Передвижная энергетическая установка с газотурбинным приводом

Передвижная энергетическая установка с газотурбинным приводом

Содержание Введение

1. Термогазодинамический расчет двигателя

1.1 Выбор и обоснование параметров расчетного режима

1.1.1 Температура газа перед турбиной

1.1.2 Степень повышения давления в компрессоре

1.1.3 КПД компрессора и турбины

1.1.4 Потери в элементах проточной части

1.1.5 Скорость истечения газа из выходного устройства

1.2 Термогазодинамический расчет двигателя и анализ результатов

1.2.1 Предварительный тремогазодинамический расчет

1.2.2 Анализ результатов расчета

2. Согласование параметров компрессора и турбины

2.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования

2.2 Формирования облика газогенератора

2.3 Анализ результатов расчета

3. Газодинамический расчет осевого компрессора

3.1 Выбор и обоснование исходных данных для расчета компрессора

3.2 Газодинамический расчет компрессора на среднем радиусе

3.3 Анализ результатов расчета

4. Газодинамический расчет осевой турбины

4.1 Выбор и обоснование исходных данных

4.2 Газодинамический расчет турбины

4.3 Анализ результатов расчета

5. Расчёт и профилирование ступени турбины

5.1 Расчет параметров потока по радиусу первой ступени турбины

5.2 Профилирование решетки рабочего колеса турбины на ЭВМ

5.3 Анализ результатов расчета

6. Исследование эксплуатационных характеристик двигателя

6.1 Исследование климатической характеристики двигателя

6.2 Исследование дроссельной характеристики двигателя

6.3 Анализ полученных результатов эксплуатационных характеристик

7. Проектирование входного и выходного устройств

7.1 Расчет входного устройства

7.2 Расчет выходного устройства

7.3 Анализ результатов расчета Выводы Перечень ссылок

Введение

В настоящее время для страны актуальной стала задача обеспечения электрической энергией. С этой проблемой успешно, на совершенном уровне могут справится ГТУ. Обыкновенным паровым электростанциям, у которых генератор вращается паровой турбиной, для выхода на режим необходимо 5 часов, в то время как ГТУ потребует всего 20 минут. Кроме того, небольшая масса энергоустановки может сделать ее мобильной.

Для применения в народном хозяйстве могут использоваться, как специально разрабатываемые ГТУ, так и авиационные двигатели, отработавшие свой летный ресурс. Комплексное использование авиационных ГТД вначале на воздушном транспорте, а затем в наземных установках особенно эффективно, так как в целях обеспечения высокого уровня безопасности полетов летный ресурс авиационных двигателей меньше их располагаемого технического ресурса при рабочих режимах эксплуатации в наземных установках.

Перечень таких установок довольно велик: транспортные наземные установки; транспортные установки морского и речного транспорта; установки для получения сжатого воздуха, используемого в технических целях; в пневмотранспортных системах; системах наддува транспортных средств на воздушной подушке; установки для получения нагретого газа, используемого для обогрева строительных и производственных объектов; в сушильных установках; нефтеперекачивающих установках; в энергокомплексах бурильных установок; в газоструйных установках для очистки от снега, мусора взлетно-посадочных полос аэродромов, транспортных путей и т. д.

Основными требованиями к ГТУ, обусловленными особенностями их использования являются: минимальные габаритные размеры и масса, высокий КПД, благоприятное протекание эксплуатационных характеристик, надежность, технологичность, мобильность.

Целью данного курсового проекта является разработка эскизного проекта передвижной энергоустановки с газотурбинным приводом электрогенератора мощностью 1600 кВт с nген=3000 об/мин. Приводной ГТД разработан на базе существующего ГТД-прототипа АИ-24.

Для достижения этой цели в проекте поставлены и решены следующие задачи:

проведена оценка мощности приводного ГТД;

выбраны и обоснованы параметры цикла ГТУ;

проведено согласование параметров компрессора и турбины, выполнены:

газодинамический расчет компрессора и турбины;

профилирование ступени турбины;

расчет входного и выходного устройств;

расчет эксплуатационных характеристик.

Параметры ГТД — прототипа АИ-24:

1)эффективная мощность Nе=1.88 МВт,

2)степень повышения давления в компрессоре рк*=6.4,

3)температура газа перед турбиной Tг*=1150 К,

4)расход воздуха Gв=13.1 кг/с,

5) частота вращения ротора свободной турбины nст=15 100 об/мин.

1. Термогазодинамический расчет двигателя Предварительно проводим оценку мощности приводного ГТД где: Nген=1600 кВт — мощность электрического генератора;

зген=0,9885 — КПД электрогенератора;

зред=0,989 — КПД редуктора, установленного между ГТД и электрогенератором;

Кзап=1,1 — коэффициент запаса по мощности.

Согласно заданный мощности электрогенератора 1600 кВт, определим по данным его коэффициент полезного действие зген=0,9885.

На основе даны прототипа n=15 100 об/мин, с учетом стандартной частоты вращений nген=3000 об/мин оценим передаточной отношение редуктора:

С учетам этого значение iред, а также заданной Nген выбираем редуктор,.

Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Ne УД — удельной мощности, Сe — удельного расхода топлива) и расхода воздуха GВ, обеспечивающего требуемую мощность — Ne. В результате расчета определяются также температура Т* и давление Р* заторможенного потока в характерных сечениях проточной части двигателя и основные параметры, характеризующие работу его узлов. Некоторые из параметров узлов выбираются на основании статистических данных. Параметры цикла двигателя рк* и Тг* задаются на основании технико-экономически требований, предъявляемых к двигателю.

Расчет выполняется в соответствии с рекомендациями.

1.1 Выбор и обоснование параметров расчетного режима ГТД

1.1.1 Температура газа перед турбиной Увеличение температуры газа перед турбиной Тг* позволяет значительно увеличить удельную мощность двигателя и следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу двигателя. Повышения температуры газа улучшает также экономичность двигателя. Для обеспечения надежной работы турбины при высоких значениях температуры газа (Тг*>1250) необходимо применять охлаждаемые лопатки. С учетом использования конструкционных материалов двигателя — прототипа принимаем .

1.1.2 Степень повышения давления в компрессоре При разработке ГТУ на начальных стадиях их развития основным требованием было получение минимальной удельной массы двигателя, что приблизительно соответствует максимуму удельной мощности. Несмотря на благоприятное влияние повышения рк* на удельные параметры двигателя, применение больших значений рк* ограничено усложнением конструкции и увеличением массы, габаритов компрессора. Выбор высоких значений рк* при проектировании двигателей малой мощности приводит к получению малых высот лопаток последних ступеней компрессора и первых ступеней турбины. Это в свою очередь приводит к росту потерь энергии из-за увеличения относительных радиальных зазоров, уменьшения значения числа Рейнольдса и понижения относительной точности изготовления пера лопатки. Предварительно, для выбора рк* на расчетном режиме, проведем термогазодинамически расчеты для пяти значение. рк* (при выбранной) охватывающи диапазон от рк*опт до рк*эк.

1.1.3 КПД компрессора и турбины Величина изоэнтропического КПД многоступенчатого компрессора по параметрам заторможенного потока зависит от степени повышения давления в компрессоре и КПД его ступеней:

где — среднее значение КПД ступеней компрессора.

На расчетном режиме среднее значение КПД ступеней в многоступенчатых осевых компрессорах современных газотурбинный двигателей лежит в пределах =0,88…0,9. Принимаем =0,89.

Наличие переходных каналов между каскадами приводит к снижению за счет гидравлических потерь на (1% … 2%).

КПД компрессора — это отношение изоэнтропической работы по параметрам заторможенного потока к работе компрессора, может быть представлен как произведение

где Юм — механический КПД компрессора, учитывающий потери в его опорах, обычно составляющий Юм = 0,99…0,995. — КПД компрессора по параметрам заторможенного потока: Принимаем Юм =0,985. Рассчитаемдля пяти значений :

Таблица 1.1 — Значения КПД компрессора

1.1.4 Потери в элементах проточной части Входное устройство рассматриваемого двигателя является дозвуковым прямолинейным каналом. Коэффициент восстановления полного давления для такого устройства составляет = 0,96…1. Принимаем = 0,97.

Потери полного давления в камере сгорания вызываются гидравлическим и тепловым сопротивлением. Гидравлическое сопротивление определяется в основном потерями в диффузоре, фронтовом устройстве, при смещении струй, при повороте потока = 0,93…0,97. Принимаем .

Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу. На рисунке 1.1 показана зависимость коэффициента теплового сопротивления от степени подогрева газа и приведенной скорости на входе в камеру сгорания. Принимаем лвх=0,15. Для выбранного и пяти значений, соответствующих пяти (таблица 1.1), диапазон тепл=0,99…0,975. Принимаем в расчете среднее значение тепл=0,98.

Рисунок 1.1 — Зависимость теплового сопротивления камеры сгорания от степени подогрева и приведенной скорости потока Суммарные потери полного давления в камере сгорания подсчитываются по формуле:

.

Потери тепла в камере сгорания главным образом связаны с неполным сгоранием топлива и оценивается коэффициентом полноты сгорания. Этот коэффициент на расчетном режиме достигает значений = 0.98.0.995. Принимаем =0,99.

Выходное устройство ГТУ, как правило, выполняется диффузорным. Коэффициент восстановления полного давления: = 0,98.

1.1.5 Скорость истечения газа из выходного устройства. Механический КПД двигателя Скорость истечения газа из ГТУ характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя, поэтому ее целесообразно было бы уменьшать. С другой стороны при очень малых значениях С чрезмерно растут габариты двигателя из-за большой площади среза выпускного канала. Учитывая, то что ГТД работает как приводной двигатель, выбираем скорость истечения из двигателя, С=100 м/с.

С помощью механического КПД учитывают потери мощности в опорах ротора двигателя и отбор мощности на привод вспомогательных агрегатов, обслуживающих двигатель. Эти величины, как правило, не превышают 1.2% общей мощности, передаваемой ротором, поэтому обычно = 0,98.

В качестве топлива принимаем природный газ теплотворная способность его = 43 000 кДж/кг, количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания одного килограмма, для газа =14,8 .

1.2 Термогазодинамический расчет двигателя и анализ результатов

1.2.1 Предварительный тремогазодинамический расчет

Для обоснование выбора проводим предварительный термогазадинамический расчет для пяти значений рк*р=5,239; 6,616; 8,27; 9,924; 11,909;(см. таблицу1.2) и

Таблица 1.2 — Результаты предварительного термогазодинамического расчёта

13 02 11

1 5 5 1

1.000 .000 .000 100.000 .920 1.000 1.000 0.100

.970 .935 .990 1.000 .980 .980 0.985 1.000

988.0 1038.0 1088.0 1138.0 1188.0

.910 .910 .910 .910 .910

5.239 6.616 8.270 9.924 11.909

.849 .845 .840 .838 .835

.000 .000 .000 .000 .000

1.000 1.000 1.000 1.000 1.000

1.000 1.000 1.000 1.000 1.000

.4300E+08 14.8

ТГДР ГТД-Р NT= 1 5 5 1 ДАТА 13. 2.11

TG= 988. 1038. 1088. 1138. 1188. ANTK= .910 .910 .910 .910 .910

PIK= 5.24 6.62 8.27 9.92 11.91 ANK = .849 .845 .840 .838 .835

ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГТД

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: G= 1.00 DGO= .100 HU= .4300E+08 LO= 14.80

H= .00 MH= .000 CC=100.0 NTB= .920 ПBB=1.000 TBB=1.000 NB=1.000

SB= .970 SK= .935 NГ= .990 SPT=1.000 SPH= .980 NM= .980 NPД= .985

TH=288.15 THO=288.15 TBO=288.15 PH=101 325. PHO=101 325. PBO= 98 285. VH= .0

ТГ ПК NEY CE NK NTK КПД

988.0 5.239 98.68 .4357 .8490 .9100 .1921

988.0 6.616 95.08 .4204 .8450 .9100 .1991

988.0 8.270 85.71 .4300 .8400 .9100 .1947

988.0 9.924 74.80 .4573 .8380 .9100 .1831

988.0 11.91 59.71 .5257 .8350 .9100 .1593

1038. 5.239 117.2 .4075 .8490 .9100 .2054

1038. 6.616 116.0 .3855 .8450 .9100 .2172

1038. 8.270 108.9 .3819 .8400 .9100 .2192

1038. 9.924 99.79 .3896 .8380 .9100 .2149

1038. 11.91 86.52 .4166 .8350 .9100 .2010

1088. 5.239 135.8 .3871 .8490 .9100 .2163

1088. 6.616 137.0 .3613 .8450 .9100 .2317

1088. 8.270 132.1 .3508 .8400 .9100 .2387

1088. 9.924 124.8 .3499 .8380 .9100 .2393

1088. 11.91 113.3 .3602 .8350 .9100 .2324

1138. 5.239 154.5 .3718 .8490 .9100 .2252

1138. 6.616 158.1 .3438 .8450 .9100 .2435

1138. 8.270 155.5 .3294 .8400 .9100 .2541

1138. 9.924 149.9 .3236 .8380 .9100 .2587

1138. 11.91 140.2 .3257 .8350 .9100 .2571

1188. 5.239 173.2 .3601 .8490 .9100 .2325

1188. 6.616 179.3 .3308 .8450 .9100 .2531

1188. 8.270 178.9 .3138 .8400 .9100 .2668

1188. 9.924 175.1 .3051 .8380 .9100 .2744

1188. 11.91 167.1 .3025 .8350 .9100 .2768

На основе полученных результатов (таблица 1.2) строим графики зависимостей Neуд= f (Tг*, рк*) и Сeу= f (Tг*, рк*).

Рисунок 1.2 — Зависимость удельного расхода от параметров рабочего процесса Рисунок 1.3 — Зависимость удельной мощности от параметров рабочего процесса Анализируя графики зависимостей основных параметров от параметров рабочего процесса можно определиться с выбором и Тг*.

Выбираем Тг*=1088К, т. к при этой температуре достигается высокое значение удельной мощности, низкий удельный расход топлива и хороший уровень КПД. Дальнейший рост Тг* требует применения более сложных систем охлаждения и значительного отбора воздуха на охлаждение турбины.

Во избежание снижения удельной мощности, усложнения конструкции, увеличения массы и габаритов двигателя, а также получения малых высот лопаток последних ступеней компрессора, и как следствие роста потерь энергии из-за увеличения относительных радиальных зазоров выбираем

Для выбранных значений Tг*,=1088 К и ркр*=8,27 определяем удельные параметры двигателя, основных узлов, параметры потока в характерных сечениях ГТД.

Таблица 1.3 — Результаты термогазодинамического расчёта

27 03 10

1 1 1 1

1.000 .000 .000 100.000 .920 1.000 1.000 0.100

.970 .935 .990 1.000 .980 .980 0.985 1.000

1088.0 1350.0 1300.0 1250.0 1400.0

.910 .905 .910 .912 .907

8.270 14.000 16.000 18.000 11.500

.840 .846 .842 .836 .862

.000 .000 .000 .000 .000

1.000 1.000 1.000 1.000 1.000

1.000 1.000 1.000 1.000 1.000

.4300E+08 14.8

СХЕМА ПЕЧАТИ: NEY NE CE QT AKC GT FC LC

TK TTK TT PK PГ PTK PT PC

NK NTK LK LTK LTB ПTK ПTB ПТ

КПД LCB NP CPГ КГ RГ

CPB KB RB

ТГ=1088.0 ПК= 8.270 SR= .000 SR1=1.000 SR2=1.000 TCO= 696.9

132.1 132.1 .3508 .1431E-01 4.723 46.35 .1964E-01 .2090

563.9 810.7 696.9 .8128E+06 .7600E+06 .2050E+06 .1060E+06 .1039E+06

.8400 .9100 .2841E+06 .3176E+06 .1303E+06 3.706 1.934 7.169

.2387 .1505E+06 .8989 1145. 1.335 287.3

1020. 1.392 287.0

1.2.2 Анализ результатов расчета В результате проведенного термогазодинамического расчёта были получены основные удельные параметры двигателя Nеуд=132,1 кВтс/кг и Се=0,3508 кг/кВтч, (при Тг*=1088 К и рк*=8,27).

Определили температуру Т* и давление Р* в характерных сечениях, а также параметры основных узлов. Значения удельных параметров соответствуют современному уровню значений для ГТД такого класса.

Полученные данные являются исходными для согласования параметров турбокомпрессора, расчёта компрессора и турбины.

2. Согласование параметров компрессора и турбины Увязка параметров турбокомпрессора двигателя является одним из важнейших этапов проектирования двигателя. Качественное выполнение этого этапа позволяет обеспечить оптимальные геометрические и газодинамические соотношения в определяющих облик двигателя расчётных сечениях, обеспечить нормальную загрузку ступеней турбины и допустимые напряжения в лопатках турбины. Для расчёта используем геометрические соотношения двигателя — прототипа.

Выбор формы проточной части ГТД определен следующими конструктивными и эксплуатационными соображениями. Форма проточной части компрессора является важным параметром, определяющим высоту его проточной части на выходе, соотношение диаметров и окружных скоростей, осевую протяженность машины, а также фактором, влияющим на компоновку других узлов и агрегатов двигателя. В полноразмерных и малоразмерных одноконтурных ГТД с умеренными значениями, где определяющим сечением является входное, предпочтительной является форма проточной части компрессора с постоянным наружным диаметром. При Dн=const средний диаметр к последним ступеням компрессора увеличивается с ростом средней окружной скорости. Это приводит к увеличению напорности ступеней и уменьшению их числа, необходимых для получения требуемой степени повышения давления. Упрощается изготовление корпуса компрессора, который имеет цилиндрическую форму. Следовательно, выбираем форму проточной части компрессора с Dk=const.

Различают облик проточной части осецентробежного компрессора без переходного канала между осевой и центробежной частями и с переходником. Последний применяется, если требуется обеспечить минимальный лобовой габарит двигателя, который зависит от наружного диаметра колеса центробежной ступени, а также если в качестве первой осевой ступени применяется сверхзвуковая ступень. Недостатком такой схемы является увеличение осевого габарита двигателя, его массы, а также усложнение конструкции машины, её технологичности и, как следствие, возрастание стоимости жизненного цикла. В связи с поворотом потока к оси в переходном канале при недостаточно тщательном профилировании могут возникнуть большие потери с образованием отрывных зон у внутренней поверхности. Это приводит к существенному ухудшению характеристик центробежного компрессора и делает более предпочтительным выбор формы проточной части осецентробежного компрессора без переходного канала.

Форма проточной части турбины выбирается из конструктивных соображений. Выбор её формы обусловлен возможностями энергообмена в ступенях, желательным снижением коэффициента нагрузки, максимально возможным сближением диаметральных размеров с учётом технологических соображений.

Значение среднего коэффициента нагрузки в турбине не должно превышать величины для обеспечения осевого выхода потока, но для турбовальных двигателей коэффициент нагрузки может быть несколько выше в ступенях свободной турбины.

Расчет проводится с учётом рекомендаций. Согласование проводится на ЭВМ. Для этого используются данные, полученные при термогазодинамическом расчёте двигателя.

2.1 Исходные данные для согласования параметров компрессора и турбины

1) распределение Lквд* между осевой частью КВД и его центробежной ступенью: Loк/Lквд=1,0.

2) КПД: КПДок*=0,84.

3) коэффициент восстановления полного давления в переходном канале от осевой части к центробежной: Sпк=1.

4) идентификатор формы проточной части ОК: kfко=1.

5) число ступеней ОК: Zок=10.

6) относительный диаметр втулки: Dвто/Dко=0,553.

7) отношение наружного диаметра на входе в ЦБК к наружному диаметру на выходе из ОК: D1цбк/Dкко=1.

8) отношение наружного диаметра РК ЦБК к наружному диаметру ОК на входе: D2/Dко=1,0.

9) отношение диаметра ЦБК к наружному диаметру РК ЦБК: D4/D2=1,0.

10) значение расходной (осевой) скорости на входе в осевую часть компрессора: Свo=140 м/с.

11) значения расходных (осевых) скоростей на выходе из осевой части и на входе и выходе из центробежной ступени компрессора: Свс =130 м/с, Ск =130 м/с, Ско=115 м/с.

12) значение окружной скорости на наружном диаметре 1-ой ступени КВД: Uквд=320.0 м/с.

13) идентификатор формы проточной части турбины: kfт=2.

14) число ступеней турбины: Zт=3.

15) отношение среднего диаметра Т на входе к наружному диаметру КВД на входе: Dсрт/Dко=1,01.

16) расходная газодинамическая функция на входе в турбины: q (lг)=0.3.

17) расходная скорость на выходе из турбины: Ст=190 м/с.

18) значение относительной длины переходов от ОК к ЦБК (L/Dcр)пер и относительной ширины РК ЦБК (S/D2)рк.

19) значения коэффициентов Квна1 (Кв: 0.-ВНА нет, 1.-ВНА есть, 2.-есть ВНА и сдвоенная pешетка СА, 3.-нет ВНА, но есть сдвоенная решетка СА).

20) значения коэф. Кохл т (Кохл=1.25 -охлаждаемая турбина, Кохл=1 — неохлаждаемая).

2.2 Формирование облика газогенератора Формирование облика (проточной части) ГТД является одним из наиболее важных начальных этапов проектирования ГТД, непосредственно следующим за выполнением термогазодинамической расчета и предшествующим газодинамическим расчетам элементов проточной части (каскадов компрессоров и турбин). При выполнении расчетов по формированию облика ГТД определяются: форма проточной части, частоты вращения роторов и число ступеней каскадов лопаточных машин.

Результаты согласования параметров компрессора и турбины приведены в таблица 2.1.

Схема проточной части двигателя изображёна на рисунке 2.1.

Таблица 2.1- Формирование облика ГГ ГТД-1 (К — ОЦК)

Исходные данные:

Neуд= 132.1 Сe = .3508 КПДк= .8400 КПДтк= .9100

Lк = 284 150. Lтк*= 447 890. Lтс*= 130 270. КПДтс= .9200

Cpг =1145.2 Kг =1.3349 Cpв =1020.0 Kв =1.3915

Ne = 1800. Gв = 13.62

doв = .553 Dсрт/Dко =1.010 D1цc/Dкко=1.000

D2цс/Dко =1.000 D4цc/D2цс=1.000

Lок/Lк =1.000 КПДок* = .840 Sркоц =1.000

Результаты pасчета:

* ОК * Кф = 1 Zк =10.

Lк*= 284 150. Пiк*= 8.270 КПД*= .8398 Uк = 320.0

Dк = .4047 dob = .5530 dok = .9001 Hzc= .2775

nвд =15 103.

* Т * Кф = 2 Zт = 3.

Lт*= 447 890. Пiт*= 7.169 КПД*= .9100 (h/D)г= .1013

Uср= 323.2 Mz = 4.288 Dcр = .4087 (h/D)т= .2763

Sр = 288.6 Tw* = 742.5

СечениеПаpаметp: T*: P*: C: C/акp: F

: K: Па: м/с: —-: кв. м

в — в 288. 98 285. 140.0 .4513 .0893

к — к 564. 812 820. 115.0 .2650 .0243

г — г 1088. 759 990. 106.9 .1788 .0531

т — т 697. 106 020. 190.0 .3971 .1450

Dн1 Dcp1 Dвт1 Dн2 Dcp2 Dвт2 Zст

ОK .4047 .3270 .2238 .4047 .3850 .3642 10.

Т .4501 .4087 .3673 .5216 .4087 .2958 3.

Рисунок 2.1 — Схема проточной части двигателя

2.3 Анализ результатов расчета

В результате расчета сформирован облик двигателя. Выбрана конструктивно простая схема ГТД с одновальным турбокомпрессором.

Средний коэффициент затраченного напора z = 0,2775 осевого компрессора. Турбина с постоянным втулочным диаметром, число ступеней Zт=3, является средненагруженной (мт=4,288).

Рассчитаны значения Т*, Р*, С в основных сечениях двигателя, а также площади этих сечений.

Данные, полученные при согласовании, станут основой для проектирования основных узлов двигателя. Результаты согласования не являются окончательными, а будут изменяться на дальнейших этапах расчёта при проектировании и доводке компрессора, турбины.

3. Газодинамический расчет осевого компрессора

3.1 Выбор и обоснование исходных данных для расчета компрессора При проектировании газотурбинных двигателей особое место выделяется проектированию компрессора. Именно компрессор является узлом, в зависимости от параметров которого проектируется и камера сгорания, и турбина. Основную часть длины двигателя часто составляет именно компрессор. Это говорит о большом влиянии компрессора на общие габаритные размеры двигателя, а, значит, и на его массу.

Предварительный газодинамический расчет осевого компрессора обычно представляет собой последовательный расчет всех его ступеней на среднем радиусе.

Используются данные, полученные при термогазодинамическом расчёте двигателя и согласовании параметров компрессора и турбины.

Форма проточной части: Dк=сonst.

Для расчёта компрессора необходимо распределить значение коэффициента затраченного напора, скоростей Са и КПД по ступеням.

Распределениепо ступеням произведено таким образом, чтобы Z первых и последних ступеней каскадов компрессора было меньше средних значений. Такое распределение выбрано из-за низкого КПД первых ступеней, обусловленного большой неравномерностью потока и высоких углов натекания потока на первых ступенях, а также из-за высокого уровня потерь на последних ступенях, вызванных увеличением относительного радиального зазора из-за малой высоты лопаток и высокими углами отставания потока. Первые две ступени обычно разгружают для повышения запаса по углам атаки для более устойчивой работы на нерасчётных режимах.

Распределение ст по ступеням проводится со снижением на первых и последних ступенях. Последние ступени имеют заниженный КПД из-за малой высоты лопаток.

Распределение кинематической степени реактивности () по ступеням:

принимаем

Расчёт проводится с учётом рекомендаций.

Газодинамический расчет компрессора проводится на ЭВМ по программе GDROK.EXE.

Распределение параметров по ступеням приведено таблица 3.1.

Таблица 3.1 — Распределение параметров по ступеням

3.2 Газодинамический расчет компрессора на среднем радиусе

Исходные данные и результат расчёта многоступенчатого осевого компрессора приведён в таблицах 3.2, 3.3. Схема проточной части компрессора изображена на рисунке — 3.1. Изменение параметров по ступеням представлено на рисунке — 3.2(а, б, с). Треугольники скоростей на среднем радиусе для всех ступеней изображены на рисунках — 3.3(а, б, с).

Таблица 3.2 — Исходные данные для газодинамического расчета компрессор

16 02 10

1 1 1 10 10 1

288.15 98 285.0 1.392 287.00

13.62 8.270 8.270 329.20 0.00 115.00

.5530 .0000 .9900 .9850 1.0000 1.0200 0.0000

140.00 139.80 139.10 137.90 136.20 134.10 131.40 128.20 124.40 120.00

000.00 000.00 000.00 000.00 000.00 000.00 000.00 000.00 000.00 000.00

26.30 27.70 28.70 29.50 29.70 29.50 29.10 28.65 27.90 27.10

00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00 00.00

.8940 .8980 .9020 .9050 .9085 .9085 .9050 .9020 .8980 .8940

.0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.5200 .5200 .5200 .5200 .5200 .5200 .5200 .5200 .5200 .5200

.0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

Таблица 3.3 — Газодинамический расчет компрессора

ГДР МОК Дата 16. 2.10

Nк= 1 Kф1= 1 Kф2= 1 z1= 10 zк= 10 Kr= 1

Пк= 8.270 Пк1= 8.270 G= 13.62 n1= 15 100.9 n2= 15 100.9 k= 1.39 R= 287.00

Tв=288.15 Pв= 98 285.0 P1о= 97 302.1 Sва= .990 Sна= .985 Sнв=1.000 m= .00

Ncт Dк Dсp Dвт Doт КПД Mw1 Mc2

1 .4163 .3364 .2302 .5530 .8732 .7073 .6558

2 .4163 .3519 .2726 .6547 .8765 .6935 .6451

3 .4163 .3631 .3006 .7220 .8795 .6757 .6301

4 .4163 .3718 .3210 .7711 .8814 .6563 .6131

5 .4163 .3784 .3363 .8078 .8833 .6348 .5940

6 .4163 .3836 .3479 .8355 .8814 .6128 .5741

7 .4163 .3876 .3565 .8563 .8758 .5910 .5542

8 .4163 .3906 .3631 .8721 .8706 .5702 .5350

9 .4163 .3929 .3680 .8840 .8641 .5486 .5147

10 .4163 .3947 .3717 .8928 .8573 .5275 .4953

Nст C1а С2а С1u C2u C1 C2 Uк

1 140.0 139.9 77.64 173.7 160.1 223.1 329.2

2 139.8 139.5 82.54 181.7 162.3 229.0 329.2

3 139.1 138.5 86.08 187.5 163.6 233.1 329.2

4 137.9 137.0 88.45 192.1 163.8 236.0 329.2

5 136.2 135.1 90.88 195.1 163.7 237.4 329.2

6 134.1 132.8 93.23 197.0 163.3 237.6 329.2

7 131.4 129.8 95.29 198.2 162.3 236.9 329.2

8 128.2 126.3 96.96 199.0 160.7 235.7 329.2

9 124.4 122.2 99.25 198.6 159.1 233.2 329.2

10 120.0 117.5 101.5 198.0 157.2 230.3 329.2

Nст Hz Rк al1 al2 be1 be1л be2

1 .2630E+05 .5200 60.99 38.84 36.62 36.62 54.88

2 .2770E+05 .5200 59.44 37.51 35.54 35.54 54.08

3 .2870E+05 .5200 58.25 36.45 34.66 34.66 53.37

4 .2950E+05 .5200 57.32 35.50 33.85 33.85 52.69

5 .2970E+05 .5200 56.29 34.71 33.16 33.16 51.85

6 .2950E+05 .5200 55.19 33.97 32.54 32.54 50.90

7 .2910E+05 .5200 54.05 33.22 31.89 31.89 49.85

8 .2865E+05 .5200 52.90 32.40 31.17 31.17 48.74

9 .2790E+05 .5200 51.42 31.61 30.47 30.47 47.29

10 .2710E+05 .5200 49.76 30.68 29.68 29.68 45.86

Nст Пст Hтк Cак Kg Kн U1 U2

1 1.307 .2456 .4253 1.020 .9880 266.0 272.1

2 1.297 .2619 .4247 1.022 .9760 278.2 282.7

3 1.283 .2747 .4225 1.024 .9640 287.1 290.5

4 1.268 .2859 .4189 1.026 .9520 293.9 296.6

5 1.249 .2915 .4137 1.028 .9400 299.2 301.3

6 1.229 .2933 .4074 1.031 .9280 303.3 304.9

7 1.209 .2931 .3991 1.033 .9160 306.5 307.7

8 1.191 .2924 .3894 1.035 .9040 308.9 309.8

9 1.174 .2861 .3779 1.037 .9000 310.7 311.4

10 1.158 .2778 .3645 1.039 .9000 312.1 312.1

Nст T2o T1 T2 P2o P3o P1 P2

1 314.0 275.6 289.5 .1304E+06 .1284E+06 .8305E+05 .9780

2 341.1 301.0 315.4 .1690E+06 .1665E+06 .1106E+06 .1279

3 369.3 328.0 342.6 .2168E+06 .2135E+06 .1448E+06

4 398.2 356.1 370.9 .2748E+06 .2707E+06 .1877E+06

5 427.4 385.1 399.7 .3433E+06 .3381E+06 .2403E+06

6 456.3 414.3 428.6 .4218E+06 .4155E+06 .3028E+06

7 484.9 443.4 457.4 .5098E+06 .5021E+06 .3752E+06

8 513.0 472.2 485.7 .6072E+06 .5981E+06 .4570E+06

9 540.4 500.6 513.7 .7126E+06 .7019E+06 .5482E+06

10 567.0 528.2 540.9 .8252E+06 .8128E+06 .6475E+06

Dкк Dск Dвк Dок Tк Pк Cк

.4163 .3965 .3755 .9020 560.5 .7803E+06 115.0

Пк = 8.270 КПД = .8401 Lк =284 150.

Рисунок 3.1 — Схема проточной части компрессора Рисунок 3.2а — Изменение и по ступеням компрессора Рисунок 3.2б — Изменение и по ступеням компрессора Рисунок 3.4 -Изменение Са, Т, Т*, Р, Р* по ступеням компрессора.

Рисунок 3.3а — Планы скоростей ступеней (1,2,3,) осевого компрессора Рисунок 3.3б — Планы скоростей ступеней (4,5,6,7,8) осевого компрессора Рисунок 3.3с — Планы скоростей ступеней (9,10) осевого компрессора.

3.3 Анализ результатов расчета Проведенный расчёт компрессора позволил получить: геометрические параметры лопаточных венцов проточной части компрессора, изменения Р, Р*, Т, Т* на среднем радиусе каждой ступени, а также работу и степень повышения давления каждой ступени. Кроме того, были уточнены окончательные размеры проточной части. Все эти данные используются при проектировании решёток профилей многоступенчатого компрессора.

— Степень повышения давления к*: *ок=8,27,

— Частота вращения: n=15 100 об/мин,

— Число ступеней: Zк=10,

— Работа компрессора: L*к =284 150 кДж/кг;

— КПД компрессора: к*= 0,8401.

Расчетные параметры не выходят за установленные пределы:

— угол входа потока

— относительный втулочный диаметр

Параметры, полученные по результатам расчёта, удовлетворяют требованиям, предъявляемым к современным многоступенчатым компрессорам. Полученный компрессор обеспечивает заданный к* и КПД.

4. Газодинамический расчет осевой турбины Современное состояние теории и практики проектирования осевых газовых турбин обеспечивает возможность надежного определения параметров турбины на расчетном режиме с достоверным учетом всех видов потерь механической энергии в ее проточной части. При этом газодинамический расчет турбины усложняется, что приводит к значительному увеличению объема вычислений. В учебном проектировании сложные расчетные соотношения могут быть реализованы только при использовании ЭВМ, и поэтому ручной счет выполняется только первой ступени в первом приближении.

Газодинамический расчет турбины на среднем диаметре выполнен по методике.

4.1 Выбор и обоснование исходных данных Исходными данными газодинамического расчета турбины на среднем диаметре при заданной форме ее проточной части являются величины, получаемые как в результате предшествующих расчетов, так и оцениваемые по опыту проектирования турбин. Такими величинами являются:

Nт — мощность турбины, кВт,

GГ — расход газа на входе в турбину, кг/с, Т0* - температура заторможенного потока газа перед турбиной, К,

Р0* - давление заторможенного потока газа перед турбиной, Па,

n — частота вращения рабочего колеса ступени, об/мин,

DГср — средний диаметр лопаток соплового аппарата (СА) на выходе, м,

DТср — средний диаметр лопаток РК на выходе, м,

hГ — высота лопатки СА на выходе, м,

hТ — высота лопатки РК на выходе, м.

Проектировочный газодинамический расчет осевой турбины выполняется с целью определения основных размеров ее проточной части, параметров потока и КПД. Вычисление параметров производится в характерных сечениях.

Потребная мощность части турбины, работающей на приводимый агрегат определяется мощностью данного агрегата, а мощность части турбины, работающей на компрессор Nтк, определяется мощностью осевого компрессора.

При этом мощность распределяем по ступеням так, чтобы коэффициент нагрузки последней ступени не превышал 1.45, иначе трудно обеспечить выход потока из ступени, близкий к осевому.

Исходные данные для газодинамического расчета осевой турбины приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1-Исходные данные

Мощность турбины вычисляется по формуле:

где Lк работа соответствующего компрессора,

Gв расход воздуха на входи в компрессор,

m механический КПД.

Мощность турбины распределяем по ступеням таким образом:

N1=2000,8 кВт,

N2=1968,3 кВт,

N3=1785 кВт,

4.2 Газодинамический расчет турбины Исходный файл представлен в таблице 4.2. Результаты расчета на ЭВМ сведены в таблицу 4.3.Схема проточной части турбины, планы скоростей приведены на рисунках 4.1 и 4.2. На рисунке 4.3 изображено изменение параметров потока по ступеням газовой турбины.

Таблица 4.2-Файл исходных данных к газодинамическому расчету турбины Таблица 4.2-Файл исходных данных к газодинамическому расчету турбины

14 05 10

3 0 106 020.0

12.60 1088.0 759 990.0 0.0 .003 .000 .000 .000 .050 .000

2000.8 1968.3 1785.0 0000.0 0000.0 0000.0 0000.0 0000.0

15 100.0 15 100.0 15 100.0 0000.0 0000.0 0000.0 0000.0 0000.0

.2900 .3050 .3250 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.4087 .4087 .4087 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 Dcp1

.4087 .4087 .4087 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 Dcp2

.0380 .0562 .0880 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 h1

.0415 .0650 .1050 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 h2

.1600 .1300 .1300 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.1500 .1400 .1400 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

.0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000 .0000

1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

Таблица 4.3-Газодинамический расчет турбины

ГДР ГТ Дата 14. 5.10

Исходные данные:

3 0 106 020.

12.60 1088. .7600E+06 .0000 .3000E-02 .0000 .0000

.0000 .5000E-01 .0000

Кг=1.328 Rг= 290.0 Сpг=1174.6

Схема печати:

D1c D2c h1 h2 Cmc Cmр n

Mcт Lс* Пi* Пi КПД Rc R1c T1w*

U1 C1 C1a C1u alf1 be1 L1 Lw1

U2 C2 C2a C2u alf2 be2 L2 Lw2

T1 T1* P1 P1* T2 T2* P2 P2*

G1 G2 sca bca alfu tca fi Zca

Pu Pa sрк bрк beu tрк psi Zрк

Тлса Тлрк Sсум

Ncт= 1

.409 .409 .380E-01 .415E-01 .160 .150 .151E+05

.200E+04 .159E+06 1.81 1.90 .914 .290 .165 .100E+04

323. 494. 151. 470. 17.8 45.8 .823 .366

323. 162. 161. -20.5 82.7 25.1 .289 .659

984. .109E+04 .487E+06 .731E+06 943. 954. .401E+06 .421E+06

12.6 12.6 .243E-01 .399E-01 37.5 .347E-01 .959 37

.618E+04 .228E+04 .170E-01 .191E-01 63.1 .167E-01 .964 77

.109E+04 953. 125.

Ncт= 2

.409 .409 .562E-01 .650E-01 .130 .140 .151E+05

.197E+04 .156E+06 1.95 2.08 .917 .305 .115 872.

323. 490. 169. 460. 20.1 51.0 .872 .404

323. 177. 175. -24.0 82.2 26.8 .339 .724

852. 954. .256E+06 .405E+06 808. 822. .202E+06 .216E+06

12.6 12.6 .241E-01 .383E-01 38.9 .313E-01 .962 41

.610E+04 .153E+04 .170E-01 .197E-01 59.9 .176E-01 .967 73

954. 822. 185.

Ncт= 3

.409 .409 .880E-01 .105 .130 .140 .151E+05

.179E+04 .142E+06 2.02 2.21 .920 .325 .117E-01 748.

323. 465. 184. 427. 23.3 60.4 .892 .425

323. 191. 190. -10.0 87.0 29.7 .396 .771

729. 822. .128E+06 .208E+06 686. 702. .976E+05 .106E+06

12.6 12.6 .236E-01 .368E-01 39.9 .285E-01 .965 45

.551E+04 .125E+04 .170E-01 .209E-01 54.7 .192E-01 .969 67

822. 698. 290.

Тг*=1088.0 Рг*= .7600E+06 Сг=107.9 Тг=1083.0 Рг= .7461E+06

D1с= .409 h1= .0380

Рисунок 4.1 — Схема проточной части турбины Рисунок 4.2 — Планы скоростей ступеней осевой турбины Рисунок 4.3 — Изменение параметров потока по ступеням осевой турбины

4.3 Анализ результатов расчета В результате расчета турбины на ЭВМ определились окончательные размеры проточной части. Определены кинематические параметры потока в характерных сечениях.

Обеспечиваем допустимые значения параметров по всем ступеням, , — угол на выходе из рабочего колеса последний ступени в абсолютном движении.

Степень реактивности в области втулки свт на всех ступенях больше нуля. Величина приведенной скорости л1 на всех ступенях меньше 1…1.05, что снижает уровень волновых потерь. Расходная скорость Са вдоль проточной части увеличивается. Мощность турбины по ступеням распределена так, чтобы коэффициент нагрузки последней ступени не превышал =1,4…1,45, иначе трудно обеспечить выход потока из ступени близкий к осевому.

5. Расчет параметров потока по радиусу и профилирование решеток профилей рабочего колеса турбины

5.1 Расчет параметров потока по радиусу первой ступени турбины

Расчет параметров потока по радиусу первой ступени турбины выполнен по методике.

Выбор закона профилирования Применение закона профилирования и значительно упрощает технологию изготовления лопаток СА и РК, позволяет создать хорошую конструктивную базу для их монтажа в статоре и роторе.

Данные особенности обусловили широкое применение закона крутки и при проектировании турбин ГТД.

Расчет турбины на ЭВМ Исходными данными для определения параметров потока по радиусу являются данные расчета ступеней турбины на среднем радиусе, а так же заложенные в техническом задании параметры ГТД:

— средний диаметр проточной части на входе и на выходе из рабочего колеса и ;

— высота лопатки на входе и на выходе и ;

— коэфициент скорости решетки СА

— коэфициент скорости решетки РК

— приведеная скорость потока перед РК

— термодинамическая степень реактивности

— расходные, и окружные ,

составляющие абсолютной скорости на входе и на выходе из РК;

— угол потока в абсолютном движении на выходе из СА ;

— угол потока в относительном движении на входе и на выходе из РК;

— массовый расход газа на входе и на выходе из РК;

— частота вращения ротора ;

— температура газа за РК по заторможенным параметрам .

Исходные данные газодинамического расчета ступени турбины размещаются в файле исходных данных oct. dat (таблица 5.1). Результаты расчета, получаемые по программе oct. exe, заносятся в файл oct. rez (таблица 5.2).

Приведенная в таблице схема печати дает достаточно полное представление об объеме результатов, получаемых в ходе выполнения поступенчатого газодинамического расчета турбины. Помимо таблицы расчетных данных, программа oct. exe позволяет для большей наглядности представить результаты расчета в графической форме.

Таблица 5.1 — Исходные данные

10 11 10 1 2 1.328 290. Дата, nr, kz, kг, Rг

.409 .409 .038 .042 D1c, D2c, h1, h2

.959 .964 .823 .290 fi, psi, Л1, Roтc

151.00 161.00 470.00 -20.50 C1ac, C2ac, C1uc, C2uc

17.80 45.80 25.10 12.60 12.60 alf1c, be1c, be2c, G1, G2

90.00 90.00 90.00 90.00 90.00 alf0i

15 100.0 954. n, T2*

Лопатка СА — nr=0, лопатка РК — nr=1.

Закон кpутки: 0 — C1u*r=const, C2u*r=const;

(kz) 1 — alf1®=const, L®=const;

2 — alf1®=const, be2®=const.

Таблица 5.2 — Результаты расчета параметр потока ступени осевой газовой турбины

Дата 10.11.10 NR= 1 KZ= 2 Кг = 1.328 Rг = 290.0

D1ср= .4090 D2ср= .4090 h1 = .0380 h2 = .0420

C1aср=151.00 C2aср=161.00 C1uср=470.00 C2uср= -20.50

alf1с= 17.80 be1ср= 45.80 be2ср= 25.10

alf0 = 90.00 90.00 90.00 90.00 90.00

Л1 = .823 Фи = .959 Пси = .964 Rтс = .290

n =15 100.0 T2* = 954.0

Таблица 1

Изменение параметров потока по радиусу

—————————————————————————————;

Паpаметp | Сечение по высоте лопатки

| 1(пеp) 2 3(сp) 4 5(вт)

—————————————————————————————;

r .2245 .2145 .2045 .1945 .1845

ro 1.000 .9555 .9109 .8664 .8218

U 355.0 339.2 323.4 307.6 291.7

C1u 434.8 451.7 470.0 490.1 512.1

C1a 139.7 145.1 151.0 157.4 164.5

alf1 17.80 17.80 17.80 17.80 17.80

C1 456.7 474.4 493.7 514.7 537.9

be1 60.26 52.22 45.84 40.78 36.74

C2u -11.98 -15.97 -20.50 -25.66 -31.56

W2u 367.0 355.2 343.9 333.2 323.3

C2a 171.8 166.3 161.0 156.0 151.4

be2 25.09 25.09 25.09 25.09 25.09

Л1 .7614 .7909 .8230 .8581 .8967

Rт .3923 .3443 .2900 .2281 .1571

T2w 1009. 1005. 1002. 998.8 996.0

Л2w .7037 .6823 .6617 .6421 .6239

Л1w .2795 .3194 .3668 .4207 .4806

Л2 .3076 .2983 .2898 .2823 .2761

dbe 94.65 102.7 109.1 114.1 118.2

alf2 86.01 84.51 82.74 80.66 78.22

Полученные графические зависимости параметров потока от высоты лопатки рабочего колеса данной ступени изображены на рисунках 5.1−5.3

Рисунок 5.1 — Изменение и по радиусу лопатки РК Рисунок 5.2 — Изменение и по радиусу лопатки РК Рисунок 5.3 — Изменение и по радиусу лопатки РК Полученные треугольники скоростей изображены на рисунке 5.4−5.8

Рисунок 5.4 — Планы скоростей в сечении 1

Рисунок 5.5 — Планы скоростей в сечении 2

Рисунок 5.6 — Планы скоростей в сечении 3

Рисунок 5.7 — Планы скоростей в сечении 4

Рисунок 5.8 — Планы скоростей в сечении 5

5.2 Профилирование решетки рабочего колеса турбины

Результату расчета представлены в таблице 5.3.

Таблица 5.3 — Профилирование решетки рабочего колеса турбины

—————————————————————————————;

Паpаметp | Сечение по высоте лопатки

| 1(пеp) 2 3(сp) 4 5(вт)

—————————————————————————————;

ro 1.000 .9722 .9445 .9167 .8890

b 20.36 20.36 20.36 20.36 20.36

t 18.98 18.45 17.93 17.40 16.87

t/b .9322 .9062 .8806 .8546 .8286

Cm .1400 .1450 .1500 .1600 .1700

xcm .2655 .2645 .2643 .2620 .2617

be1l 55.00 52.00 50.00 45.00 42.00

be2l 21.12 21.37 21.59 21.77 21.92

bey 52.33 54.72 56.45 60.82 63.69

r1 .7100 .7400 .7600 .8100 .8600

r2 .3500 .3500 .3500 .3500 .3500

Число pабочих лопаток — 85. шт.

Данные построения содержатся в файле GFRT. dat, построение профилей осуществляется с помощью графической программы GFRT. exe

Полученные профили изображены на рисунках 5.9−5.14.

Рисунок 5.9 — Решетка профилей в сечении 1 (периферийное) Рисунок 5.10 — Решетка профилей в сечении 2

Рисунок 5.11 — Решетка профилей в сечении 3 (среднее) Рисунок 5.12 — Решетка профилей в сечении 4

Рисунок 5.13 — Решетка профилей в сечении 5 (втулочное) Рисунок 5.14 — Профили рабочей лопатки турбины

5.3 Анализ результатов расчета Решетки профилей первой ступени газовой турбины профилировалась по закону и. Профилирование лопаток по данному закону значительно упрощает технологию изготовления лопаток СА и РК, позволяет создать хорошую конструктивную базу для их монтажа в статоре и роторе. На расчетном режиме работы обеспечиваются допустимые параметры потока на рабочее колесо на всех радиусах.

6. Исследование эксплуатационных характеристик двигателя

6.1 Исследование климатической характеристики двигателя Для одновального уравнение баланса мощностей будет иметь вид где Ne — мощность, отбираемая от ротора двигателя на привод потребителя мощности (электрогенератора), который для моделируемого ГТД является внешним устройством, не оказывающим непосредственного влияния на параметры рабочего процесса; Gвк — расход воздуха через компрессор; Lк — работа компрессора; Gгт — расход газа через турбину; Lт — работа турбины; зm — механический коэффициент полезного действия (КПД) двигателя.

Из уравнения (1.1) следует, что в системе уравнений невязок для одновального ГТД должно отсутствовать уравнение баланса мощностей компрессора и турбины.

При заданных условиях на входе в двигатель и принятых моделях его элементов параметры потока и режимы работы элементов проточной части одновального ГТД однозначно определяются набором четырех независимых величин (n = 4):

Независимые переменные: .

Система уравнений невязок для данного двигателя представлена ниже:

Первое уравнение системы (1.2) — баланс расходов через компрессор и турбину, второе, третье и четвертое — условия регулирования ГТД.

В системе уравнений невязок приняты следующие обозначения:

— расход воздуха через компрессор кг/с;

 — расход газа через турбину, кг/с;

— перепуск воздуха;

— отбор воздуха на нужды установки;

— отбор воздуха на охлаждение турбин;

Одновальную газотурбинную установку (ГТУ), называют простым блокированным агрегатом. Блокирование (жесткое соединение) на одном валу турбо компрессора и потребителя мощности позволяет реализовать нагрузку второго типа. Закономерности совместной работы узлов и обобщённые характеристики этого двигателя аналогичны закономерностям совместной работы узлов и характеристикам двигателя с одним управляющим фактором. Режим работы газогенератора определяется одним параметром и поддерживается одним регулятором.