.

В конце прошлого и начале этого десятилетия многие ГТУ MS-5002
были существенно модернизированы с установкой вне помещения
вертикальных трубчатых рекуператоров с заменой средней части корпуса
на более просторную. При этом обвязка корпуса существенно усложнена,
что видно из рис.9 2. Из-за возрастания сопротивления трактов ВД и НД
полезная мощность несколько снизилась, но КПД ГГУ возрос до
34...34,5%. Благодаря рекуператорам и дополнительному регулированию
расходом воздуха в холодное время года появляется возможность
экономить по сравнению с номинальным режимом до 6-7% топливного
газа за счет поддержания более высокой температуры перед турбиной
при расчетной полезной мощности.

Агрегат типа ГПА-Ц-16 (рис.9.3) установлен в контейнерах и состоит
из транспортабельных стыкуемых блоков. Общая длина блок-контейнера
19,8 м, максимальная ширина 13,5 м (в зоне блока маслоохладителей),
высота 10,65 м, масса 170 т. Двухступенчатый нагнетатель вместе с
конвертированным авиадвигателем НК-16СТ - главные составные части
турбоблока. Кроме них в турбоблок входят подмоторная рама, выхлопная
улитка, элементы масляной системы.

Под воздухоочистительным устройством, поднятым над уровнем
земли на -7 м, расположены шумоглушители воздухоподводящего тракта
щелевого типа и всасывающая камера, из которой по специальному
Рис.9 2 Поперечный разрез по машзалу MS 5002R с установленными рекуператорами:

1 - выходной патрубок; 2 - вход продуктов в рекуператор, 3 - выход подогретого воздуха; 4 - воздух к рекуператору
5

Рис 9.3 Компоновка (вид снаружи) агрегата ГПА-Ц-16

1 - камера всасывания, 2 - шумоглушители; 3 - устройство воздухоочиститель-
ное; 4 - система подогрева циклового воздуха; 5 - утилизатор; 6 - шумоглуши-
тели выхлопа; 7 - диффузор; 8 - опора выхлопной шахты; 9 - турбоблок,

10 - блок маслоагрегатов

длинному патрубку цикловой воздух поступает в КНД. Два блока
маслоагрегатов расположены по бокам этого патрубка и над ним. Над
блоками маслоагрегатов скомпонованы два блока воздушных охлади-
телей масла для двигателя и нагнетателя. В этой части ГПА располо-
жены и блоки автоматики, в которых размещены устройства системы
автоматического регулирования (САУ). Над патрубком к компрессору
близ оси агрегата установлен блок вентиляции ГПА. Он обеспечивает
вентиляцию отсека двигателя воздухом после ВОУ и работу воздушных
охладителей при перерыве в электроснабжении. При этом двигатель
вентилируется неочищенным воздухом, который затем поступает на всас
КНД. Этот блок снабжен шумоглушителем.

Газоотводящий тракт состоит из выхлопной улитки (диффузора),
проставки, шумоглушителя выхлопа. Диффузор также имеет
акустическую обработку. Основной шумоглушитель - щелевого
(панельного) типа из двух секций.
Для предотвращения обледенения воздухоподводящего тракта ис-
пользуют воздух после КНД, который с помощью эжектора подсасывает
отходящие газы из проставки в выхлопном тракте. Горячая
газовоздушная смесь поступает в ВЗК в район фильтров, выполненных в
виде инерционных сепараторов Оставшийся запыленный воздух
отсасывается двумя вентиляторами и выбрасывается в атмосферу.

Ширина контейнера турбоблока (5,9 м) и микроклимат в нем
позволяют выполнять некоторые регламентные работы по двигателю и
ремонтные работы по нагнетателю и при низкой температуре
атмосферного воздуха. Компоновка агрегата приспособлена к замене
двигателя, который при необходимости выкатывают через всасывающую
камеру, снабженную герметичными двухстворчатыми воротами.

Опыт эксплуатации ряда ГПА с конвертированными
авиадвигателями в России и за рубежом (в частности, в Канаде, в
Шотландии) показал [4], что затраты на техническое обслуживание и
ремонт при блок-контейнерном исполнении в условиях сурового климата
существенно выше, чем у стационарных ГТУ, установленных в здании и
ремонтируемых на месте Поэтому с целью снижения этих затрат в
дальнейшем считается целесообразным [4, 28] устанавливать ГПА с
конвертированными авиа- и судовыми двигателями в укрытии, например
ангарного типа (без окон), в котором бы можно было создать более
комфортабельные условия для персонала и снизить неблагоприятные
климатические и акустические воздействия на него.

9.2.	Воздухоподготовка и защита от обледенения

Для поступающего в компрессор рабочего тела приводных ГГУ и
ГТД характерны не только ежедневные колебания температуры, но и
наличие посторонних включений, которые могут нарушить нормальную
эксплуатацию ГТУ как в теплое, так и в холодное время года. В
атмосферном воздухе присутствует крупная и мелкая пыль, может быть
влага в виде тумана, в летнее время - пыльца и семена растений,
насекомые Крупные аэрозоли вызывают преимущественно эрозионный
износ лопаточного аппарата компрессора. Мелкие аэрозоли большей
частью вызывают загрязнение его проточной части. Кроме того, наличие
пыли в воздухе грозит заносом каналов системы охлаждения, а в
регенеративных ГТУ - и теплообменных поверхностей воздухоподогре-
вателя. Особенно интенсивно происходит загрязнение лопаток
компрессора при наличии в засасываемом воздухе /£акж§£паров масла
или других промышленных жидкостей, а также при концентрации
насекомых.

При прохождении через первый рабочий венец компрессора
значительная часть пыли отбрасывается центробежными силами к
периферии, где ее концентрация многократно возрастает. У корня
направляющих лопаток появляется местный износ в виде подреза.
Увеличивается радиальный зазор над рабочими лопатками и
загрязнения характеристика компрессора и ГТУ в целом изменяется
несущественно. Затем скорость ухудшения характеристик заметно
возрастает. Падает напор и КПД компрессора, линия рабочих режимов в
двухвальных ГТУ смещается влево, а граница помпажа вправо,
номинальная мощность ГТУ при расчетной температуре воздуха не
достигается. На лопатках компрессора могут появляться эрозионные
раковины, которые являются концентраторами напряжений. Конструктив-
ный предел выносливости лопаток заметно падает. Изменяются и
виброхарактеристики лопаток.

Кроме воздействия на компрессор пыль проходит и в турбину,
отлагается на ее лопатках, особенно на соплах первой ступени.
Неблагоприятна лессовая пыль, образующаяся в местностях с
солончаковыми грунтами. Нормальная эксплуатация ГТУ может быть
обеспечена, если среднегодовая концентрация пыли в поступающем
воздухе не более 0,3 мг/м3, а кратковременно - 5 мг/м3, в том числе
частиц размером больше 20 мкм - 0,03 и 0,4 мг/м3 соответственно.

При высокой запыленности воздуха в качестве первой ступени
очистки применяют преимущественно инерционные сепараторы. В них
отделение пыли происходит за счет резкого изменения направления
движения. Инерционные сепараторы эффективны для крупной пыли
(дисперсность более 10-15 мкм). Возможны инерционные сепараторы в
виде мультициклонов (агрегат ГТК-10И). Более распространены плоские
(коробчатые) инерционные сепараторы (рис.9.4, а) с пластинчатыми
решетками. Инерционные сепараторы имеют обычно небольшое
сопротивление. Отсепарированную пыль собирают в короб и удаляют с
помощью тихоходных центробежных вентиляторов. Отсасывают около
10% поступающего воздуха. В инерционных сепараторах удаляется от 85
до 95 % пыли, мелкие аэрозоли улавливаются плохо. На газотурбинных
электростанциях и на некоторых старых КС используют иногда масляные
самоочищающиеся фильтры. Они задерживают как крупные, так и мелкие
частицы, и в этом их достоинство. Но для эффективной работы масляных
фильтров (сеточных или шторчатых) необходима небольшая скорость
набегающего потока (1,7 м/с) и отсутствие местных повышений скорости.
При росте скорости до 5 м/с может происходить унос капель масла, что
грозит сильным загрязнением проточной части компрессора. Из-за малой
скорости велики размеры этих фильтров. Другой недостаток их - малая
пылеемкость.

В качестве второй ступени очистки для удаления мелкой пыли ис-
пользуют рулонные (барьерные) фильтры (рис.9.4,б), например типа ФРУ
[15]. В них применяют полотно длиной 25 м, толщиной 50 мм из
стекловолокна, приклеенного связующими полимерами с несгораемым
замасливателем, свернутое в рулон. При расчетной скорости воздуха
2,2 м/с потери давления 60 Па, при максимально допустимой 2,8 м/с - 80
Па. Когда сопротивление фильтра возрастает до 300 Па, загрязненный
участок перематывается автоматически с помощью электродвигателя.
Очистку рулонов, как правило, не производят, их необходимо заменять.
Рис.9.4. Схемы воздушных фильтров в воздухоподводящем тракте:
а - инерционные (жалюзийные) сепараторы; б - рулонные (барьерные);
в - кассетные

На некоторых агрегатах, например ГТК-25ИМ, в качестве второй
ступени очистки применены съемные кассетные фильтры многоразового
использования (рис.9.4,в). По достижении повышенного перепада
давлений (порядка 100 Па) их снимают и промывают в горячей воде или
моющих растворах, а затем сушат и возвращают на место.

Возможно применение для ГТУ КС барьерных секционных фильт-
ров, которые после загрязнения продувают в обратном направлении
воздухом повышенного давления [15]. Срок службы их значительно
больше. Недостаток всех барьерных фильтров (тонкой очистки) - воз-
растание гидравлического сопротивления по мере загрязнения. Во
избежание помпажа осевого компрессора при чрезмерном возрастаний
сопротивления системы пылеочистки необходимо иметь автоматически
включающиеся обводные каналы. С целью предотвращения обмерзания
фильтров в некоторых конструкциях предусматривают их обогрев горя-
чим воздухом или смесью воздуха с разбавленными продуктами сго-
рания.

Возможно также использование в качестве очистительных
устройств электрофильтров (электростатических сепараторов), которые
обеспечивают высокую степень очистки при меньших энергетических
затратах. Однако стоимость их довольно высока.

Для снижения количества поступающей пыли превышение воздухо-
заборных проемов над уровнем земли должно быть не менее 4...5 м.
Площадка, примыкающая к воздухозабору, должна иметь твердое по-
крытие, летом благоприятен травяной покров. Конструкция приемных
окон и компоновка агрегата должны исключить попадание атмосферных
осадков, а также отходящих дымовых газов в воздухоподводящий тракт.

Защита входного тракта ГТУ от обледенения

В холодное время года при высокой влажности воздуха возможно
обледенение элементов воздухоприемного тракта и входного направляю-
щего аппарата компрессора. Обледенение вызывает опасное
уменьшение проходных сечений тракта; из-за возрастания
сопротивления и появления неравномерности потока за ВНА компрессор
приближается к границе устойчивой работы, возможен его помпаж.
Отделившиеся куски льда повреждают лопаточный аппарат компрессора.
При обледенении ВНА в рабочих лопатках первых ступеней компрессора
возникают опасные вибронапряжения.

Для образования льда во входном тракте и на лопатках ВНА нужны
определенные условия: температура окружающего воздуха от +5 до -7 °C
и относительная влажность более 80%. Местное повышение скорости
воздушного потока вызывает снижение его температуры на несколько
градусов и одновременно увеличение относительной влажности. Это
объясняет возможность обледенения при небольшой положительной
температуре.

Конденсация водяных паров при расширении может происходить и
при температуре ниже 0°С, а образующиеся капли могут оставаться в
жидком переохлажденном состоянии до - (1О...15)°С. Размеры капель
тумана обычно лежат в пределах 20...100 мкм. При попадании пере-
охлажденных капель на поверхность с температурой ниже О °C происхо-
дит образование льда. Намерзают преимущественно более крупные
капли. Температура обтекаемых сухих элементов тракта вследствие
восстановления давления в пограничном слое немного превышает ста-
тическую температуру потока, и обледенение может и не происходить.
Температура мокрой поверхности вследствие испарения влаги большей
частью ниже температуры потока.

Захват капель поверхностью зависит от ее формы, аэродинамиче-
ских особенностей ее обтекания. Траектория капель не совпадает с
линиями тока воздуха. Поэтому в одних местах может происходить
обледенение, в других, наоборот, лед оттаивает, из-за чего ледяные
образования имеют неправильную форму. При соударении капли воды с
поверхностью последняя получает определенное количество энергии за
счет динамического воздействия. Здесь влага не замерзает и растека-
ется на некоторое расстояние. На хорошо обтекаемых поверхностях,
мало искажающих линии тока, ледяные образования толще. Наиболее
вероятно обледенение защитной сетки, фильтров (инерционных и
барьерных), хорошо обтекаемых стоек, поворотных лопаток и других
элементов тракта при наличии в воздухе переохлажденных капель воды,
при мокром снеге, изморози. Опасность обледенения ВНА компрессора
связана с образованием переохлажденных капель воды.

Для предотвращения обледенения большей частью подогревают
воздух во всасывающем тракте за счет смешивания его с горячей средой.
Существуют системы, в которых в воздухоприемный тракт подают часть
газов после турбины, и температуру воздуха на входе в компрессор
зимой поддерживают в пределах 4±1 °C. Это приводит к значительному
перерасходу топлива в холодное время года, так как экономичность ГТУ
растет с понижением температуры воздуха. Отходящие после турбины
газы содержат в большом количестве пары воды, образующиеся при
сгорании углеводородного топлива. Поэтому небольшой подогрев
воздуха в этих системах может дать только отрицательный эффект -
обледенение может усилиться. Из-за большой разницы температур
между окружающим воздухом и продуктами сгорания трудно добиться
высокой однородности температурного поля на входе в компрессор.
Устройства шумоглушения и другие элементы тракта загрязняются
примесями и продуктами коррозии, приносимыми с выхлопными газами.

В других системах (рис.9.5) при опасности обледенения во всасы-
вающий тракт подают горячий воздух, отбираемый за промежуточной или
за последней ступенью компрессора. В этом случае в холодное время
года поддерживают температуру на входе в компрессор на несколько
градусов выше температуры атмосферного воздуха. Достоинство такой
системы — одинаковая влажность подмешиваемого и засасываемого
воздуха, так что влагосодержание смеси не возрастает. В регенера-
тивных ГТУ с целью экономии воздуха целесообразно отбирать его после
подогрева в регенераторе. В связи с возможным местным образованием
капель влаги при резком охлаждении горячего воздуха выбирают такую
скорость потока в тракте, чтобы за время его прохождения до
компрессора капли успели испариться.

Большое распространение получили противообледенительные
системы, в которых в воздухозаборный тракт подают смесь воздуха
после компрессора (или промежуточной ступени компрессора) с
отходящими газами, причем газы эжектируют с помощью потенциальной
энергии сжатого воздуха. Такие системы в принципе более экономичны,
чем без подмешивания продуктов сгорания, однако требуют также
тщательного перемешивания газовой смеси с засасываемым воздухом и
определенной протяженности тракта для испарения капель влаги.

Все противообледенительные системы предпочтительно снабжать
датчиками-сигнализаторами влажности атмосферного воздуха, что позво-
ляет включать их только при угрозе обледенения и тем самым избегать
неприятных последствий их работы. Важен вопрос надежной работы этих
датчиков. О начале обледенения можно судить по возрастанию перепада
Рис.9.5. Схемы противообледенительных систем.

I - с подачей воздуха от компрессора; II - с подачей газовоздушной смеси;

1 - комплексное устройство воздухоочистки; 2 - фильтры; 3 - всасывающий
воздухопровод; 4 - ГПА; 5 - эжектор

давления во всасывающем тракте. Если образование льда зафик-
сировано, для его ликвидации необходимо повышать температуру по-
ступающего в компрессор воздуха с помощью мер, предусмотренных
регламентом эксплуатации противообледенительной системы.

При наличии в воздухоподводящем тракте стоек, ребер,
поворотных лопаток предпочтительно выполнять их полыми и с целью
защиты от обледенения подавать внутрь подогретый воздух или
газовоздушную смесь. Лопатки ВНА компрессора также большей частью
выполняют полыми, обогреваемыми.

Устройства воздухоподготовки и противообледенительной защиты -
основная часть системы подготовки циклового воздуха, которую в раз-
личных агрегатах называют воздухоочистительным устройством (ВОУ)
или комплексным устройством воздухоподготовки (КУВ).

9.3.	Защита от шума газоперекачивающих агрегатов

Шум, производимый газоперекачивающим оборудованием,
загрязняет окружающую среду и неблагоприятно воздействует на
человека При уровне шума более 80 дБ и большой его длительности
наблюдаются необратимое ослабление слуха у персонала, повышенная
утомляемость, раздражительность и другие неприятные явления. По
спектру частот шумы делят на широкополосные и тональные. Для ГПА
больше характерен белый (широкополосный) шум. Вопросам защиты от
производственного шума посвящено большое число работ, упомянутых в
[26].
Шум характеризуется звуковым давлением, интенсивностью и мощ-
ностью. Уровень шума измеряют в децибеллах - единицах, относимых
к пороговым (минимальным) значениям давления, интенсивности, мощ-
ности. Звуки различной частоты воспринимаются человеком по-разному.
Поэтому принято приводить их к так называемой шкале А, соответству-
ющей субъективным ощущениям человека при стандартной частоте
1 кГц. Шум, распространяющийся не по воздуху, а по элементам конст-
рукции, называют структурным.

Источники шума в газотурбинных ГПА - всас компрессора, выхлоп
турбины, корпус ГТУ (ГТД) и камеры сгорания, нагнетатель с
присоединенными трубопроводами, опорная рама - маслобак,
вентиляторы и насосы с электродвигателями, узлы редуцирования газа,
периодические сбросы сред. На территории КС с агрегатами,
размещенными в общем здании, при недостаточной звуковой защите
наибольший шум излучают воздухозаборы компрессоров,
технологическая обвязка нагнетателей, вентиляторы охлаждения газа,
масла или промтеплоносителя. Если агрегаты расположены в блок-
контейнерах или индивидуальных легких зданиях с прямоточными
газовыпускными шахтами над ними, то добавляется шум выхлопа и
ограждающих поверхностей контейнера (укрытия). Регенераторы и
утилизаторы теплоты на газовыпускном тракте обычно кардинально
снижают шум выхлопа.

В самих ГТУ (ГТД) наиболее сильный шум исходит от первой ступе-
ни компрессора. На общем фоне широкополосного вихревого шума вы-
деляется сиренный или тональный шум (свист) с частотой, равной произ-
ведению секундной частоты вращения на число рабочих лопаток первой
ступени. Уровень шума осевого компрессора зависит от расхода воздуха,
максимальной окружной скорости, осевого зазора между ВНА и рабочим
венцом, акустической обработки входного патрубка (наличия на его
внутренней поверхности звукопоглощающих панелей). Приближенно его
можно оценить, приняв, что увеличение расхода на 1 кг/с повышает зву-
ковую мощность на 1 Вт. Звуковая мощность Lw = \0lg(W/W^), где И7
звуковая мощность; WQ - пороговая звуковая мощность, WQ = 10~12 Вт.
Например, для ГТУ с расходом воздуха 100 кг/с W =100 Вт, а уровень
широкополосного шума на всасе Lw = 10/glOOlO12 = 140 дБ. С
приближением скорости обтекания рабочих лопаток к скорости звука
уровень шума растет Тональный шум может быть на 15...25 дБ выше
среднего широкополосного. Следовательно, в такой ГТУ уровень шума на
всасе компрессора может превышать 160 дБ.

Уровень шума выхлопа турбины зависит от выходной скорости по-
тока с2:, уровня турбулентности, наличия внутренней теплоизоляции в
выходном патрубке турбины. В целом он обычно ниже уровня шума всаса
компрессора, но может содержать интенсивные низкочастотные
составляющие, особенно в агрегатах большой единичной мощности.
Шум корпуса ГТУ вызван аэродинамическими явлениями в проточ-
ной части турбомашин и механическими причинами. Чем меньше тол-
щина стенок силового корпуса, тем выше уровень аэродинамического
шума Механический шум — низкочастотный, связан с вибрационным
состоянием агрегата. Протечки через неплотности фланцевого соедине-
ния вызывают высокочастотный шум. Корпус камеры сгорания, не
встроенной в турбогруппу, излучает шум, вызванный сильными турбу-
лентными пульсациями в зоне горения.

В аэродинамическом шуме, производимом центробежным нагнета-
телем, выделяется частотная составляющая, равная произведению се-
кундной частоты вращения на число лопаток рабочего колеса. А вообще,
для ЦН характерен широкополосный шум, вызванный вихреобразова-
нием на входных кромках лопаток рабочего колеса Непокрытые
поверхности присоединяемых трубопроводов большого диаметра произ-
водят шум, связанный с турбулентным течением газа. Взаимодействие
рабочего колеса с лопаточным диффузором ЦН вызывает сиренный шум.
Механический шум НПГ тоже низкочастотный и связан с вибрационным
состоянием нагнетателя.

Опорная рама-маслобак и насосы, установленные на ней и вне
рамы, производят в основном шум механического происхождения.
Вращающиеся механизмы на подшипниках качения более шумны, чем на
подшипниках скольжения, последние к тому же демпфируют
механические колебания. Вентиляторы электродвигателей и АВО
вызывают также достаточно интенсивный аэродинамический шум.

Сильный шум аэродинамической природы издают узлы редуциро-
вания, например, топливного газа. Шум периодических сбросов сред
через продувочные свечи, из линий противопомпажных клапанов (при
запуске) имеет чисто аэродинамическое происхождение и характерен
большой интенсивностью.

Для борьбы с шумом используют звукопоглощающие, звукоизоли-
рующие и вибропоглощающие материалы. Звукопоглощающие мате-
риалы - пористые или волокнистые - пенополиуретан, поролон, пено-
пласт, керамзит, вата из супертонких минеральных волокон, теплоизо-
ляционные материалы. Наилучшие акустические свойства у ваты с тол-
щиной волокон 10...15 мкм и плотностью 10...15 кг/м3. Звукопоглощающие
материалы нужно защищать от загрязнения и разрушения стеклотканями,
пленками, а поверх их перфорированными тонкими металлическими
листами. Звукоизолирующие материалы - плотные, малоупругие,
например свинец, чугун, мягкая сталь, алюминий, бетон, кирпич, стекло.

Менее известны позднее распространившиеся вибропоглощающие
материалы, которые используют как в элементах конструкций, так и в
виде покрытий. Конструкционные вибропоглощающие материалы
слоеные, состоят из двух металлических пластин, соединенных клейкой,
вязкой и упругой прослойкой ("сэндвичи"). Частично вибропоглощающими
свойствами обладает серый чугун и другие двухфазные материалы.
Вибропоглощающие покрытия бывают жесткими, армированными,
мягкими и комбинированными. Первые имеют слой жесткой пластмассы,
наносимый на конструкцию с помощью мастики через мягкую или
пористую прокладку, например пенопласт типа ПХВ-1. Армированные
покрытия большей частью многослойные, состоят из армирующих слоев
жесткого материала, например алюминиевой фольги и слоев
вязкоупругих материалов, например резины. Отечественная
промышленность выпускает армированное вибропоглощающее покрытие
"Полиакрил В”. Мягкое вибропоглощающее покрытие более толстое,
например из пористой или перфорированной резины. Комбинированные
вибропоглощающие покрытия представляют собой сочетание
вышеназванных. Кроме этих материалов, используют также
противошумные мастики [26].

Из различных мероприятий по борьбе с шумом следует в первую
очередь уделить внимание снижению шума в источнике его возникно-
вения и локализации шума. Так, например, покрытие изнутри стенок
углового входного патрубка осевого компрессора и выходного патрубка
турбины звуко- и теплоизолирующими материалами снижает уровень
шума в среднем на 10 дБ, т.е. приблизительно в два раза.

Для снижения шума всаса осевого компрессора наиболее карди-
нальный способ - пропуск воздуха через пластинчатый глушитель из
звукопоглощающих материалов или выполнение воздухоподводящего
тракта с несколькими поворотами, снабженными звукопоглощающей
облицовкой (рис.9.6). Оптимальные размёры пластинчатого глушителя
определяют из акустического расчета, в основу которого кладут данные
измерений фактического уровня шума по всему спектру частот. Согласно
[26], для отечественных ГТУ выпуска прежних лет близки к оптимальным
размеры: толщина пластин 80... 100 мм, расстояние между ними
примерно 100 мм, длина глушителя по ходу воздуха около 3 м. В
качестве звукопоглощающих материалов используют поролон, винипор и
др. Скорость воздуха в глушителе желательно принять не более 15 м/с.
Для предохранения от выкрашивания и загрязнения пористый материал
покрывают стеклотканью. Воздухозаборную камеру и особенно повороты
в тракте следует тоже облицевать изнутри звукопоглощающим
материалом.

Для снижения шума выхлопа турбины также пригодны пластинча-
тые глушители, но выполненные из жаростойких материалов, например
ваты каолинового или кремнеземистого состава из супертонких волокон.
В связи с более низкими частотами шума выхлопа желательно иметь и
толщину панелей, и расстояние между ними больше, чем в глушителе
всаса компрессора. Такие звукопоглощающие панели должны
обязательно иметь поверх волокнистых материалов защитную
стеклоткань, а поверх нее - перфорированные тонкие металлические
листы с суммарной площадью отверстий не менее 20% от площади
листа. Возможно выполнение панелей для выхлопа из минераловатных
плит. Если есть дымовая труба, которая стоит рядом со зданием и требу-
ет нескольких поворотов потока или выхлопные газы постоянно проходят
через утилизаторы теплоты, то специальные глушители выхлопа
большей частью не нужны.

Рис.9.6. Схема шумоглушения в воздухоподводящем тракте:
а -элемент пластинчатого глушителя из звукопоглощающих панелей; б - акусти-
ческая обработка поворотов

Для снижения шума нагнетателя с лопаточным диффузором при
проектировании должно быть принято максимальное отношение D3/D2,
а число лопаток диффузора должно быть не равным или кратным числу
лопаток рабочего колеса. Снижения шума газопроводных труб у НПГ
достигают за счет покрытия их вибропоглощающей мастикой [26] или
заключения их в звукоизолирующие кожухи из оцинкованной стали с
заполнением воздушного промежутка между трубой и кожухом
звукопоглотителем.

Снижение шума корпусов турбогрупп со встроенными камерами
сгорания обеспечивают звукоизолирующие кожухи. Однако, если рамы
ГТУ установлены не по полу, а на возвышении или высоком фундаменте,
эффект от применения кожухов снижается. Наиболее эффек+ивны
съемные или разборные кожухи, полностью закрывающие ГТУ или ГТД,
установленные не на раме, а на полу на прокладках из пористой резины.
К кожухам предъявляют следующие требования: между источником,
шума и кожухом должен быть достаточный воздушный промежуток;
стенки кожуха изнутри следует покрыть звукопоглощающим материалом
толщиной не менее 40-50 мм. Под кожухом должна быть организована
вентиляция с целью обеспечения проектного температурного режима
стенок корпуса. Возможна вентиляция за счет соединения каналами
пространства под кожухом с газовыпускным трактом после утилизаторов
теплоты. В случае использования вентилятора воздушные каналы
должны быть облицованы изнутри звукопоглотителем. У крупных ГТУ
кожух должен состоять из отдельных секций для удобства доступа к
различным частям ГТУ.

В ряде конструкций звукозащитные функции кожуха выполняет
контейнер. Достаточно совершенны конструкции контейнеров для
судовых агрегатов, импортных ГТН-25И. Контейнер может иметь большие
воздушные промежутки между стенками и ГТД для размещения человека,
тогда его выполняют разборным (ГПА-Ц-16) для вписывания в
железнодорожные габариты. В контейнерах различных исполнений для
ГТН-25И много откидных панелей, основа контейнера - жесткий каркас,
на котором можно закрепить грузоподъемные приспособления для
местной разборки - сборки механизмов.

Вибрирующие поверхности издают низкочастотный шум. При уста-
новке различных механизмов (насосов, редуктора и др.) на полые
маложесткие рамы структурный шум усиливается. Такие места, не
закрытые кожухом, следует покрывать вышеописанными
вибропоглощающими и вибродемпфирующими материалами. При
повышений качества балансировки роторов и улучшении вибросостояния
агрегатов механический шум снижается. Холодные
(нетеплоизолированные) шумящие трубопроводы должны иметь
звукоизолирующую облицовку или вибродемпфирующую обмазку.

Редуцирующие устройства покрывают звукопоглощающими мате-
риалами и помещают в боксы. Снижение шума сбрасываемых в атмо-
сферу сред на свечах небольшого диаметра можно получить, устраивая в
удобном месте трубчатый звукопоглотитель (рис.9.7) или используя
рекомендации [18].

Рис.9.7. Схема трубчатого глушителя
при сбросе сред в атмосферу:
1 - перфорированная часть трубы;

2	- звукопоглощающий материал;

3	- наружный кожух

Учитывая свойства звука отражаться от стен в закрытых помеще-
ниях, для снижения уровня шума в индивидуальных укрытиях их изнутри
покрывают панелями из звукопоглощающих материалов. Определенный
эффект по снижению воздействия шума высоких частот дают акус-
тические экраны, представляющие собой перегородку из звукоизолирую-
щего материала, покрытую со стороны источника шума звукопогло-
тителем. Их целесообразно применять в общих зданиях при наличии
внутренней звукопоглощающей облицовки, защищая персонал на пло-
щадке ремонтируемого агрегата от шума соседних работающих.
Глава 10. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ
ХАРАКТЕРИСТИК ГПА

10.1.	Надежность газоперекачивающих агрегатов.
Неисправности ГТУ, ГТД и ЦН

10.1.1.	Надежность и техническое состояние.

Причины неисправностей

Надежность ГПА определяют как свойство безотказно работать в
заданных условиях эксплуатации в течение оговоренного срока. При этом
мощностные и экономические показатели, потребность в обслуживании и
ремонте должны быть тоже в заданных пределах. С одной стороны,
надежность зависит от совершенства оборудования, с другой, - от уровня
технического обслуживания, от организации и качества ремонта,

В более широком плане надежность включает безотказность, дол-
говечность и ремонтопригодность. Безотказность - свойство ГПА
сохранять работоспособность в течение межремонтного периода. Долго-
вечность - свойство сохранять работоспособность с перерывами для
технического обслуживания и ремонта до наступления предельного
состояния, когда затраты на восстановление работоспособности изделия
уже нецелесообразны. Ремонтопригодность, рассматриваемая ниже в
этой главе, характеризует приспособленность ГПА к предупреждению
отказов, восстановлению работоспособности ГПА путем проведения
профилактического технического обслуживания и ремонтов. Под отказом
понимают нарушение работоспособности ГПА.

Для оценки надежности разных изделий существуют различные
показатели. Наиболее важные для ГПА - коэффициент готовности Кг и
наработка на отказ Готк.

Коэффициент готовности

Кг =Тр/(Тр + Твп),

где Гр - суммарное время работы ГПА за отчетный период; Гв п - время
вынужденного простоя за этот же период.

Наработка на отказ

Тэтк = ^/«отк •

где /?отк - число отказов. Отказу обычно предшествуют скрытые или
явные дефекты и неисправности.

Применяют также коэффициент технического использования за
отчетный период

^т.и = Т’рДТ’р	+^ппр.)’
где Гппр - длительность планово-предупредительных ремонтов.

Характеристики надежности определяют для календарного года
или полугода работы, а также для межремонтного периода. В процессе
длительной эксплуатации обычно существует три отличающихся
периода- приработки (наладки, освоения), нормальной эксплуатации и
повышенного износа. Последний период более четко выражен для ГПА с
транспортными ГТД. Для вновь осваиваемых агрегатов первый период
нередко занимает несколько лет. При нормальной эксплуатации отказы
носят случайный характер. В заключительный период отказы учащаются
из-за суммарного воздействия повреждений.

Отказы разделяют на внезапные и постепенные. Первые большей
частью связаны с недостаточным развитием средств технической
диагностики. Постепенным отказам предшествует накопление
неисправностей и дефектов.

Техническое состояние - совокупность подверженных
изменению свойств объекта, характеризуемая в определенный момент
времени признаками и параметрами, установленными технической
документацией. Знание ТС необходимо для более эффективного
использования ГПА, а также выбора момента проведения технического
обслуживания или корректировки плановых работ по обслуживанию и
ремонту.

Эксплуатационный персонал следит за тем, чтобы не было
вынужденного останова, аварии, чтобы сохранялись основные
экономические показатели, а также не было повышенного расхода масла,
перерасхода электроэнергии и др.

Виды технических состояний: исправен, неисправен, работоспособен,
неработоспособен, правильно функционирует, неправильно
функционирует.

Исправен - полное соответствие требованиям технической
документации.

Неисправен - несоответствие хотя бы одному из этих требований.

Работоспособен - может выполнять заданные функции.

Неработоспособен - не может выполнять заданные функции, не
выходя за пределы, оговоренные технической документацией.

Правильное функционирование - выдерживание заданных
алгоритмов, особенно при пуске, маневрировании.

Неправильное функционирование - броски нагрузки, помпаж
нагнетателя, компрессора и т.п.

ГПА может быть неисправным, но работоспособным с какими-то
ограничениями, например по степени сжатия ПН, по оборотам СТ.

Внезапный отказ - неожиданное аварийное изменение
технического состояния.

Постепенный отказ - развивающееся изменение технического
состояния узлов и систем ГПА и контролируемых параметров.
Техническое состояние ГТУ описывается	совокупностью

диагностических признаков (ДП).

Диагностические признаки многочисленны и разнообразны,
например изменение взаимных частот вращения валов, температуры за
турбиной, температуры металла подшипников, уровня вибрации и т.п.

Система технической диагностики - совокупность средств объекта
диагностирования (ГИД, ГТУ, ЦН), которая должна оценить ТО объекта,
выявить неисправности или причины отказа, прогнозировать состояние в
целях полного и эффективного использования доремонтного ресурса.

Надежность работы ГПА повышается, если при сдаче в
эксплуатацию он проходит входной диагностический контроль.

Причины неисправностей можно разделить на группы.

Первая группа неисправностей связана с некачественными
изготовлением, монтажом и наладкой. Это могут быть конструкторские и
технологические недоработки, производственные отступления - дефекты
монтажа, незавершенность наладки.

Вторая группа неисправностей связана с нарушениями в
эксплуатации: несоблюдение чистоты рабочих сред (воздуха, газа),
регламента технического обслуживания, ложные показания КИП,
отключение защит и т.д.

Даже при тщательной и полной доводке головных образцов ГПА и
учете опыта работы первой партии агрегатов вследствие нежесткой
технологической дисциплины при изготовлении или эксплуатации
возможны различные отказы.

Внезапные отказы обычно ведут к вынужденным остановам ГПА.
Развитие постепенных отказов можно контролировать.

Одни неисправности больше влияют на снижение мощности и
экономичности, другие снижают надежность. Ряд неисправностей влияет
и на мощность и КПД ГТУ и ПН, и на надежность работы ГПА.

10.1.2.	Неисправности осевого компрессора и их
диагностические признаки

Наиболее распространен занос проточной части мелкими
аэрозолями вследствие отсутствия или неэффективной работы фильтров
тонкой очистки. Затем - эрозионный износ профильной части лопаток и
вершин рабочих лопаток крупными аэрозолями. Особенно большой
вред наносит увеличение радиальных зазоров над рабочими лопатками
(РЛ). Этому может способствовать и коробление статорных деталей
(обойм корпуса) вследствие их недостаточной жесткости. Такие
дефекты приводят к падению давления за компрессором, повышению
приведенной температуры за ним при той же приведенной частоте
вращения, что является диагностическими признаками снижения
внутреннего КПД компрессора.

В этом же направлении влияет и повреждение лопаток
посторонними предметами, однако главная опасность заключается в
244
поломке лопаток, даже если они не сломаны, а только изменились
межлопаточные каналы. Увеличение радиальных зазоров диагностируют
с помощью емкостных, индукционных и других датчиков, а на
остановленном агрегате - с помощью механических и оптических
устройств.

Другая группа характерных для осевого компрессора
неисправностей, влияющих на надежность: задевания в проточной части,
трещины в лопатках и обрыв РЛ вследствие высоких вибронапряжений.
Эрозия лопаток приводит к ослаблению сечения пера, появлению
концентраторов напряжений в виде механических выемок, подрезов.
Частотные характеристики лопаток меняются, что грозит виброполомкой
(рис.3.1). Иногда возникает неравномерный вредный наклеп, снижающий
пластичность материала.

Диагностика РЛ компрессора обычно осуществляется при
обследовании с помощью эндоскопов. Более совершенны методы
сравнения фотографий, производимых с помощью эндоскопов.

Поворотные направляющие лопатки компрессора могут заедать,
настройка их может нарушаться, что грозит помпажем компрессора или
поломкой РЛ. Обледенение входного тракта компрессора приближает
рабочую линию к границе устойчивости, а обледенение ВНА грозит
поломкой РЛ первой ступени.

Диагностическим признаком обледенения входного тракта может
служить увеличение разрежения перед ВНА, возможно заметное
повышение вибрации.

Неисправная работа противопомпажных воздуховыпускных
клапанов, равно как и заедание поворотных лопаток РВНА. может
привести к помпажу компрессора, в основном при запуске. Неплотность
клапанов на рабочих режимах приводит к вредной утечке воздуха,
часто сопровождаемой свистом.

Помпаж компрессора может наблюдаться при запуске неостывшей
ГТУ и при резких набросах температуры перед турбиной, например,
вследствие помпажа ЦН, а также при снижении давления перед ВНА,
вследствие загрязнения воздушных фильтров и при возникновении
неравномерности потока перед ВНА. При пуске ГТУ первые ступени
компрессора проходят через вращающийся срыв.

В двухкомпрессорных ГТД и ГТУ важным диагностическим
признаком снижения эффективности проточной части является
изменение скольжения роторов.

10.1.3.	Неисправности турбины

На внутренний КПД турбины также влияет образование отложений
на профильной части лопаток и увеличение радиальных зазоров над
рабочими и под сопловыми лопатками. Коробление статорных деталей
турбины при несовершенной конструкции их системы охлаждения может
вызвать возрастание радиальных зазоров даже на несколько
Рис 10 1 Трещина (а) и излом (б) компрессорной лопатки

Рис 10 2 Коррозионно эрозионное
повреждение кромки лопатки
из сплава ХН70ВМТЮФ

Рис 10 3 Трещины в бандажной
полке лопатки из сплава ЭП220
вызванные статическими нагрузками
в условиях коррозионных повреждений

Рис 10 4 Усталостное разрушение
лопатки из сплава ХН70ВМЮТ
а внешний вид ротора
б вид изюма лопатки
миллиметров в основном за счет срабатывания утонений на РЛ или
гребней на лопатках с полками

Износ лабиринтовых уплотнений также увеличивает вредные
протечки равно как и задевания в лопаточном аппарате Лопатки могут
получить ударно-механические повреждения при попадании посторонних
предметов от вылетевшей РЛ

Диагностические признаки снижения эффективности турбины
разнообразны и обычно рассматриваются в комплексе с ГТУ в целом

Многочисленные дефекты снижают надежность работы турбины К
ним относятся термоусталостные трещины в выходных кромках сопловых
и рабочих лопаток неохлаждаемых первых венцов Для полых
охлаждаемых СЛ и РЛ нередки прогары тонких стенок при нарушениях в
системе их охлаждения или при большой неравномерности
температурного поля камеры сгорания Возможно выкрашивание кромок
лопаток (рис 10 2)

На лопатках, имеющих жаростойкое или термобарьерное
покрытие оно может отслаиваться или выкрашиваться Неохлаждаемые
лопатки без покрытий подвержены обезлегированию поверхностного
слоя Материал лопаток из сплава на никелевой основе претерпевает
укрупнение зерен и снижение длительной прочности

Полые тонкостенные охлаждаемые лопатки могут получать
коробление вследствие неравномерного нагрева и градиентов
температур При перегревах или пережогах лопаток меняются их цвет и
прочностные свойства Происходит вредное изменение микроструктуры и
ускоренный рост зерна Для РЛ опасна неравномерность температурного
поля по радиусу для СЛ первой ступени - и по радиусу и по окружности
Вследствие перегрева возможна вытяжка РЛ, а при повышенных
вибронапряжениях возможен их обрыв В новых конструкциях для
контроля температуры охлаждаемых РЛ турбины используют оптические
пирометры Поверхностные слои лопаток подвергаются тепловым
ударам особенно при погасании факела в камере сгорания Это
приводит к снижению прочностных свойств, к появлению и росту
микротрещин появлению окалины (рис 10 3)

Для дисков и роторов возможно нарушение работы системы
охлаждения часто при заносе пылью и продуктами коррозии каналов для
прохода охлаждающего воздуха В охлаждаемых статорных деталях
турбины при заносе каналов или появлении утечек возникают
коробления Плотность и чистота каналов системы охлаждения должна
обязательно проверяться при ремонтах

При повышенной вибрации лопаток и достаточно высокой их
вибропрочности могут возникнуть трещины в елочных пазах дисков

Для одноступенчатых турбин имеющих посадку дискового ротора
на радиальных пальцах возможны нарушения посадки и возникновение
боя дисков

В сболченных роторах возможно ослабление затяжки болтов
например вследствие недопустимо высоких напряжений при поперечных
247
колебаниях ротора. Сопловые аппараты диафрагменной конструкции
могут получать остаточные деформации.

При перекрытии хотя бы одного соплового канала или большом и
неравномерном изменении выходных сечений сопловых аппаратов
может произойти виброполомка рабочих лопаток (рис. 10.4). Усталостные
повреждения - наиболее распространенная причина разрушения рабочих
лопаток. Вначале образуются микротрещины, затем они сливаются в
более заметную. Перед поломкой изменяется частота вибрации лопатки,
что может служить диагностическим признаком. Изменяется и положение
торцевой поверхности лопатки по отношению к статору, что также
используется в качестве диагностического признака.

Возможно также коробление корпуса турбины и обойм вследствие
неравномерности температурного поля как при прогреве и наборе
нагрузки, так и при длительной эксплуатации.

10.1.4.	Неисправности камеры сгорания

Наиболее часто встречающийся дефект - нарушение
равномерности температурного поля по окружности и по радиусу
кольцевого входа в СА, а также повышенное содержание NOX и СО в
продуктах сгорания

Неравномерность поля ограничивает возможности нагружения,
вызывает динамические напряжения в РЛ, коробление статорных
деталей турбины, может вызвать перегревы и прогары тонкостенных
деталей Диагностируется с помощью термопар, установленных
непосредственно за последней ступенью турбины до поворота потока.
Иногда термопары ставятся и перед свободной турбиной. Число
термопар обычно соответствует числу горелочных устройств. Возможен
контроль неравномерности и по замеру температурного поля перед
свободной турбиной.

Распространенным дефектом является коксование горелочных
устройств вследствие несовершенной их конструкции или попадания
частиц масла и тяжелых углеводородов в топливный тракт. Это приводит
к сильному искривлению температурного поля за КС.

Часто встречающимися дефектами являются также перегревы,
пережоги и прогары жаровых труб (или элементов общей кольцевой
КС) и последующих участков газоподводящего тракта. Причина
здесь - неравномерность факела, часто связанная с коксованием или
засорением горелок. Факел постоянно пульсирует, но при
недоведенности камеры сгорания или при существенном изменении
состава топливного газа возможно появление вибрационного горения.
При повышенной пульсации факела нередко появление на стенках
жаровых труб термоусталостных трещин, которые обычно начинаются от
сварных швов.

В стыке жаровой трубы с последующим патрубком могут возникать
износ и наклеп, вызванные пульсацией факела.
Высокотемпературные ГТУ имеют на внутренней поверхности
жаровых труб термобарьерное покрытие, которое может разрушаться
или отслаиваться.

Нагарообразование на стенках КС вызывает в них температурные
напряжения, так как снаружи жаровая труба охлаждается.
Эндоскопирование встроенных КС обычно производится через
отверстия для установки горелок.

Эндоскопы, используемые для осмотра стенок изнутри жаровой
трубы, обычно имеют источник света и оптическую систему,
увеличивающую изображение дефекта. Диагностическая система должна
сравнивать новое изображение с предыдущим.

Для выравнивания по окружности температурного поля в
многогорелочных КС используют калиброванные шайбы различного
диаметра, устанавливаемые на газоподводящих патрубках.

Уменьшение токсичных выбросов КС достигается
усовершенствованием ее конструкции и изложено в специальной
литературе.

10.1.5.	Неисправности центробежных нагнетателей

Неисправности ЦН, влияющие на расход топливного газа ГПА

К таким неисправностям относятся:

•	работа в области пониженных внутренних КПД ЦН (7]н);

•	увеличение зазоров в лабиринтовых уплотнениях, особенно над
наружной поверхностью втулок покрывающих (покрывных) рабочих
колес (РК), в думмисных уплотнениях (на разгрузочном поршне);

•	загрязнение рабочих колес и лопаточных диффузоров, эрозионный
износ лопаток РК и ЛД.

Возможны увеличенные вредные перетекания газа из-за
повреждения уплотнительных кольцевых резиновых шнуров, например,
вследствие некачественных переборок узлов ЦН. При работе в
расчетных условиях нагнетатель ГПА должен расходовать I3...20 %
энергии топливного газа, используемого для нужд ГПА. Однако при
работе на неполной частоте вращения и повышенных расходах КПД ЦН
существенно меньше проектного из-за увеличенного угла натекания
потока на входные кромки лопаток РК и ЛД и связанных с этим местных
срывных явлений. Изготовители ЦН не рекомендуют работу на таких
режимах. Если ЦН не снабжен системой автоматического управления, то
необходимо пользоваться такой характеристикой нагнетателя, которая
содержит значения КПД при неполных оборотах, периодически
определяя положение рабочей точки по степени сжатия £ и частоте
вращения, если расход на ЦН точно неизвестен. Об этом см. ниже.

Неисправности ЦН, влияющие на надежность работы ГПА

При недостаточной чистоте технологического газа возникают
эрозионный износ лопаток рабочих колес и диффузоров, подрезы на
входной части лопаток, что больше угрожает прочности рабочих колес,
но снижает и экономичность. Такие дефекты наиболее часто выявляются
при полной разборке ПН. О величине эрозионного повреждения и
подрезах можно судить и по износу специального датчика, помещаемого
в запыленный поток и сигнализирующего с помощью импульсных трубок
или других устройств.

На клепаных РК иногда возникает оконтуривание заклепок,
вызываемое или отступлениями при изготовлении и сборке нагнетателя,
или знакопеременными напряжениями. В РК клепаной конструкции
эрозионный износ тонкостенной части в местах отверстий под заклепки
особенно опасен.

В РК, за которыми по потоку следуют лопаточные диффузоры или
спиральная улитка, нередко наблюдаются вибрационные трещины на
периферийных участках покрывающего и основного дисков. Это
следствие обратного влияния выходного устройства на рабочее колесо.
Многие фирмы выфрезеровывают межлопаточные участки дисков на
наружном диаметре по типу ромашки.

Для ряда ЦН как с втулочным, так и торцевым запорным
уплотнением "масло-газ" возможно повреждение этого уплотнения. При
этом могут быть прорыв газа в картер подшипников или утечка масла в
газовый тракт. Состояние этого уплотнения постоянно контролируется
системой управления и защиты. Неудовлетворительная работа
уплотнения "масло-газ" может быть связана с повышенной вибрацией
ротора нагнетателя.

Утечка или перетекание масла возможны также при неправильной
установке маслоуплотняющих резиновых шнуров.

Для нагнетателей ТМЗ характерен повышенный унос газового
конденсата и других жидкостей после дросселирования газа в
лабиринтовой части уплотнения "масло-газ".

Опасной неисправностью ЦН, могущей привести к выходу из строя
упорного подшипника и разрушению деталей ЦН, является вхождение
нагнетателя в режим помпажа, при котором газы из нагнетательного
патрубка могут прорываться на всас и возникают большие
знакопеременные усилия на ротор ПН. Для борьбы с этим используют
специальные устройства защиты и противопомпажное регулирование.

На литых и сварнолитых корпусах ЦН может наблюдаться
появление свищей или трещин вследствие некачественного
изготовления. Диагностический признак здесь - повышенная
загазованность.

При работе с повышенной вибрацией, а иногда при некачественной
сборке ротора нагнетателя могут возникать нарушение посадки рабочих
колес на вал, торцевой бой рабочих колес.

Масса ротора ЦН обычно составляет небольшую долю от массы
жесткого статора, вследствие чего вибрационное состояние неподвижных
частей мало говорит о динамике ротора.

Неспокойная работа ротора ЦН может вызываться взаимной
расцентровкой роторов свободной турбины и нагнетателя. Чаще всего
это происходит под силовым воздействием труб обвязки ЦН, особенно
если корпус ЦН недостаточно жесткий. Это диагностируется по
характеру вибрации.

Демпфирование таких колебаний эффективно осуществляется
с помощью опорных подшипников сегментной конструкции, особенно со
стороны силовой турбины, частично упорным подшипником ЦН.

Повышенная вибрация ротора ЦН квследствие его разбалансировки,
недостаточного натяга при посадке вкладышей подшипников,
расцентровки и других причин приводит к трещинам в баббитовой
заливке вкладышей, выкрашиванию баббита (сколам).

В [16] отмечены также следующие встречающиеся неисправности
ЦН:

•	переполнение маслом поплавковой камеры в результате “заедания”;

•	неправильные показания прибора, сигнализирующего о давлении в
масляном реле осевого сдвига, в результате засорения фильтра (или
отверстия);

•	недостаточен уровень масла в аккумуляторе при нормальном
перепаде "масло-газ";

•	повышенная загазованность масла в маслобаке;

•	ослабление крепления нагнетателя к анкерным болтам вследствие
работы на нерасчетных режимах, помпажа и других причин;

•	исчезновение перепада давления "масло-газ".

В [16] также указаны пути устранения этих неисправностей.

10.1.6	. Неисправности узлов и систем ГПА
и их диагностические признаки

Неисправности радиальных и осевых подшипников скольжения

Износ баббитового слоя при частом и длительном использовании
тихоходного валоповоротного устройства без образования масляного
клина "Натягивание" баббита при неудовлетворительной смазке.
Диагностическим признаком здесь может быть изменение характера и
уровня вибрации.

Повреждения баббитового слоя: растрескивание, сколы баббита,
выкрашивание, крупные риски от попавших посторонних частиц и т.п.

ДП - повышенный нагрев металла вкладышей и смазочного
масла, повышение уровня вибрации.

Колодки из оловянистой бронзы осевых (упорных) подшипников
ГТУ могут не иметь баббитовой заливки, для их работы риски на
рабочей поверхности еще более недопустимы. Диагностическим
признаком неисправностей подшипников может служить изменение
характера шума.

ДП начала разрушения подшипников качения - появление
металлических частиц в масле, повышенный нагрев масла.
При останове ГПА без нормального функционирования системы
смазки баббит в подшипниках скольжения выплавляется и повреждается
проточная часть турбогруппы.

Неисправности систем запуска

Недостаточный крутящий момент пускового двигателя для
страгивания и раскрутки рртора компрессора чаще бывает при задевании
ротора из-за отсутствия всплывания на масляной пленке, или
вследствие коробления статорных деталей, или при тепловом
искривлении ротора.

Выход из строя расцепной муфты с опасным забросом частоты
вращения пускового двигателя из-за несрабатывания защиты.

Отсутствие воспламенения топлива из-за коксования запальной
свечи, слабого искрообразования.

Несвоевременное зажигание с хлопком по тем же причинам.

Повышенный бросок температуры газа после воспламенения.
'’Зависание” двигателя при разгоне из-за резкого повышения
температуры газа.

Повышенные обороты отключения пускового двигателя из-за
пониженного КПД турбомашин газогенератора.

Повышенный расход газа на один запуск.

Несвоевременная или неправильная перестановка кранов в
системе обвязки нагнетателя.

Питтинг зубчатых колес в редукторе из-за больших контактных
напряжений

Неисправности САУ, подсистем контроля и защиты

Даже при отлаженной САУ они очень многочисленны. Отметим
некоторые.

Ложное срабатывание защит, в частности из-за повреждения
проводов к вторичным приборам.

Неправильные показания термопар, термометров сопротивления и
других датчиков и вторичных приборов.

Нечеткая работа автоматов безопасности, реле осевого сдвига и
других защит.

Нечеткое функционирование программ автоматического запуска и
останова.

В связи со спецификой вопроса неисправности САУ
рассматриваются в курсе по изучению САУ.

Неисправности теплообменных аппаратов

Термоусталостные трещины в секциях воздухоподогревателей
пластинчатого типа с утечкой сжатого воздуха. ДП - снижение мощности и
КПД ГТУ.

Протечки воздуха в трубчатых воздухоподогревателях из-за потери
плотности вследствие неудовлетворительной заделки трубок

Загрязнение теплообменных поверхностей.

Разрывы трубок в трубчатых теплообменниках, вибрационные
повреждения.
Занос проходных сечений воздухоохладителей, например, при
загрязненном воздухе, отбираемом из промежуточной ступени
компрессора

Неисправности масляной системы

Увеличенные потери масла вследствие протечек в газовую полость
или в связи с повышенным уносом масла в систему удаления масляных
паров ДП - снижение уровня масла в масляном баке.

Протечки масла наружу через неплотности в разъемах
подшипников, во фланцевых и штуцерных соединениях маслопроводов с
уносом через масляные уплотнения.

Шламование масла вследствие контакта с различными металлами.

Попадание воды в масло (при водяных охладителях масла).

Потеря вязкости, снижение температуры вспышки и т.п. вследствие
старения масла.

Появление посторонних частиц, в том числе стружки.

Попадание газового конденсата в масло (разжижение масла).

Повышенное окисление и порча масла вследствие прорыва
продуктов сгорания в полость картеров внутренних подшипников.

Падение давления масла вследствие засорения масляных
фильтров, неисправной работы насосов

Нечеткий переход с пускового насоса на главный, и наоборот.

Перегрев масла вследствие нарушения теплоизоляции во внутрен-
них подшипниках и других причин

Утечка масла во встроенных в бак маслопроводах.

Скрытые протечки масла при прокладке маслопроводов "труба в
трубе"

Некоторые неисправности, характерные для узлов
приводных ГТД транспортного типа

Усталостные разрушения подшипников качения и нагруженных
зубчатых передач

Расцентровка ГТД с осью нагнетателя

Пробивание корпуса авиадвигателя при обрыве РЛ компрессора
или турбины или разрушении части обода

Выход из строя приводимых агрегатов ограниченного ресурса

Трещины и прогары в жаровых трубах камер сгорания вследствие
повышенной их теплонапряженности Повышенная неравномерность
температур перед ТВД

Нарушение теплового режима работы из-за ухудшения смазки или
нарушения режима охлаждения

Увеличенный нагрев масла.

Повышенная вибрация
10.2.	Вопросы технического обслуживания газотурбинных
газоперекачивающих агрегатов

10.2.1.	Общие положения

Программа технического обслуживания (ТО) ГПА должна включать *
• изучение особенностей конструкции оборудования;

•	максимальное выполнение ТО на месте;

•	учет рекомендаций изготовителей оборудования по ТО;

•	использование технической диагностики и экспертных систем;

•	обеспеченность диагностическими устройствами;

•	обучение эксплуатационного и ремонтного персонала;

•	обеспечение запасными частями.

Одновременно с техническим обслуживанием ГТУ (ГТД) и ЦН в
соответствии с регламентом должна быть проконтролирована работа
регулирующих и защитных устройств, различных систем и
вспомогательного оборудования.

Обслуживание ГТУ стационарного типа облегчается при условиях:

•	если горелки камеры сгорания, жаровые трубы и газовпускные каналы
могут быть осмотрены, подремонтированы или заменены без разборки
корпуса турбогруппы;

•	рабочие лопатки первых ступеней компрессора и всех ступеней
турбины прошли при изготовлении моментную развеску и могут быть
заменены без последующей балансировки (при жестких роторах);

•	нижние половины вкладышей подшипников могут быть извлечены без
удаления ротора;

•	концевые и масляные уплотнения могут быть заменены без разборки
частей корпуса или картеров подшипников;

•	вспомогательное оборудование, включающее фильтры, выполнено в
виде отдельных блоков, легко доступных для осмотра или
обслуживания;

•	предусмотрена возможность осмотра газового тракта,
эндоскопирования и измерения зазоров по лопаточному аппарату без
разборки наружного корпуса.

Общая закономерность работы турбомашин и теплообменных
аппаратов - изменение размеров всех горячих частей при переходе с
одного режима работы на другой вследствие температурных
деформаций. В турбомашинах ГТУ при этом происходит нежелательное,
а иногда и опасное изменение радиальных и осевых зазоров в проточной
части и лабиринтовых уплотнениях. В стационарных ГТУ изменение
радиальных зазоров обычно невелико, так как тепловая инерция
статорных деталей большей частью не сильно отличается от тепловой

* Волш Е.Д.. Фриман М А. Вопросы эксплуатации и технического обслуживания стационарных газовых
турбин. GER-3620A. I995. 18 с.
инерции ротора. В транспортных ГТД,особенного авиационного типа
масса горячих деталей статора существенно меньше массы ротора, а
поверхность, омываемая газами, больше. В таких двигателях "холодный"
радиальный зазор больше "горячего", т.е. в процессе пуска и нагружения
происходит уменьшение радиальных зазоров. При внезапном останове
ГТД быстроостывающий статор не должен "закусывать" ротор, который
остывает медленнее.

Изменение температуры деталей ГТУ происходит как за счет
омывания их горячей средой, так и за счет теплопроводности элементов.
В массивных и толстостенных деталях при быстром изменении режима
работы из-за неравномерной их температуры возникают термические
напряжения. Они зависят от физических свойств материалов -
коэффициентов линейного расширения и теплопроводности - и от
скорости изменения температуры на поверхности, т.е. коэффициента
теплоотдачи, определяемого для неконденсирующихся газов в первую
очередь плотностью и скоростью омывающей среды, ее теплоемкостью.
В тонкостенных деталях при свободном их расширении и при
равномерном температурном поле термические напряжения отсутствуют.

Если температурные напряжения превышают предел текучести
материала при рабочих условиях, то деталь получает остаточную
деформацию. Следовательно, в конструкции горячих деталей агрегата
должен быть учтен возможный темп изменения режима. Для ГТУ
наиболее резкое изменение режима - внезапный останов при полной
нагрузке. Обычно это вызывает растягивающие температурные
напряжения в тонких быстро остывающих элементах деталей. При
запуске и нагружении эти же элементы нагреваются быстрее других.

Кроме изменения зазоров и температурных напряжений при
неустановившихся режимах возможно снижение и даже снятие заданных
рабочих напряжений в затянутых болтах, шпильках, возможно
ослабление прессовых посадок деталей или, наоборот, опасное
превышение заданных рабочих напряжений, если, например, фланцы
прогреваются значительно быстрее стягивающих их болтов и т.п.

10.2.2.	Основные факторы, влияющие на ресурс
высокотемпературной части ГТУ

При исправном в целом оборудовании высокотемпературные
детали турбоагрегата, включая камеру сгорания, требуют повышенного
внимания персонала.

Для лопаток турбины особенно опасно попадание в камеру
сгорания газового конденсата и других жидких фракций углеводородного
топлива, которые могут вызвать догорание факела в проточной части и
оплавление лопаток.

При каждом пуске и останове ГТУ (одна теплосмена) детали
высокотемпературного тракта подвергаются значительным темпера-
турным напряжениям. Выходные кромки лопаток нагреваются и остывают
255
быстрее массивной части пера лопатки и вследствие этого испытывают
напряжения сжатия при пуске и быстром прогреве и растяжения при
погасании факела в камере сгорания. Поэтому число пусков и остановов,
скорость пусков, число внезапных остановов с полной нагрузки должны
тщательно учитываться. Для часто пускаемых и останавливаемых ГТУ
термическая усталость является преобладающим фактором,
определяющим ресурс. Приближение к исчерпанию ресурса может
вызываться независимо наработкой или числом теплосмен. Для
определения периодичности осмотров изготовитель может пользоваться
эквивалентным числом часов. Некоторые изготовители стационарных
ГТУ считают, что один пуск эквивалентен 30-50 часам работы под
нагрузкой. Для определения срока осмотра следует отдельно учитывать
быстрые пуски и нагружения и внезапные остановы с полной нагрузки.

Большое значение имеет равномерность температурного поля
после камеры сгорания. Местное превышение температуры на 50-60 °C
означает увеличение наработки для омываемых этим потоком деталей
приблизительно в шесть раз. Превышение расчетной температуры на
100 °C можно приравнять к сорокакратному увеличению наработки
высокотемпературных деталей при этом режиме.

Длительная работа при пониженной температуре газа за камерой
сгорания увеличивает ресурс "горячих” частей.

В регенеративных ГТУ конструкции "Дженерал Электрик" может
применяться программа поддержания, например, постоянной
температуры газа за турбиной в холодное время года и при неполных
нагрузках за счет прикрытия лопаток входного направляющего аппарата
компрессора Важно, чтобы при этом также не превышались
рекомендованные значения температуры перед турбиной.

10 2.3. Учет воздействия окружающей среды на работу
осевого компрессора ГПА

Как указывалось ранее, наличие аэрозолей во всасываемом ГТУ
воздухе приводит к изменению прочностных и аэродинамических
характеристик лопаток осевого компрессора. Твердые частицы размером
20 мкм и более, как указывалось, вызывают эрозию профильной части
рабочих лопаток первых ступеней и местный подрез наружной
поверхности канала направляющих лопаток. Отклоненные рабочими
лопатками первых ступеней к периферии частицы концентрируются в
зоне радиальных зазоров над рабочими лопатками и вызывают износ
вершин лопаток и увеличение радиальных зазоров, приводящих к
снижению напора и КПД вследствие изменения характеристик
лопаточных венцов.

Мелкие аэрозоли, особенно пыль с дисперсностью тонкой пудры,
прилипают к профильной поверхности лопаток и искажают ее. При
отсутствии в воздухе паров промышленных жидкостей мелкая пыль
откладывается больше в привтулочной части лопаток, так как на
256
периферии она, очевидно, удаляется крупными частицами. Со временем
возникает занос проточной части осевого компрессора, в результате
которого снижается расход воздуха, падают степень сжатия в цикле и
мощность ГТУ (ГТД), возрастает удельный расход топливного газа.

При положительной температуре окружающего воздуха наиболее
эффективным способом удаления отложений является промывка осевого
компрессора специальными моющими растворами как при сниженной
нагрузке, так и при холодной прокрутке, например, пусковым
устройством. Более эффективна обильная промывка при холодной
прокрутке из нескольких десятков форсунок. Однако промывка на ходу
также позволяет существенно повысить располагаемую мощность и
снизить расход топлива.

При отрицательной температуре атмосферного воздуха и
необходимости очистки используют сухие очистители типа молотой
ореховой скорлупы или крупы (риса). По регламенту такой процедуры
желательно иметь рекомендации изготовителя ГТУ (ГТД), основанные на
опыте использования этого метода на аналогичных агрегатах.

При работающих фильтрах тонкой очистки воздуха персонал
должен контролировать действия автоматики по исключению
оговоренного в инструкции предельного перепада давления на фильтрах,
который вызывает снижение полезной мощности и может привести к
помпажу осевого компрессора.

После первого отбора воздуха для охлаждения турбины
содержание пыли в проточной части уменьшается, но если отбираемый
воздух поступает вначале в охладитель, то последний может быть
сильно загрязнен пылью, концентрация которой в отобранном с
периферии лопаток воздухе повышена.

При высокой влажности относительного воздуха и температурах,
близких к О °C, возможно также обледенение всасывающего тракта
компрессора и лопаток ВНА. Как указывалось ранее, это может вызвать
помпаж осевого компрессора и повреждение его рабочих лопаток
кусочками льда.

10.2.4.	Осмотры ГПА в процессе эксплуатации

Изготовитель ГПА на основании опыта эксплуатации подобных
агрегатов должен выдать рекомендации по длительности наработки до
первого и последующих осмотров и по их объему.

Тщательные периодические осмотры и обследования,
производимые эксплуатационным персоналом, позволяют сократить
затраты на ремонт ГПА как благодаря удлинению межремонтного
периода, так и вследствие снижения объема работ при ремонтах, а также
предотвратить внезапные отказы оборудования.

Программа технического обслуживания должна быть основана на
анализе регистрируемой эксплуатационной информации, в которой
должны быть отражены все отклонения от нормы контролируемых
257
параметров. Такие отклонения свидетельствуют или о приближении
отказа, или о повреждении каких-либо деталей, или изменении
правильной настройки отдельных регулирующих устройств и систем.

Текущие осмотры выполняются при запуске, останове и при работе
ГПА. Они свидетельствуют об общем состоянии оборудования. В
процессе эксплуатации следует особое внимание уделять уровню
температуры за турбиной при точном ее измерении, ее разбросу,
вибрационному состоянию агрегата, расходу топливного газа. При
запуске ГПА нужно контролировать частоты вращения: при отключении
пусковых устройств, закрытии противопомпажных клапанов осевого
компрессора, при перестановке лопаток ВНА компрессора. При останове
- фиксировать время выбега роторов и сравнивать его с предыдущими
случаями.

На кратковременно остановленном ГПА и на находящемся в
резерве могут производиться проверка измерительных устройств,
обслуживание вспомогательного оборудования и другие нетрудоемкие
операции.

На длительно остановленном ГПА могут производиться осмотры
высокотемпературного тракта ГТУ, требующие частичной разборки,
эндоскопирование лопаток компрессора и турбины и другие работы, как,
например, обслуживание аккумуляторных батарей, смена фильтров,
зачистка реле или замена плат в САУ и т.п.

Интервалы между осмотрами с частичной разборкой зависят от
накопленного опыта эксплуатации данного оборудования. Параллельно
должны быть проверены средства контроля и автоматического
управления. Объем работ при различных видах технического
обслуживания содержится также в [10, 28] и других источниках.

10.2.5.	Кратко о техническом обслуживании
конвертированных авиационных и судовых ГТД

При использовании на КС газопроводов конвертированных
транспортных двигателей необходимо их сервисное обслуживание
специализированной организацией. Оно более эффективно при условии:
• если в конструкции двигателя при ее разработке заложен принцип
взаимозаменяемых модулей;

•	ГТД снабжен эффективной автоматизированной диагностической
системой;

•	для диагностирования предусмотрены различные методы контроля
без разборки (эндоскопирование, проверка токовихревыми датчиками
и т.п.);

•	большинство работ по обслуживанию может быть проведено на месте
установки ГПА без больших транспортных затрат.

Сервисное обслуживание должно производиться, например,
региональными центрами диагностики и ремонта. Однако при компоновке
ГПА с конвертированными авиадвигателями в виде блок-боксов затраты
на обслуживание ГТД существенно превышают аналогичные затраты при
установке ГПА в укрытиях.

Открытая установка оборудования вызывает необходимость более
частого проведения осмотров и подналадочных работ. В условиях
отечественного климата такие работы дороги и недостаточно
эффективны. Кроме этого, для снижения затрат на транспортировку ГТД
в ремонтные центры последние должны быть размещены близко к
местам концентрации двигателей на газопроводах. Принятое
размещение ГПА с судовыми двигателями в индивидуальных укрытиях с
грузоподъемными средствами, отоплением и т.п. создает более
благоприятные условия для проведения работ по обслуживанию ГТД.

Но независимо от этого для эффективного использования на
компрессорных станциях газопроводов ГПА с двигателями,
разработанными вначале с учетом проведения регулярных частых работ
по обслуживанию (в аэропортах, на кораблях), для снижения затрат в
стационарной практике необходима глубокая переработка отдельных
агрегатов и систем ГТД. Работы в этом направлении ведутся в
конструкторских бюро и на предприятиях-изготовителях, и в условиях
разумной конкуренции следует ожидать снижения затрат на
обслуживание конвертированных двигателей.

10.3.	Эффективность совместной работы системы
газопровод-ГПА

Эффективность функционирования участка газопровода с
работающими ГПА определяется в первую очередь возможностью
поддержания максимального давления на выходе из компрессорного
цеха, заданного режимом работы газопровода. Если это условие
удовлетворяется, то следующим вопросом является расход топливного
газа для обеспечения заданной работы турбоагрегатов.

Как известно, для каждого ГПА 7/ГПА = т]е • т/цН, т.е. КПД ГПА
зависит как от эффективности привода т]е, так и от внутреннего КПД ЦН
7/цн- КПД привода зависит в первую очередь от его номинального
значения, коэффициента технического состояния ГТУ (ГТД) по КПД, от
относительной величины приведенной мощности, т.е. от загрузки
привода.

Зависимость КПД ГТУ (ГТД) от нагрузки с достаточной точностью
выражается приближенной формулой

N	_	__

=	l-OTstb/V' ) ИЛИ связанной сней Ст.г.пр =1 -0,75(1 - Ne,пр),

’	\ епр /

где Ne пр - относительная приведенная мощность;
GT г пр - приведенный относительный расход топливного газа.

В обычных ГТУ (ГТД) на КПД меньше влияет температура воздуха
ZB, от которой больше зависит располагаемая мощность.

О нагрузке ГТУ можно судить, например, по расходу газа через
— к
нагнетатель и нагреву газа, т.е. Ne-Gn------Птах' гДе

к— \

GH - массовый расход газа через нагнетатель, кг/с.

Для регенеративных ГТУ, оборудованных регулируемым сопловым
аппаратом силовой турбины (СТ) и регулируемым с tr = const или
/т = const, КПД ГТУ зависит также от работы системы управления и
определяется по кривым или таблицам. При низкой температуре воздуха
эффект от поддержания температуры газа, близкой к расчетной, может
быть значителен.

КПД нагнетателя в первую очередь зависит от режима его работы
по расходу и напору, и, если не определяется показаниями в системе
автоматического регулирования, то для приближенного определения КПД
нагнетателя необходимо с максимальной точностью определить разность
температур (Лг“^1г)’ степень сжатия ^ = (/?2г +1,о)/(аг +to).
Адиабатный КПД определяется в предположении равенства
теплоемкостей при сжатии без потерь и с потерями по уравнению

Г —

Г1г ек -1

ад _	\_______J я пп°л — ~

('2г~'1г) ’	X lg(T2r/Tlry

Значение показателя адиабаты принимается №1,30. Отличие между
7пол и 7*Д ПРИ умеренной степени сжатия не превышает 0,5%. При
термометрах с ценой деления 0,5 °C можно определить т;нс точностью
до 2...3%, однако только в том случае, когда глубина (длина) гильз-
карманов приблизительно одинакова на входе и выходе и превышает
150-200 мм.

Работа ЦН при штатной проточной части с расходом, существенно
больше расчетного при степени сжатия менее расчетной, может привести
к заметному снижению его КПД. В относительных величинах снижение
и влияют одинаково на расход топливного газа.

Потребляемая ЦН и развиваемая приводом мощность
пропорциональны кубу его оборотов, или в малых отклонениях
SNe «Зб>л?цн при д = const, если другие параметры меняются
несущественно.
Когда несколько агрегатов с полнонапорными нагнетателями
работают параллельно в цехе на одну трубу и один ЦН должен быть
выключен, то чем меньше единичная мощность ГПА, тем менее
сказывается увеличение агрегатного расхода на ЦН, остающихся в
работе. Регулирование отключением агрегатов увеличенной мощности,
например 16 или 25 МВт при диаметре трубы 01400 мм, более
эффективно, если оно осуществляется на многоцеховых КС, когда цеха
соединены перемычками. Здесь отключение одного агрегата, например
мощностью 25 МВт уже будет не из двух работающих, а из нескольких в
зависимости от числа параллельно включенных цехов.

На одно и двухниточных газопроводах с большим сезонным
изменением подачи более эффективно последовательное сжатие
неполнонапорными нагнетателями. Однако важно, чтобы при снижении
нагрузки мощности привода и напорности ЦН хватало для отключения
второй ступени сжатия, и можно было работать в одну ступень.

Важно также, чтобы на основных режимах рабочие точки ЦН
находились в зоне максимальных т/цн. Этого легче достигнуть в
нагнетателях с безлопаточными диффузорами или в ЦН, оснащенных
соответствующими сменными проточными частями (СПЧ). Работа с
пониженными 7/цн не только увеличивает расход топливного газа, но и
ведет к возрастанию затрат электроэнергии на собственные нужды, так
как вызывает повышенный нагрев газа после сжатия. Поэтому штатные и
приходящие на замену сменные проточные части ЦН должны иметь
максимально широкую область эффективной работы, выражаемую,
например, значением коэффициента К = (Qmax - Qmin )/2П0МП , где
величины Q)ma и Qmm определены при 7ЦН > 0,80 [9].
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ, ИНДЕКСЫ, СОКРАЩЕНИЯ

Условные обозначения

a - скорость звука
b - хорда лопатки
с .- скорость потока в абсолютном движении
сер - удельная теплоемкость при постоянном давлении
G - массовый расход

Н - удельная работа; теплоперепад напор

Ку - коэффициент запаса по устойчивой работе

К - коэффициент влияния
к - показатель адиабаты
/ - высота лопатки, сопла
М - крутящий момент; число Маха
т = (к - \}/к

Ne - эффективная мощность
п - частота вращения
р -давление

О - объемный расход; подведенная теплота

г - степень регенерации
t,T - температура

и - окружная скорость
w - скорость потока в относительном движении
z - число ступеней, лопаток

a - угол потока в абсолютном движении
р - геометрический угол лопатки

8 - относительная малая величина

- коэффициент потерь

г] - коэффициент полезного действия

п - степень повышения (понижения) давления
р - степень, реактивности; плотность 4

ст - коэффициент восстановления давления по тракту; напряжения
г - отношение температуры газа к температуре воздуха

(р - коэффициент полезной работы
Индексы

в - атмосферный воздух

г - газ после камеры сгорания

е - эффективный

к - воздух после компрессора

т - за турбиной, турбина

ух - газ за регенератором

н - нагнетатель

р - воздух после регенератора, рабочей лопатки

с - сопло

ст - ступень

вт - втулка

пр - приведенный

О - расчетный режим

1	- вход

2	- выход

t - теоретический

* - полный параметр

z - последняя ступень

X - суммарный

Сокращения

АВО - аппарат воздушного охлаждения

БЛД - безлопаточный диффузор

ВНА - входной направляющий аппарат

ГПА - газоперекачивающий агрегат

ГТ - газовая турбина

ГТД - газотурбинный двигатель

ГТУ - газотурбинная установка

КВД, КНД - компрессор высокого, низкого давления

КУВ - комплексное устройство воздухоподготовки

КС - камера сгорания; компрессорная станция

КЦ - компрессорный цех

ЛД - лопаточный диффузор

НА - направляющий аппарат

НЛ - направляющая лопатка

НПГ - нагнетатель природного газа

ОК - осевой компрессор

ПНЛ - поворотная направляющая лопатка

РВНА - регулируемый входной направляющий аппарат

РК - рабочее колесо

РЛ - рабочая лопатка

РСА - регулируемый сопловой аппарат

СА - сопловой аппарат
CAP - система автоматического регулирования

САУ - система автоматического управления

СТ - силовая (свободная) турбина

ТВД - турбовинтовой двигатель; турбина высокого давления

ТК - турбина привода компрессора

ТНД - турбина низкого давления

ТО - техническое обслуживание

ТРД - турбореактивный двигатель

ЦН - центробежный нагнетатель
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.	Артемов Г.А. Совершенствование судовых газотурбинных установок. Л
Судостроение, 1984. 240 с.

2.	Воздухоприемные и газовыпускные устройства быстроходных
газотурбинных судов / А.М.Захаров, П.А.Булыгин, Л.И.Райкин и др. Л..
Судостроение, 1977. 208 с.

3.	Волков М.М., Михеев А.Л., Конев К.А. Справочник работника газовой
промышленности. М.: Недра, 1989. 286 с.

4	Газотурбинные технологии. Специализированный журнал. 2000. №1...6.

5	Галеркин Ю.Б., Данилов К.А., Митрофанов В.П. К использованию
численных методов при проектировании проточной части центробежных
компрессоров. С.-Пб.: С.-ПбГТУ, 1996. 68 с.

6.	Ден Г.Н. Проектирование проточной части центробежных компрессоров.
Л.: Машиностроение, 1980. 232 с.

7.	Евдокимов В.Е. О выборе типа диффузора при проектировании ЦКМ.
Турбины и компрессоры. 2001. №14. С. 34...39.

8.	Журавлев Ю.И. Характеристики нагнетателей природного газа при
номинальной потребляемой мощности //Тяжелое машиностроение. 1996.
№6. С. 18...19.

9.	Завальный П.Н., Ревзин Б.С. Повышение эффективности использования
центробежных нагнетателей ГПА в газотранспортных системах.
Екатеринбург: УГТУ, 1999. 105 с.

10	Козаченко АН. Эксплуатация компрессорных станций магистральных
газопроводов. М/ Нефть и газ, 1999. 463 с.

11.	Копелев С 3. Проектирование проточной части турбин авиационных
двигателей. М.: Машиностроение, 1984. 224 с.

12.	Костюк А.Г., Шерстюк А.Н. Газотурбинные установки. М.: Высшая школа,
1979 254 с.

13.	Манушин Э.А., Суровцев И.Г. Конструирование и расчет на прочность
турбомашин газотурбинных и комбинированных установок. М .
Машиностроение, 1990. 400 с.

14.	Нечаев Ю.Н., Федоров Р.М. Теория авиационных газотурбинных
двигателей. М.: Машиностроение, 1977. 4.1. 312 с.

15.	Ольховский Г.Г. Энергетические газотурбинные установки. М.:
Энергоатомиздат, 1985. 304 с.

16.	Отт К.Ф Основы технической эксплуатации компрессорных цехов с
газотурбинным приводом (ОТЭ). ИРЦ. М.: Газпром, 1996. 68 с.

17.	Проскуряков Г.В Приводные ГТУ и конвертированные ГТД для
транспорта газа. Екатеринбург: УГТУ, 1999. 168 с.

18	Ревзин Б С Газотурбинные газоперекачивающие агрегаты. М Недра,
1986. 215 с.

19.	Ревзин Б.С., Ларионов И Д Газотурбинные установки с нагнетателями
для транспорта газа М. Недра, 1991. 303 с.
20.	Ревзин Б.С., Тарасов А.В. Особенности конструкций одно- и
двухступенчатых нагнетателей природного газа / Учебное пособие.
Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2000. 102 с.

21.	Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. Л.: Машиностроение,
1981. 351 с.

22.	Седых З.С. Эксплуатация газоперекачивающих агрегатов с
газотурбинным приводом. М.: Недра, 203 с.

23.	Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция
и расчет деталей. М.: Машиностроение, 1981. 550 с.

24.	Стационарные газотурбинные установки / Л.В.Арсеньев, В.Г.Тырышкин,
И.А.Богов и др. Л.: Машиностроение, 1989. 543 с.

25.	Тарасов А.В. Разработка и исследование системы выбора расчетных
параметров блока “силовая турбина - центробежный нагнетатель”
турбоустановки для транспорта газа: Автореф. дис.... канд. техн. наук.
Екатеринбург, 1999. 26 с.

26.	Терехов А.Л. Борьба с шумом на компрессорных станциях. Л.: Недра,
1985. 182 с.

27.	Холщевников К.В., Емин О.Н., Митрохин В.Т. Теория и расчет
авиационных лопаточных машин. М.: Машиностроение, 1986. 432 с.

28.	Щуровский В.А., Зайцев Ю.А. Газотурбинные газоперекачивающие
агрегаты. М.: Недра, 1994. 192 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Глава 1. ЦИКЛЫ И СХЕМЫ ГТУ ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩИХ
СТАНЦИЙ..................................................3

1.1.	Термодинамические свойства рабочего тела приводных
ГТУ и процессы в турбомашинах......................3

1.2.	Цикл простой ГТУ..............................5

1.3.	Влияние различных факторов на основные показатели
ГТУ...................................................9

1.4.	Цикл ГТУ с регенерацией теплоты. Сложные циклы ГТУ... 12

1.5.	Схемы ГТУ для транспорта газа...................17

Глава 2. ОСЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ ПРИВОДНЫХ ГТУ И

КОНВЕРТИРОВАННЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ... 22

2.1.	Особенности работы ступени осевого компрессора и ее
основные параметры................................22

2.2.	Компрессорные решетки профилей и потери в
лопаточных венцах..................................27

2.3.	Многоступенчатые осевые компрессоры..........30

2.4.	Характеристики осевых компрессоров. Неустойчивые
режимы работы ступени..............................34

2.5.	Неустойчивые режимы работы многоступенчатых
осевых компрессоров и их регулирование............37

Глава 3. ТУРБИННЫЕ СТУПЕНИ. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ
ТУРБИНЫ.................................................42

3.1.	Основные геометрические, термо- и газодинамические
параметры ступени осевой турбины......................42

3.2.	Основные уравнения, степень реактивности и
коэффициент нагрузки турбинной ступени.............47

3.3.	Потери в неохлаждаемой осевой турбинной ступени.52

3.4.	Связь КПД ступени и турбины..................57

3.5.	Определение основных параметров и размеров
проточной части турбины............................57

3.6.	Профилирование ступени по радиусу............59

3.7.	Ступень с регулируемым сопловым аппаратом....63

3.8.	Потери в патрубках турбин....................64

3.9.	Потери с утечками через лабиринтовые уплотнения.66

Глава 4. КОНСТРУКТИВНОЕ УСТРОЙСТВО ТУРБОГРУППЫ,
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ И ТЕПЛООБМЕННИКОВ ГПА............68

4.1. Общая конструктивная характеристика приводных ГТУ и
ГТД............................................68

4.2. Конструкции роторов осевых компрессоров и газовых
турбин.............................................72

4.3. Рабочие лопатки осевых компрессоров и турбин.80

4.4. Направляющие (спрямляющие) и сопловые аппараты
компрессоров и турбин..............................85

4.5. Корпуса осевых компрессоров и газовых турбин.... 90
4 6 Особенности камер сгорания приводных ГТУ и ГТД и
регенераторов ГТУ	96

4 7 Уплотнения Опорные и упорные подшипники	100

4 8 Пусковые устройства	105

Глава 5 ОХЛАЖДЕНИЕ ГАЗОВЫХ ТУРБИН	108

5 1 Общие вопросы применения систем охлаждения
газовых турбин	108

5 2 Охлаждаемые сопловые лопатки	111

5 3 Охлаждаемые рабочие лопатки	114

5 4 Системы охлаждения дисков и роторов	116

5 5 Системы охлаждения статоров	118

5 6 Термодинамика охлаждаемых газовых турбин	120

Глава 6 ПЕРЕМЕННЫЕ И ПЕРЕХОДНЫЕ РЕЖИМЫ ПРИВОДНЫХ

ГТУ	124

6 1 Характеристики элементов ГТУ на переменном режиме 124

6 2 Основы регулирования ГТУ на переменном режиме 129

6 3 Исходные уравнения для анализа переменных режимов
Совместная характеристика турбины и компрессора	131

6 4 Режимы переменной мощности приводных ГТУ и ГТД
различных схем	134

6 5 Влияние атмосферных условий на характеристики ГТУ 136

6 6 Использование поворотных направляющих лопаток
турбомашин для улучшения характеристик ГТУ на
режимах переменной мощности и переменной
температуры воздуха	139

6 7 Переходные режимы в приводных ГТУ	143

6 8 Пуск и останов приводных ГТУ	147

Глава 7 ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАГНЕТАТЕЛИ ПРИРОДНОГО ГАЗА 155

7 1 Особенности термодинамических свойств природного
газа	155

7 2 Ступень центробежного нагнетателя	156

7 3 Применяемые типы центробежных нагнетателей и их
рабочих колес	158

7 4 Геометрические и газодинамические параметры
рабочего колеса	161

7 5 Взаимосвязь газодинамики прочности конструкции и
технологии изготовления рабочего колеса	166

7 6 Входные и выходные устройства центробежных
нагнетателей	170

7 7 Характерис'ики центробежных нагнетателей	176

7 8 Приведенные характеристики нагнетателей природного
газа Последовательное и параллельное соединение
нагнетателей	178

7 9 Влияние геометрических и газодинамических
параметров ступеней на эксплуатационные
характеристики ЦН	183
7 10 Неустойчивые режимы работы и помпаж в ЦН	186

7 11 Конструктивные особенности основных узлов
нагнетателей природного газа	189

7 12 Кратко о сухих газовых уплотнениях и
электромагнитном подвесе роторов в ЦНПГ	197

Глава 8 КОНВЕРТИРОВАННЫЕ АВИАЦИОННЫЕ И СУДОВЫЕ

ДВИГАТЕЛИ С СИЛОВЫМИ ТУРБИНАМИ ДЛЯ ГПА 200
8 1 Схемы авиационных ГТД и их характеристики	200

8 2 0 разработке авиационных двигателей и их

конвертировании в наземные ГТУ	202

8 3 0 конструкции свободной силовой турбины при
авиационном газогенераторе	206

8 4 Особенности судовых ГТД и конвертирования их для
использования в газоперекачивающих агрегатах	214

8 5 Конвертированные авиационные и судовые двигатели
90-х годов	217

Глава 9 ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩИЕ АГРЕГАТЫ
НЕКОТОРЫЕ СИСТЕМЫ	224

9 1 Характеристика элементов тракта ГТУ Компоновки
газоперекачивающих агрегатов	224

9 2 Воздухоподготовка и защита от обледенения	231

9 3 Защита от шума газоперекачивающих агрегатов	236

Глава 10 ОБЕСПЕЧЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ

ХАРАКТЕРИСТИК ГПА	242

10 1 Надежность газоперекачивающих агрегатов
Неисправности ГТУ ГТД и ЦН	242

10 2 Вопросы технического обслуживания газотурбинных
газоперекачивающих агрегатов	254

10 3 Эффективность совместной работы системы
газопровод-ГПА	259

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ ИНДЕКСЫ,
СОКРАЩЕНИЯ	262

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ	265
Вниманию читателей предлагается учебное пособие

’’ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩИЕ АГРЕГАТЫ
С ГАЗОТУРБИННЫМ ПРИВОДОМ ”,
подготовленное профессором кафедры ’’Турбины и двигатели” Уральского
государственного технического университета - УПИ, кандидатом
технических наук Ревзиным Б С

Профессор Ревзин Б С , участник Великой Отечественной войны, имеет
ряд правительственных наград, является одним из ведущих в России
специалистов по газотурбинным установкам и газоперекачивающим
ai регатам Имеет огромный опыт работы в промышленности С 1962 по 1978
юд paoorai заместителем главного конструктора по газотурбостроению
Турбомоторного завода, г Свердловск

Профессор Ревзин Б С - автор трех монографий, более 150 научных
статей и докладов, ряда учебных пособий для студентов вузов

В июле 2002 года профессору Б С Ревзину исполняется 80 лет

Настоящее учебное пособие обобщает его многолетний опыт pa6oi в
одной из наиболее сложных отраслей промышленности
Борис Соломонович Ревзин

ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩИЕ АГРЕГАТЫ
С ГАЗОТУРБИННЫМ ПРИВОДОМ

Редактор издательства - И Г Южакова

Компьютерный набор Н Л Елтышевой

ЛР №020315 от 23 12 1996 г

Подписано в печать 03 12 2001

Бумага типографская Печать офсетная

Уч -изд л 18 1 Тираж 400	Заказ 1472

Формат 60x84 1/8

Ут печ л 31 38
Цена "С”

Издательство ГОУ УГТУ-УПИ

620002 Екатеринбург ул Мира 19
Цех №4 ОАО 'Полиграфист”
Екатеринбург ул Тургенева 20