Применение ГТУ в теплоэнергетике создает реальные возможности значительного улучшения технико-экономических и экологических показателей вырабатываемой электрической и тепловой энергии, в первую очередь при их использовании для покрытия пиковых нагрузок и в качестве составного элемента комбинированных парогазовых и энергетических установок. Отмеченные положительные качества ГТУ, подтвержденные опытом их эксплуатации, обусловили значительный и всевозрастающий интерес к ним. Быстрое развитие и совершенствование методов расчета и конструирования основных элементов газотурбинных установок с использованием современной вычислительной техники и САПР, а так же масштабы внедрения ГТУ в энергетику, газовую, химическую и металлургическую и другие отрасли народного хозяйства позволяют создавать высокоэффективные и рентабельные силовые установки.

В результате конверсии всё больше и больше авиационных газотурбинных двигателей находят свое применение на земле. Это - применение их в составе газоперекачивающих агрегатов и в качестве приводов энергоустановок различной мощности.

Широкое использование в ГТУ высокопрочных, труднообрабатываемых материалов, усложнение их конструкции, высокая точность и трудоемкость изготовления их деталей диктуют повышенные требования к технологии их производства.

Разрабатываемые технологические процессы должны обеспечить повышение производительности труда и качества изделий при одновременном снижении материальных и трудовых затрат на их изготовление. Решение этих задач в значительной степени зависит от рационального выбора припусков на механическую обработку. Ввиду высокой стоимости материалов уменьшение припусков обычно окупает затраты на изготовление точных заготовок, однако необоснованно заниженные припуски не обеспечивают удаление дефектной части поверхностного слоя и достижения заданной точности, понижения вероятности брака.

Этап определения припусков предваряет этапы выбора оптимальных режимов обработки и технического нормирования операций. Этот этап оказывает существенное влияние на снижение металлоемкости продукции и эффективности использования оборудования.

В данной выпускной работе бакалавра необходимо спроектировать газогенератор приводного ГТД для передвижной энергоустановки. Прототипом для привода послужил двигатель ТВ3-117. В качестве топлива используется природный газ. Данный ГТД выполнен с одновальным газогенератором и свободной (силовой) турбиной. Для достижения цели проектирования необходимо провести:

- многовариантный термогазодинамический расчёт для выбора основных параметров цикла двигателя (Тг*, ). Термогазодинамический расчет выбранного варианта сочетания основных параметров цикла Тг* и .

- согласование параметров компрессора и турбин. Данный этап позволяет обеспечить оптимальные геометрические и газодинамические соотношения в определяющих облик двигателя расчётных сечениях, обеспечить нормальную загрузку ступеней турбины и допустимые напряжения в лопатках турбины;

- газодинамический расчёт компрессора;

- газодинамический расчёт турбины;

- расчёт решёток профилей первой ступени компрессора;

- расчёт решёток профилей первой ступени турбины;

- расчет на прочность наиболее нагруженных деталей узла: диск, лопатка РК компрессора;

- разработку плана обработки поверхностей детали - вала-шестерни и подготовку комплекта технологической документации.

1. РАСЧЕТНО-ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

1.1 Выбор параметров и термогазодинамический расчет двигателя

Потери в элементах проточной части

Входные устройства рассматриваемых двигателей являются дозвуковыми прямолинейными каналами. Коэффициент восстановления полного давления для такого устройства 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 = 0,97.

Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу. Для основных камер сгорания обычно =0,97…0,98. Принимаем =0,98.

Суммарные потери полного давления в камере сгорания подсчитываются по формуле:

= * = 0,97 * 0,98 = 0.96.

Потери тепла в камере сгорания главным образом связаны с неполным сгоранием топлива и оценивается коэффициентом полноты сгорания .

Этот коэффициент на расчетном режиме достигает значений =0,97...0,99. Принимаем =0,99.

Коэффициент восстановления полного давления в выходном устройстве составляет: =0,98.

С помощью механического КПД учитывают потери мощности в опорах двигателя, отбор мощности на привод вспомогательных агрегатов. Обычно =0,98...0,99. Принимаем =0,985.

Скорость истечения газа из выходного устройства

Скорость истечения газа Сс из ГТУ характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя, поэтому её целесообразно было бы уменьшать. С другой стороны, при очень малых значениях С_с чрезвычайно сильно растут габариты двигателя из-за большой площади среза выпускного канала. Учитывая эти противоречивые требования, скорость истечения выбираем С_с=60 м/с.

1.1.2 Термогазодинамический расчёт двигателя

Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Nеуд - удельной мощности, Се - удельного расхода топлива, зе-эффективного КПД).

Расчет выполняется с помощью ЭВМ. Это позволяет провести расчет нескольких вариантов с выявлением влияния различного сочетания и Тг* на удельные параметры двигателя и дает возможность выбрать оптимальный вариант расчетных параметров. В данном случае задаем по пять значений и Тг*. Программа для расчета: GTD.ехе [1]. Алгоритм расчета изложен в пособии для расчета на ЭВМ. Исходные данные и результаты расчета представлены в табл. 1.3.

По данным расчета строим графики зависимости

Nеуд = f (,Тг*), Се = f (,Тг*) и _е =f (,Тг*) (рис. 1.1 - 1.3).

Таблица 1.3

Рис 1.1 Зависимость удельного расхода от параметров рабочего процесса

Рис 1.2 Зависимость удельной мощности от параметров рабочего процесса

Рис 1.3 Зависимость КПД от параметров рабочего процесса

Анализируя графики зависимостей основных параметров от параметров рабочего процесса можно определиться с выбором и Тг*.

Основным критерием для выбора Тг* является использование конструкционных материалов двигателя - прототипа. Исходя из этого выбираем Тг*=1250К. При этой температуре достигается высокое значение удельной мощности, низкий удельный расход топлива и хороший уровень КПД.

Из рис. 1.1 видно, что для Тг*=1250 К оптимальное , соответствующее максимуму удельной мощности, приблизительно равно =8, а экономическое, соответствующее max и минимуму удельного расхода , равно =24. Выберем =9,6. Это даст нам значительное снижение удельного расхода топлива по сравнению с . Дальнейшее увеличение в сторону экономического значения приведет к существенному снижению удельной мощности при незначительном снижении удельного расхода, усложнению конструкции, увеличению массы и габаритов двигателя, а также к получению малых высот лопаток последних ступеней компрессора, и, как следствие,к росту потерь энергии из-за увеличения относительных радиальных зазоров.

Для выбранных параметров проводим расчет на ЭВМ, результаты представлены в табл.1.4.

Таблица 1.4

В результате проведенного термогазодинамического расчёта были получены основные удельные параметры двигателя Nеуд=222кВтс/кг и Сеуд=0,2381кг/кВтч; определили температуру и давление в характерных сечениях, а также параметры основных узлов. Значения удельных параметров соответствуют современному уровню.

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

1.2 Формирование «облика» проточной части турбокомпрессора, 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. Но при этом нужно помнить некоторые ограничения: - относительный втулочный диаметр на выходе из осевого компрессора, который не должен превышать значения 0,92. Дальнейшее увеличение связано с ограничениями минимального размера лопаток последних ступеней. Уменьшение размера лопаток приводит к значительным трудностям в получении приемлемых значений КПД компрессора вследствие возрастания влияния радиальных зазоров, а также уменьшение числа Рейнольдса и роста потерь при обтекании лопаток малого размера.

Расчет проводится с учётом рекомендаций [2]. Согласование проводится на ЭВМ с помощью программы SLGTD1. Для этого используются данные, полученные при термогазодинамическом расчёте двигателя.

Результаты согласования параметров приведены в табл. 1.5.

Таблица 1.5

Рис 1.4 Схема проточной части двигателя

По результатам проведенного согласования параметров компрессора и турбины были получены в первом приближении геометрические размеры и основные газодинамические параметры по сечениям. Определили нагрузки и КПД компрессоров и турбин: осевой компрессор имеет 12, ступеней ОК-средненагружен, =0,2325, =0,86;турбина компрессора: 2 ступени; средненагружены- z=3,156, =0,9;турбина силовая: 4 ступени, z=6, =0,91.Относительный втулочный диаметр на выходе из осевого компрессора должен быть 0,92.При проектировании получили = 0,91.

Величина (h/D_cp) на входе в турбину должна быть больше 0,065 и меньше 0.33 на последних ступенях (полученные нами значения: (h/D_cp)_г = 0,1102; (h/D_cp)_т = 0,1979). В результате вышеперечисленных расчетов получена частота вращения ротора ТК =20327 об/мин, и частота вращения свободной турбины = 6930 об/мин. Значения параметров лежат в допустимых пределах.

1.3 Газодинамические расчёты компрессора и турбины

Профилирование решеток рабочих колес первой ступени осевого компрессора и первой ступени турбины компрессора

1.3.1 Газодинамический расчет осевого компрессора

В современных газотурбинных двигателях для осуществления процесса сжатия используются в основном многоступенчатые осевые компрессоры. Это обусловлено их высокими коэффициентами полезного действия и возможностью изменения производительности и напорности этих компрессоров в очень широких пределах за счет изменения числа ступеней и их диаметральных размеров.

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

Для расчета используются данные, полученные при термогазодинамическом расчёте двигателя и согласовании параметров компрессора и турбины.

Исходные данные:

Nк = 1 - число каскадов компрессора;

Кф = 1 - идентификатор формы проточной части для Dср = const;

Zк = 12 - число ступеней в компрессоре;

Кr = 1- идентификатор типа задания формы проточной части рассчитываемого компрессора (при Кr=1 меридиональное сечение компрессора определяется заданными значениями идентификаторов формы проточной части Кф);

Тв* = 288,15; Рв* = 96259 - температура и давление заторможенного потока на входе в компрессор, К, Па;

К = 1,39; R=287,0 - физические константы рабочего тела, R в Дж/(кг.К);

Gв = 9,73- расход рабочего тела через входное сечение компрессора, кг/с;

Пik* = 9,6 - общая степень повышения полного давления в компрессоре

Uk1 = 330 - окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса первой ступени компрессора, м/с;

Ck = 127 скорость потока на выходе из компрессора, м/с;

dвт1/Dk1=0,551- относительный диаметр втулки на входе в рабочее колесо первой ступени компрессора;

Sвна = 0,985 - коэффициент восстановления полного давления во входном направляющем аппарате компрессора;

Sна = 0,98 - коэффициент восстановления полного давления в направляющем аппарате ступени;

С1аi=160,157,154,150,146,140,138,136,134,132,129,127

- расходная скорость на входе в рабочее колесо i-ой ступени, м/с;

=34,51; 38,52; 40,48; 40,26; 38,07

- затраченный напор (работа) i-ой ступени, кДж/кг;

i=0,55; 0,55;0,55; 0,55; 0,55; 0,55; 0,55; 0,55; 0,55; 0,55; 0,55; 0,55;

-кинематическая степень реактивности ступеней.

Результаты расчёта многоступенчатого осевого компрессора приведёны в табл. 1.6. Треугольники скоростей на среднем радиусе для всех ступеней изображены на рис.1.5.-1.6. Схема проточной части компрессора - рис.1.7. Изменение параметров по ступеням - рис.1.8.-1.9.

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.

Распределение _ст по ступеням проводится со снижением на первых и последних ступенях. Первые две ступени обычно разгружают для повышения запаса устойчивой работы на нерасчётных режимах.

Расчёт проводится с учётом рекомендаций [3].

Газодинамический расчет проводится на ЭВМ по программе GDROK.EXE.

Исходные данные и результат расчёта многоступенчатого осевого компрессора приведён в табл. 1.6.

Таблица 1.6

В результате расчёта компрессора были определены значения кинематических и термодинамических параметров потока в ступенях, выполнено согласование ступеней по КПД, распределены работы между ступенями. Анализируя результаты расчета необходимо обратить внимание на такие параметры: угол 1 должен быть 1>25^о, ,М_w10.85,

Рис 1.5 Треугольники скоростей компрессора на среднем радиусе

Рис 1.6 Треугольники скоростей компрессора на среднем радиусе

Рис 1.7 Треугольники скоростей компрессора на среднем радиусе

Рис 1.8 Треугольники скоростей компрессора на среднем радиусе

Рис.1.9 Схема проточной части осевого компрессора

Рис.1.10 Изменение параметров по ступеням

Рис.1.11. Изменение параметров по ступеням

1.3.2 Газодинамический расчет турбины

Широкое применение осевых газовых турбин в газотурбинных двигателях обусловлено прежде всего их высокой энергоемкостью и экономичностью. Именно эти преимущества газовых турбин наряду со сравнительной простотой и надежностью и определили доминирующее положение газотурбинных двигателей.

Современное состояние теории и практики проектирования осевых газовых турбин обеспечивает возможность надёжного определения параметров турбины на расчётном режиме с достоверным учётом всех видов потерь механической энергии в её проточной части. При этом газодинамический расчёт весьма сложен, поэтому его реализация возможна при использовании ЭВМ [4].

Одним из основных средств повышения мощности турбовального двигателя является повышение температуры газа перед турбиной Т^*_Г, но повышение Т^*_Г значительно влияет на ресурс и надежность турбины. Поэтому исходя из соображений ресурса, при высоких Т^*_Г необходимо применение новых более жаропрочных материалов, а также прогрессивных способов охлаждения лопаток и дисков турбины.

Программа газодинамического расчёта турбины предназначена для выполнения газодинамического расчёта на среднем радиусе многоступенчатой газовой турбины.

Для расчёта турбины проектируемого двигателя необходимы следующие исходные данные [4]:

- расход воздуха; ДGотб)

Gг=9,15-расход продуктов сгорания,кг/с

- температура газа перед турбиной;

- давление газа перед турбиной;

- количество ступеней турбины компрессора;

- количество ступеней свободной турбины;

- давление газа за турбиной.

Распределяем мощность по ступеням турбины компрессора:

;

.

1=1600кВт, 2=1401кВт

Распределяем мощность свободной турбины по ступеням с учётом загрузки: _тк1=1,6,_тк2=1,4, _тс1=1,6, _тс2=1,55, _тс3=1,534. _тс4=1,49.

Получаем следующие значения мощностей:

Таблица 1.7

Более детальная прорисовка проточной части турбины, выполненная с учетом особенностей двигателя - прототипа, дала возможность получить размеры проточной части проектируемой турбины. Эти и остальные поступенчатые данные сведены в табл.1.7.

Основные результаты расчёта турбины на ЭВМ приведены в таблице. 1.8.

Изменение параметров по ступеням представлено на рис.1.12-1.13. Схема проточной части турбины - рис.1.14. Треугольники скоростей на среднем диаметре приведены на рис.1.15-1.16.

Таблица 1.8

В результате газодинамического расчёта турбины получены следующие значения нагрузок: _тк1=1,6,_тк2=1,4, _тс1=1,6, _тс2=1,55, _тс3=1,534. _тс4=1,49.

Степень реактивности у втулки во всех ступенях положительна.Углы выхода потока из СА в абсолютном движении превышают 16град., а угол выхода потока из РК (₂) последней ступени в абсолютном движении близок к 90град.

Рис.1.12 Изменение параметров по ступеням

Рис.1.13 Изменение параметров по ступеням

Рис.1.14 Схема проточной части турбины

Рис 1.15 Треугольники скоростей по ступеням турбины

Рис 1.16 Треугольники скоростей по ступеням турбины

1.3.3 Профилирование рабочей лопатки первой ступени компрессора

Этапом проектирования осевого компрессора, следующим за расчётом на среднем радиусе, является расчёт и построение решёток профилей компрессора по радиусу. При правильном выполнении этих двух этапов обеспечивается требуемые параметры компрессора.

Принимаем закон крутки ск=const и Ht=const.

Расчеты выполняются на ЭВМ с учетом рекомендаций пособия [7]. Исходные данные берутся из расчета компрессора на среднем радиусе табл. 1.10.

Результаты расчета решетки профилей представлены в табл. 1.9. Треугольники скоростей представлены на рис.1.17.Решётки профилей рабочего колеса компрессора - рис.1.18. Изображение профилей лопатки в пяти сечениях по высоте приведены на рис. 1.19.

Рис.1.18 Треугольники скоростей первой ступени компрессора

Рис.1.20 Треугольники скоростей первой ступени компрессора

Рис.1.21 Решётки профилей рабочего колеса компресора

1.3.4 Профилирование рабочей лопатки первой ступени турбины

Проектирование элементов проточной части турбины для получения высоких КПД должно выполняться с учётом изменений параметров газа по высоте лопатки. При этом допустимо принимать полные давления и температуры газа перед ступенью турбины постоянными в радиальном и окружном направлениях. Рассчитывая ступень турбины вполне достаточно определить параметры потока и треугольники скоростей в пяти сечениях.

Применение закона и значительно упрощает технологию изготовления лопаток соплового аппарата и рабочих колёс, позволяет создавать хорошую рабочую базу для их монтажа в статоре и роторе. При лопатки соплового аппарата первой ступени турбины являются не кручеными и имеют почти постоянный профиль по высоте, что способствует организации внутреннего охлаждения.

Профилирование проводится с использованием ЭВМ [6]. Исходные данные берутся из расчёта турбины на ЭВМ.

Хорду профиля лопатки b принимаем постоянной по высоте лопатки. Геометрический (конструктивный) угол решётки на входе выбираем в зависимости от углов потока и . Геометрический угол решетки на выходе принимаем равным эффективному углу =-=.

Поскольку в первых ступенях современных турбин (), то =0.

При закрутке =const угол принимают неизменным (const).

Углы и в пяти сечениях по радиусу заносим в таблицу.

Радиус скругления входной кромки находим по формуле:

R=0.2…0.3 C, где C= C*В (В- хорда лопатки в данном сечении).

Радиус скругления выходной кромки принимаем постоянным по высоте лопатки: R=0.29=const.

Профилирование рабочей лопатки турбины производим на ЭВМ с помощью программы осt.exe.

Исходные данные и результаты расчёта приведены в табл.1.12. Треугольники скоростей представлены на рис. 1.20. Решётки профилей рабочего колеса турбины - на рис. 1.21-1.22. Изображение профилей лопатки в пяти сечениях по высоте приведены на рис. 1.23.

Таблица 12

Для профилирования ступени турбины применили закон крутки потока: ,. Из результатов расчета решетки профилей турбины по радиусу видно, что параметры параметры во втулочном сечении удовлетворяют условиям: с_2а< с_1а, ₂>55^o, <120^o, степень реактивности на втулке положительна. Это говорит о том, что лопаточный венец обеспечивает заданный энергообмен и не превышает допустимого уровня потерь.

Рис.1.23 Треугольники скоростей первой ступени турбины

Рис.1.24 Решётки профилей рабочего колеса турбины

Рис.1.25 Решётки профилей рабочего колеса турбины

Рис.1.26 Профили лопатки в пяти сечениях по высоте

Выводы

Результатом выполнения расчетно-теоретической части данной работы является выбор параметров и термогазодинамический расчёт двигателя, согласование параметров компрессора и турбины, газодинамический расчёт компрессора и турбины, расчёт решетки профилей рабочего колеса первой ступени компрессора и турбины.

В результате проведенного термогазодинамического расчёта были получены основные удельные параметры двигателя Nеуд=222кВтс/кг и Сеуд=0,2382кг/кВтч; определили температуру и давление в характерных сечениях, а также параметры основных узлов.

По результатам проведенного согласования параметров компрессора и турбины были получены в первом приближении геометрические размеры и основные газодинамические параметры по сечениям. Определили нагрузки и КПД компрессоров и турбин: осевой компрессор имеет 12 ступеней ОК-средненагружен =0,2325, =0,86;турбина компрессора:2 ступени-средненагружены z=3,156, =0,9;турбина силовая 4 ступени z=6,0, =0,91.Относительный втулочный диаметр на выходе из осевого компрессора должен быть 0,92.При проектировании получили =0,9105.

Величина (h/D_cp) на входе в турбину должна быть больше 0,065 и меньше 0.33 на последних ступенях (полученные нами значения: (h/D_cp)_г=0,1102; (h/D_cp)_т=0,1979). В результате вышеперечисленных расчетов получена частота вращения ТК =20327об/мин, и частота вращения свободной турбины =6930 об/мин.Значения параметров лежат в допустимых пределах.

В результате расчёта компрессора были определены значения кинематических и термодинамических параметров потока в ступенях, выполнено согласование ступеней по КПД, распределены работы между ступенями.Анализируя результаты расчета необходимо обратить внимание на такие параметры:угол 1 должен быть 1>25град, ,М_w10.85.

В результате газодинамического расчёта турбины получены следующие значения нагрузок: _тк1=1,6,_тк2=1,4, _тс1=1,6, _тс2=1,55, _тс3=1,534, _тс4=1,49.

Степень реактивности у втулки во всех ступенях положительна. Углы выхода потока из СА в абсолютном движении превышают 16град, а угол выхода потока из РК (₂) последней ступени в абсолютном движении близок к 90град.

Для профилирования ступени турбины применили закон крутки потока:,.Из результатов расчета решетки профилей турбины по радиусу видно, что параметры параметры во втулочном сечении удовлетворяют условиям: с_2а<с_1а,₂>55град,<120град,степень реактивности на втулке положительна. Это говорит о том, что лопаточный венец обеспечивает заданный энергообмен и не превышает допустимого уровня потерь.

2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Краткое техническое описание узлов ГТД

Проектируемый двигатель состоит из следующих основных составных частей: осевого компрессора, камеры сгорания, турбины компрессора и свободной турбины. Осевой компрессор приводится во вращение турбиной компрессора. Принцип работы двигателя заключается в следующем: воздух через входное устройство засасывается осевым компрессором, сжимается в нем. Из компрессора воздух поступает в камеру сгорания. В камере сгорания к воздуху подводится тепло путем сжигания газа, подаваемого через форсунку. Часть воздуха участвует в сжигании газа, часть охлаждает трубу камеры сгорания и, смешиваясь с продуктами сгорания, образует газ требуемой температуры. Энергия полученной смеси используется в турбине двигателя. Из камеры сгорания газ поступает в осевую турбину. В ней происходит преобразование тепловой энергии горячих газов в механическую работу. В свободной турбине мощность используется для привода электрогенератора.

Осевой компрессор

Осевой компрессор двенадцатиступенчатый, предназначен для сжатия атмосферного воздуха и подачи его в турбину.

Осевой компрессор состоит из входного устройства, корпуса и ротора, установленного на передней и задней опорах. Входное устройство предназначено для плавного, равномерного подвода атмосферного воздуха в компрессор. Передний корпус компрессора предназначен для размещения входного направляющего аппарата, служащего для подачи воздуха по определенному закону крутки в первую ступень рабочего колеса ротора компрессора. Входной направляющий аппарат и четыре первых направляющих аппарата выполнены регулируемыми. Ротор компрессора барабанного типа изготовлен из двенадцати дисков, соедененных между собой электронно-лучевой сваркой, кроме диска рабочего колеса первой ступени, который крепится болтами к проставке,приваренной к диску рабочего колеса второй ступени. Передняя цапфа ротора изготовлена как одно целое с диском второй ступени. Задняя цапфа крепится призонными болтами к диску рабочего колеса девятой ступени. С передней и задней сторон ротор имееются лабиринтные уплотнения. Внутри барабана установлен кожух, отделяющий масляную полость от внутренней полости барабана. Уплотнение кожуха по посадочным поверхностям выполнено резиновыми кольцами. Для предотвращения попадания масла во внутреннюю полость ротора устанавливается экран, который крепится болтами совместно с задней цапфой к диску рабочегого колеса девятой ступени. Лопатки рабочих колес (РК) первой, второй и третьей ступеней установлены в пазы типа "ласточкин хвост".

Камера сгорания

Камера сгорания служит для преобразования химической энергии топлива в тепловую путем организации эффективного сгорания топлива в потоке воздуха, поступающего из компрессора.

Камера сгорания двигателя, кольцевая с завихрителем воздуха вокруг рабочих форсунок, состоит из следующих основных узлов: наружного корпуса диффузора, внутреннего корпуса диффузора, жаровой трубы и коллектора с двенадцатью форсунками.

Наружный корпус диффузора состоит из переднего наружного фланца, секций и заднего наружного фланца. Передним фланцем диффузор крепится к корпусу спрямляющего аппарата компрессора, а задним - к сопловому аппарату турбины.

Турбина газогенератора

Турбина - осевая, двухступенчатая,с неохлаждаемыми лопатками. Каждая ступень образуется рядом рабочих лопаток и сопловых аппаратов. Вал и диски первой и второй ступеней сцентрированы, сцеплены друг с другом торцевыми шлицами и стянуты стяжными болтами. Через торцевые шлицы передается крутящий момент от дисков к валу ротора. Крутящий момент от турбины к компрессору передается через эвольвентные шлицы, выполненные на конце вала турбины.

Ротор турбины является составной частью ротора турбокомпрессора. Соединение дисков осуществляется при помощи торцевых шлицов и болтов.

Задняя опора ротора турбины является шариковый подшипник.

Свободная турбина

Осевая четырехступенчатая служит для преобразования энергии газового потока в механическую работу привода электрогенератора. Свободная турбина состоит из ротора, сопловых аппаратов, корпуса турбины и корпусов подшипников.