книги из ГПНТБ / Эпельман Т.Е. Судовые теплоэнергетические установки и их оборудование учеб. пособие

давления и компрессор низкого давления и гребной винт (см. рис. 54). Однако если в паровом двухкорпусном турбоагрегате распределение теплоперепадов между ТВД и ТН Д в некоторой мере произвольно, то в газовой турбине оно определяется условиями равенства эффектив­ ных мощностей: потребляемой компрессором и развиваемой приводя­ щей его в действие турбиной. Число ступеней в каждом отсеке, как правило, не более двух-трех.

Температура рабочего тела в начале расширения в газовой тур­ бине в зависимости от назначения ГТУ, находится в пределах 750— 900° С, что намного выше начальной температуры пара в паротур­ бинных установках. Это приводит к более тяжелым условиям работы облопатывания первых ступеней, требуются более качественные ма­ териалы, приходится предусматривать охлаждение лопаток, дисков и корпусов. Большие нагрузки в условиях высоких температур тре­ буют в газовых турбинах по сравнению с паровыми большей осевой ширины профилей лопаток.

Рабочее тело в газовых турбинах по своим термодинамическим свойствам ближе к идеальному газу, чем водяной пар. Удельные теп­ лоемкости изменяются сравнительно мало, и поэтому с достаточной степенью точности для рабочего тела применимо уравнение состояния идеального газа. Расчет термодинамических процессов производится как для идеального газа при средних в области изменения темпера­ туры значениях физических характеристик.

Так как для термодинамически идеального газа энтальпия может быть выражена соотношением

где R — газовая постоянная 1 кг газа, то выражения для определе­ ния теоретической скорости выхода потока из направляющей и рабо­ чей решеток ступени газовой турбины принимают вид:

2000"

При выполнении тепловых расчетов газовых турбин обычно поль­ зуются аналитическими зависимостями и сравнительно редко тепло­ выми диаграммами.

Конструкции газовых турбин. В турбокомпрессорных ГТУ газо­ вые турбины, приводящие в действие компрессоры, часто объеди­ няются с ними в турбокомпрессорные блоки, образуя, например, турбокомпрессор высокого давления (ТКВД) и турбокомпрессор низкого давления (ТКНД). Гребному винту сообщается избыток мощ-

100

ности турбины одного из блоков (см. рис. 54) или же для привода винта предусматривается отдельная силовая турбина (см. рис. 51).

Небольшое число ступеней позволяет выполнять турбины турбокомпрессорных блоков с консольными роторами, закрепленными на валах компрессоров. Примером такой конструкции могут служить

Рис. 61. Элементы установки ГТУ-10.

/ — корпус ТНД; 2 — внутреннее кольцо корпуса ТНД; 3 — диск ТНД; 4 — промежуточ­

турбины отечественной судовой установки ГТУ-10 (рис. 61). Обе турбины двухступенчатые, имеют по одному диску, на которых на­ брано по два рабочих венца.

Турбина высокого давления имеет двойной корпус. Пространство между наружным и внутренним корпусом заполнено теплоизоля­ ционным материалом. Наружный корпус охлаждается водой, цирку­ лирующей в трубчатой системе.

Компоновка ГТУ обеспечивает прямоточность потока в проточной части турбин, которые соединены промежуточной вставкой — пере­ ходным патрубком. Наружный корпус патрубка снабжен торовыми компенсаторами и тепловой изоляцией. Для охлаждения дисков тур­ бин предусмотрена подача сжатого воздуха от компрессора по спе-

101

циальным трубам в зазор между дисками и диафрагмами, установлен­ ными в центральной части переходного патрубка.

На сухогрузном судне «Парижская коммуна» две ГТУ-10, вклю­ ченные параллельно на общую зубчатую передачу, образуют газо­ турбинную установку ГТУ-20 суммарной мощностью 9550 кВт.

В ГТУ с СПГГ нет необходимости разделять турбину на отсеки, поэтому по компоновке и конструктивному устройству газовая тур­ бина этих установок представляет собой однокорпусную многосту­ пенчатую турбину с двухопорным ротором. Поскольку в ГТУ с СПГГ реверс осуществляется с помощью ступеней заднего хода, эти ступени, как и в паровых турбинах, располагаются в одном корпусе со ступе­ нями переднего хода.

Рис. 62. Схема устройства и треугольники скоростей радиальной центростремительной турбины.

1 — подводящая улитка; 2 — лопатки направляющего аппарата; 3 — ра­ бочие лопатки.

В ГТУ малой мощности до 350—500 кВт находят применение ра­ диальные и радиально-осевые одноступенчатые центростремительные турбины. В таких турбинах газ движется в основном по радиусу от периферии к центру.

На рис. 62 показаны схема и треугольники скоростей радиальной центростремительной турбины. В радиально-осевых турбинах лопатки рабочего колеса выполняются плоскими радиальными и удлиненными, как показано на рис. 62 штриховыми линиями, так что поток из ра­ диального направления переходит в осевое в пределах межлопаточ­ ных каналов рабочего колеса. Для спрямления потока на выходе из рабочего колеса выходные кромки лопаток несколько подгибаются в сторону, обратную вращению. Лопатки направляющего аппарата можно изготовлять симметричными, клиновидного профиля.

Центростремительные турбины могут выполняться и с так назы­ ваемым безлопаточным направляющим аппаратом. В таких турбинах формирование потока и необходимое направление его перед рабочим

102

колесом обеспечиваются соответствующей формой подводящей улитки и кольцевой разгонной щели между улиткой и рабочим колесом.

Применение центростремительных турбин при небольших мощно­ стях объясняется некоторыми их преимуществами в отношении эко­ номичности по сравнению с осевыми турбинами в случае малых объемных расходов рабочего тела.

§ 18

Компрессоры

В турбокомпрессорных ГТУ в настоящее время применяют осевые и центробежные компрессоры.

Осевые компрессоры способны обеспечить значительные объемные производительности и поэтому применяются в основном в установках большой мощности. При малых производительностях, когда в осевом компрессоре не удается получить достаточно высокий к. п. д., может оказаться более выгодным центробежный компрессор.

/ — рабочие лопатки; 2 — спрям­ ляющие лопатки.

В компрессорной ступени совершается как бы обращенный процесс турбинной ступени: затрачиваемая извне на вращение ротора меха­ ническая энергия превращается сначала в кинетическую энергию

диаметру ступени осевого компрессора, графики изменения давления и скоростей и треугольники скоростей ступени, а на рис. 64 — про­ цесс сжатия в ступени на диаграмме i—s. Как видно из графиков дав-

103

ления и скоростей, в рабочем венце сообщаемая рабочему телу через ротор компрессора механическая энергия расходуется на увеличение кинетической энергии потока (с2 > сх ) и частично уже в рабочем венце превращается в потенциальную энергию (р 2 > р г ) . В спрямля­ ющем аппарате кинетическая энергия, приобретенная потоком в рабо­ чем венце, частично превращается в потенциальную энергию: абсо-

h и h* — полезный теплоперепад в ступени соответственно по статическим и полным параметрам газа перед и за сту­ пенью;

/го — теплоперепад, соответствующий затраченной в ступени работе.

В случае равенства абсолютных скоростей газа перед и за сту­ пенью (с3 — сг), очевидно, h* = h.

Вследствие наличия внутренних потерь в ступени компрессора действительный процесс сжатия сопровождается ростом энтропии газа, линия процесса /—3 отклоняется от изоэнтропы /—3' вправо,

104

а действительная затраченная работа h0 всегда больше полезной работы h*.

Эффективность работы компрессорной ступени оценивается вну­ тренним изоэнтропийным коэффициентом полезного действия ступени, представляющим собой отношение полезной работы сжатия к затра­

где n — показатель политропы сжатия в процессе /—3, зависящий от величины потерь (п >• k);

Ah— сумма внутренних потерь энергии в ступени. Затраченная работа в ступени компрессора может быть определена

Внутренние потери в ступени складываются в основном из потерь в рабочей и спрямляющей решетках и потерь от перетекания через зазоры облопатывания.

Компрессорные решетки особенно чувствительны к отклонению от расчетной величины угла атаки набегающего потока. При дости­ жении некоторого предельного значения углов атаки наступает явление помпажа, заключающееся в периодическом срыве потока в решетке. При этом компрессор работает неустойчиво, давление резко колеблется, экономичность падает. Пульсации давления могут привести к поломке лопаток. Причиной помпажа является чрезмер­ ное сопротивление сети, на которую работает компрессор, при данном расходе газа.

Центробежные компрессоры. Схема ступени центробежного ком­ прессора показана на рис. 65. Основные элементы ступени: входной патрубок 4, рабочее колесо 3, лопаточный диффузор 2, улитка 1- Рабочее тело через входной патрубок поступает во вращающееся рабочее колесо, в котором, перемещаясь под действием центробежных сил от центра к периферии, сжимается. В лопаточном диффузоре происходит дополнительное повышение давления благодаря превра­ щению в потенциальную энергию части кинетической энергии, обус­ ловленной скоростью выхода рабочего тела из колеса. Улитка служит для отвода потока из компрессора с возможно меньшими потерями энергииг

105

В изображенной ступени лопатки рабочего колеса выполнены плоскими радиальными и имеют только загнутые в сторону вращения входные кромки, обеспечивающие безударный вход потока в колесо. С этой же целью перед рабочим колесом может быть установлен не­ подвижный направляющий аппарат. Лопатки рабочего колеса могут быть и криволинейными, загнутыми вперед или назад. Лопатки, загнутые вперед, позволяют получить более высокие степени повыше­ ния давления, но к. п. д. при этом снижается. В случае лопаток, загнутых назад, можно получить выигрыш в экономичности, но дости­ жимая степень повышения давления уменьшается.

Рис. 65. Конструктивная схема ступени центробежного компрессора.

В ступени центробежного компрессора степень повышения давле­ ния достигает 4—4,5. Поэтому в многоступенчатых центробежных компрессорах число ступеней получается значительно меньшим, чем в осевых. Недостатками многоступенчатых центробежных компрес­ соров являются сложность каналов, сообщающих ступени между со­ бой, и повышенные потери энергии в этих каналах.

Работу, действительно затраченную в ступени на сжатие, анало­ гично (60) можно определить по выражению

l 0 = h*0 = (и2с2и — uiciu) • 10~3,

где их и и2 — окружные скорости соответственно на входе и выходе из рабочего колеса.

Конструкции компрессоров. Осевой многоступенчатый компрессор состоит из тех же основных элементов, что и многоступенчатая тур­ бина: ротора, корпуса, опорных частей с подшипниками, на которые опирается ротор, подводящего и выпускного патрубков.

106

Газ

из камеры сгорания

Рис. 66. Турбокомпрессор высокого давления установки ГТУ-10.

Роторы могут иметь барабанную или дисковую конструкцию. Широкое применение барабанной конструкции ротора в осевых ком­ прессорах обусловлено более низкими по сравнению с турбинами окружными скоростями. Лопатки изготовляют из стали или легких сплавов на алюминиевой основе. Корпуса компрессоров литые или сварные, обычно имеют горизонтальный разъем. Лопатки спрямляю­ щих аппаратов крепятся непосредственно в корпусе компрессора или в специальных обоймах, которые затем устанавливают в корпусе. Подшипники выполняют в виде подшипников скольжения или под-

Рис. 67. Конструктивная схема многоступенчатого центро­ бежного компрессора.

1 — рабочее колесо; 2 — лопаточный диффузор; 3 — обратные каналы.

шипников качения в зависимости от нагрузки и окружных скоростей. Подшипники качения чаще применяют в установках авиационного

ющих лопаток в направлении течения рабочего тела от ступени к сту­ пени уменьшаются.

На р и с 66 показано общее устройство компрессора высокого давления установки ГТУ-10.

Ротор компрессора 2 барабанного типа, пустотелый, составной. Корпус 3 литой, имеет вертикальный и горизонтальный разъемы. Подводящий патрубок 7 с кольцевой камерой обеспечивает равномер­ ный подвод воздуха к первой'ступени. Перед рабочими лопатками первой ступени располагается дополнительный направляющий аппа­ рат 4, придающий потоку направление для безударного входа в рабо­ чий венец.

В местах выхода ротора из корпуса имеются лабиринтовые уплот­ нения, образованные усиками из тонкой ленты, закрепленными на роторе, и канавками, проточенными в корпусе. Положение ротора

108

фиксируется Двумя опорными / и 5, а также одним упорным 6 подшип­ никами скольжения.

На левом конце ротора компрессора имеется фланец, к которому крепится диск консольной турбины, приводящей в действие компрес­ сор и образующей с ним турбокомпрессорный блок высокого давле­ ния. Описание турбины дано в § 17.

На рис. 67 показана конструктивная схема многоступенчатого центробежного компрессора.

§ 19

Камеры сгорания

Схема устройства и принцип действия камеры сгорания. В камеру сгорания ГТУ воздух подается со значительным избытком. В зависимости от температуры воздуха на входе в камеру сгорания и температуры газов, которую необходимо получить перед турбиной, коэффициент избытка воздуха составляет величину по­ рядка 4—7.

Рис. С8. Конструктивная схема камеры сгорания

Поток воздуха в камере сгорания обычно разделяют на две части: первичный воздух — в количестве, необходимом для устойчивого

в горении и смешивающаяся с продуктами сгорания в основном за пределами зоны горения, в конце камеры сгорания.

Соответствующая указанному принципу действия конструктивная схема камеры сгорания представлена на рис. 68.

Камера состоит из наружного силового корпуса 3, жаровой трубы 2, завихрителя /, форсуночного устройства 6. Первичный воз­ дух через завихритель поступает в жаровую трубу, куда одновре­ менно через форсунки в распыленном виде подается топливо. Завихри­ тель образован решеткой штампованных лопаток, которые создают закрутку потока, так что частицы воздуха в жаровой трубе движутся по траекториям, близким к винтовым линиям. Капельки топлива смешиваются с воздухом и испаряются. Качество приготовленной смеси определяется эффективностью завихрителя и тонкостью рас-

109