Расчет и проектирование газовой турбины контактной газотурбинной установки типа ГТН-25

Пояснительная записка.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
Брянский государственный технический университет
Кафедра «Тепловые двигатели»
Расчет и проектирование газовой турбины контактной
газотурбинной установки типа ГТН-25
по дисциплине «Газотурбинные установки»
Руководитель: ассистент
Студент группы 11-ЭМ1
Произвести расчет и проектирование газовой турбины КГТУ по следующим исходным данным:
– эффективная мощность ГТУ МВт.
– начальная температура воздуха К.
– начальная температура газа =1383000 К.
– частота вращения роторовмин-1.
– назначение и тип установки – двухвальный газотурбинный газоперекачивающий агрегат (ГГПА).
– вариант тепловой схемы – КГТУ.
– КПД компрессора к = 0870.
– КПД турбины т = 0880.
– изоэнтропийный перепад энтальпий в компрессоре НКО = =кДжкг.
– действительный перепад энтальпий в компрессоре НК = =кДжкг.
– температура воздуха за компрессором Т4 = К.
– температура воздуха за турбиной Т2 = К.
– коэффициент избытка воздуха в продуктах сгорания α = .
– изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине НТО = 769660 кДжкг.
– действительный перепад энтальпий в турбине НТ = кДжкг.
– расход газа для охлаждаемой КГТУ Gг = кгс.
– расход воздуха через компрессор Gв = кгс.
– удельный расход воздуха на охлаждение = 0090.
– расход воздуха на охлаждение Gохл = 2575 кгс.
– действительная температура газа газа за турбиной К
– давление за турбиной = Па.
В данной курсовой работе произведён расчёт проточной части газовой турбины контактной газотурбинной установки типа ГТН-25 определены технико-экономические показатели турбины и газотурбинной установки. Графическая часть работы представлена продольным разрезом турбины.
Описание конструкции турбины КГТУ8
Расчёт проточной части турбины на номинальном режиме9
1 Выбор основных параметров установки9
2 Распределение теплоперепадов по ступеням и расчёт диаграммы12
состояния рабочего тела12
3 Расчёт проточной части турбины высокого давления16
3.1 Расчёт второй ступени ТВД17
3.2 Расчёт первой ступени ТВД22
4 Расчёт проточной части турбины низкого давления27
4.1 Расчёт второй ступени ТНД27
4.2 Расчёт первой ступени ТНД33
Определение размеров диффузора39
Определение потерь энергии и КПД41
Технико-экономические показатели газовой турбины45
Список использованных источников46
На современном этапе развития тепловых двигателей газотурбинные установки (ГТУ) нашли широкое применение практически во всех основных сферах жизнедеятельности человеческого общества: энергетике газо- и нефтеснабжении металлургической и нефтехимической промышленности воздушном водном железнодорожном автомобильном транспорте и пр.
В Российской Федерации ГТУ получили широкое применение в газовой промышленности где они используются в качестве газоперекачивающих агрегатов (ГПА). Газотурбинные газоперекачивающие агрегаты (ГГПА) являются преобладающим типом ГПА на магистральных газопроводах. Их доля в настоящее время превысила 80 % и продолжает возрастать. Основное внимание в данной курсовой работе уделено расчёту и проектированию газотурбинных ГПА (ГГПА) с учётом последних достижений в области аэродинамики проточной части турбомашин. Большое внимание также уделяется вопросам обоснования и определения основных технико-экономических показателей проектируемой ГТУ.
В курсовой работе разработана двухвальная газовая турбина контактной газотурбинной установки типа ГТН-25. Главной особенностью данной курсовой работы является то что газовая турбина рассматривается как основной элемент установки. Поэтому все исходные данные а также инженерные расчёты в работе непосредственно связаны с особенностями работы газовой турбины входящей в состав ГТУ.
В КГТУ осуществляется впрыск воды или пара в тракт высокого давления или камеру сгорания. Для генерирования пара в КГТУ выполненной по схеме изображенной на рисунке 1 предусмотрен котел-утилизатор (КУ) в котором используется часть теплоты отработавших в газовой турбине продуктов сгорания. Впрыск воды или пара увеличивает расход рабочего тела через турбину а следовательно и ее работу. Поскольку затраты энергии на прокачивание воды малы мощность установки возрастает не менее чем на 70–90 %. Недостатком КГТУ является необходимость в химически очищенной воде теряющейся с отработавшими газами. Расход дополнительного пароводяного рабочего тела оказывается значительным – до 50–60 % расхода воздуха через компрессор.
Схема и цикл КГТУ представлены на рисунках1 и 2 соответственно.
Рисунок 1 – Принципиальная тепловая схема КГТУ с впрыском
пара: К – компрессор; ПН – питательный насос;
ХВО – химическая водоочистка; РПВ– резервуар питательной воды;
П – потребитель; ТВД – турбина высокого давления; ТНД – турбина
низкого давления; КС – камера сгорания
Рисунок 2 – Цикл КГТУ выполненной по схеме рисунка 1:
– тепло подведенное в КС;– тепло теряемое с отработавшими газами;
– тепло подводимое пару в КС;– тепло утилизации;
– давление перед силовой турбиной
Описание конструкции турбины КГТУ
Турбины высокого и низкого давления – двухступенчатые. Роторы турбин – дисковые сборные. Ротор турбины высокого давления фланцем соединяется с ротором компрессора а ротор турбины низкого давления – с промежуточным валом.
Корпус турбины высокого и низкого давления представляет собой общую осесимметричную двухстенную конструкцию. Внутренняя часть корпуса образована обоймами в которых размещены направляющие аппараты турбин. Между турбинами высокого и низкого давления имеется тонкостенная промежуточная часть. Между наружной и внутренней стенками промежуточной части имеется толстый слой изоляции. Конструкция проточной части выполнена в виде термоэластичных направляющих аппаратов.
Расчёт проточной части турбины на номинальном режиме
1 Выбор основных параметров установки
Расходная составляющая скорости потока сz принята равной 220000 мс – одной и той же для ТВД и ТНД.
Коэффициент возврата тепла α = 103 [2] тогда
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий с учётом коэффициента возврата тепла αz
H0 = αz·HТО= 10225·769660 = 786977 кДжкг.
Ометаемая площадь рабочих лопаток последней ступени газовой турбины
где Gг ТНД = Gг + Gв·охлТВД = 53812 + 51495·0050 = 56387 кгс – расход газа через ТНД (будет больше расхода газа через ТВД на величину расхода воздуха на охлаждение ТВД который возвращается в проточную часть турбины перед ступенью ТНД)
Удельный объём газа за турбиной
С целью уменьшения потерь с выходной скоростью за турбиной устанавливается осерадиальный диффузор с к.п.д. д = 07 и степенью диффузорности
При этом скорость потока газа за диффузором
сд = czn = 2202 = 110 мс.
При установке за последней ступенью турбины диффузора удельный объём газа за рабочими лопатками последней ступени станет больше удельного объёма газа за диффузором вследствие понижения давления перед диффузором pz по сравнению с величиной pII за диффузором (рисунок 2).
Рисунок 2 – Процесс расширения газа в турбине с диффузором за
Изоэнтропийный перепад энтальпий в диффузоре
Потери энергии в диффузоре
Потери энергии с выходной скоростью за диффузором
Температура газа в точке В'
Температура газа за последней ступенью в точке В
Давление газа перед диффузором
где и k взят по и α = 1702.
Удельный объём газа за последней ступенью
Уточнённое значение ометаемой площади
Перепад энтальпий соответствующий расходной составляющей скорости потока за последней ступенью турбины
2 Распределение теплоперепадов по ступеням и расчёт диаграммы
состояния рабочего тела
Поскольку расширение газа в турбине происходит до давления pz pII то перепад энтальпий в турбине H0 возрастёт на величину изоэнтропийного перепада энтальпий в диффузоре hд тогда
αz·Н*Т0 = αz·HТ0 + hд0 = 786977 + 12705 = 799682 кДжкг.
Перепад энтальпий в ТВД
Располагаемый перепад энтальпий на одну ступень в ТВД при равном распределении его по ступеням
Полный перепад энтальпий на каждую ступень ТВД в предположении полного использования выходной кинетической энергии газа из предыдущей ступени
Перепад энтальпий в ТНД
Располагаемый перепад энтальпий на одну ступень в ТНД при равном распределении его по ступеням
Если предположить что в первой ступени ТНД используется 90 % выходной кинетической энергии из последней ступени ТВД то полный перепад энтальпий в первой ступени ТНД будет равен
Теплоперепад во второй ступени ТНД
Диаграмма состояния газа рассчитана и построена в предположении расширения газа от полных параметров перед турбиной до давления за последней ступенью pz (рисунок 3). При этом принято Тz = 821660 К; Т1* = 1383000 К; пол=088; число участков диаграммы n = 6 (для обеспечения точности расчётов). Давление удельный объём и перепад энтальпий определены по формулам:
Результаты расчётов представлены в таблице 1. На диаграмме состояния газа показано распределение перепадов энтальпий по ступеням ТВД и ТНД и обозначены расчётные точки параметров газа перед и за ступенями а также в осевых зазорах ступеней по среднему диаметру.
Таблица 1 – Параметры газа на политропе расширения А-В
Обозначение параметра и его размерность
Значения на политропе расширения
Отношение температур
Температура конца участка
Средняя температура участка
Разность температур на участке
Средняя теплоёмкость участка (по Тср)
Показатели изоэнтропы (по Тср)
Давление в конце участка
Перепад энтальпий на участке
Рисунок 3 – Диаграмма состояния газа
3 Расчёт проточной части турбины высокого давления
Вся мощность развиваемая ТВД идёт на привод компрессора. Перепад энтальпий в ТВД Н0 ТВД = 398956 кДжкг. Из этого перепада 24200 кДжкг затрачивается на создание расходной составляющей скорости потока сz перед ТВД которую примем постоянной по всем ступеням газовой турбины (в ТВД и ТНД). Располагаемый перепад на каждую ступень ТВД h0 ТВД = 187378 кДжкг а полный h*0 ТВД = 211578 кДжкг. Корневой диаметр ротора ТВД примем постоянным. Закрутку лопаток будем считать близкой к закону постоянной циркуляции. Принятые условия для ТВД запишутся следующим образом:
d'ТВД = h0 ТВД = h*0 ТВД = cz = rcu idem.
Это позволяет провести подробный расчёт последней ступени ТВД а первую ступень получить «подрезкой» из последней так как при принятых условиях все ступени ТВД на сходственных радиусах будут иметь одинаковые условия работы параметры и кинематику потока.
Примем расходы рабочего тела по лопаточным венцам ТВД следующими:
G11 = Gг = 53812 кгс;
G21 = Gг + 002·Gв = 53812 + 002·51495 = 54842 кгс;
G12 = G21 + 0015·Gв = 54842 + 0015·51495 = 55614 кгс;
G22 = G12 + 001·Gв = 55614 + 001·51495 = 56129 кгс.
Удельный объём газа за рабочими лопатками второй ступени ТВД 22=0761 м3кг. Ометаемая площадь рабочих лопаток второй ступени ТВД
Удельный объём газа за рабочими лопатками первой ступени ТВД 21=0487 м3кг. Ометаемая площадь рабочих лопаток первой ступени ТВД
3.1 Расчёт второй ступени ТВД
Расчёт второй ступени ТВД начинаем с корневого диаметра. Окружная скорость у корня ступени из условия осевого выхода потока
Корневой диаметр ступени
Внешний диаметр рабочих лопаток
Средний диаметр рабочих лопаток
Высота рабочих лопаток
В корневом сечении окружная составляющая абсолютной скорости потока в предположении осевого выхода потока из ступени
Абсолютная скорость выхода потока
Перепад энтальпий в направляющем аппарате
Перепад энтальпий в рабочем колесе
Степень реактивности у корня ступени
Относительная скорость газа на входе в рабочее колесо
Угол входа потока в рабочее колесо
Относительная скорость газа на выходе из рабочего колеса
Угол выхода потока из рабочего колеса
Условие '2 ≤ '1 выполняется.
Окружная составляющая абсолютной скорости выхода газа из рабочего колеса
с’2 cz = 220 мс и α2= 86056º.
Среднее сечение ступени рассчитывается в предположении обеспечения закрутки потока по закону постоянной циркуляции т.е. сz = const и rcu = const.
Средний диаметр направляющего аппарата при условии с1z = c2z = cz = const будет несколько меньше диаметра рабочего колеса (вследствие меньших значений удельного объёма газа в зазорах ступени по сравнению с его значением за рабочим колесом). Примем в первом приближении значение
d12 = d22 – 0004 = 0977 – 0004 = 0973 м.
Окружная скорость на этом диаметре
Окружная составляющая абсолютной скорости потока
Степень реактивности на среднем диаметре
Зная h22 по диаграмме состояния газа определим параметры газа в осевом зазоре второй ступени ТВД на среднем диаметре отложив от конца процесса второй ступени отрезок h22:
Т12 = 1133 К; 12 = 0707 м3кг; p12 = 0459 МПа.
Найденному удельному объёму соответствует площадь кольца занятого направляющими лопатками второй ступени ТВД
Внешний диаметр направляющего аппарата второй ступени ТВД
Средний диаметр направляющего аппарата
что совпало с ранее принятым значением.
Высота направляющих лопаток
Окружная составляющая относительной скорости выхода газа из рабочего колеса
w22u = w22·cos 22 = 390115·cos 34328º = 322166 мс.
Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса
с2’ cz = 220 мс и α2 = -86039º.
Расчёт периферийного сечения второй ступени ТВД ведём в той же последовательности что и для среднего сечения с учётом различных значений окружных скоростей в осевом зазоре и за рабочим колесом а именно:
w''2u = w''2·cos ''2 = 405752·cos 32834º = 340931 мс;
с''2 cz = 220 мс и α''2= 86306º.
3.2 Расчёт первой ступени ТВД
Расчёт первой ступени ТВД при принятых условиях (d'ТВД = h0 ТВД = = h* 0 ТВД = cz = r·cu idem однотипные направляющие и рабочие лопатки) сводится к определению параметров потока по среднему диаметру за рабочим колесом и за направляющим аппаратом и высоты направляющих и рабочих лопаток.
Параметры газа за первой ступенью ТВД определяем по диаграмме состояния (рисунок 3):
Т21 = 1239 К; 21 = 0487 м3кг; p21 = 0726 МПа.
Ометаемая площадь рабочих лопаток первой ступени ТВД
Относительная высота рабочих лопаток первой ступени ТВД составляет
от высоты рабочих лопаток второй ступени ТВД. Принимая с достаточной для расчётов точностью найдём по 05 (рисунок 4): ρ11 = 0128;
h21 = ρ11·h0 ТВД = 0128·187378 = 23984 кДжкг
и параметры потока по среднему диаметру за направляющими лопатками первой ступени ТВД (рисунок 3):
Т11 = 1254 К; 11 = 0462 м3кг; p11 = 0776 МПа.
Ометаемая площадь направляющих лопаток первой ступени ТВД
Внешний диаметр направляющего аппарата первой ступени ТВД
Значения параметров потока в контрольных сечениях первой ступени ТВД на диаметрах d ' d и d '' находим по характеристикам второй ступени ТВД для соответствующих значений = 0; 0326; 0651 (рисунок 4). Значения найденных параметров представлены в таблице 2.
Таблица 2 – Значения параметров потока в сечениях первой ступени ТВД
Рисунок 4 – Изменение параметров потока по высоте лопаток ТВД
Рисунок 5 – Треугольники скоростей в трёх сечениях второй ступени ТВД
4 Расчёт проточной части турбины низкого давления
4.1 Расчёт второй ступени ТНД
Расчёт второй ступени ТНД производим в той же последовательности что и второй ступени ТВД.
Примем расходы рабочего тела по лопаточным венцам ТНД следующими:
G13 = G22 + 0005·Gв =56129 + 0005·51495 = 56386 кгс;
G23 = G13 = 56386 кгс;
G14 = G23 = 56386 кгс;
G24 = G14 = 56386 кгс.
Уточнённое значение ометаемой площади рабочих лопаток ТНД
Окружная скорость у корня ступени из условия осевого выхода потока
Разность корневых диаметров ТВД и ТНД составляет
d 'ТНД – d 'ТВД = 1031–0914=0117 м
что является приемлемым по конструктивным соображениям т.к. угол наклона внутренней обечайки переходного патрубка между ТВД и ТНД не превышает при этом 10о.
Как и для ступеней ТВД выбираем закрутку лопаток ТНД по закону близкому к закону постоянной циркуляции (потенциального вихря).
Перепад энтальпий в рабочем колесе второй ступени ТНД
с '2 c2z = 220 мс α '24 =85789º т.е. у корня ступени обеспечивается практически осевой выход потока.
Примем в первом приближении значение
d14 = d24 – 0026 = 1199 – 0026 = 1173 м.
Зная h24 по диаграмме состояния газа определим параметры газа в осевом зазоре второй ступени ТНД на среднем диаметре отложив от конца процесса второй ступени отрезок h24 (рисунок 3):
Т14=859 К; 14=2042 м3кг; p14=0119 МПа.
w24u=w24·cos24 =·cos31706º=356124 мс.
с2 cz = 220 мс и α24 = -87180º.
w ''2u=w ''2·cos ''2=453322·cos29033º=396358 мс;
с ''2 cz = 220 мс и α ''24= -89299º.
4.2 Расчёт первой ступени ТНД
Расчёт первой ступени ТНД при принятых условиях (d 'ТНД = cz = = h0 ТНД = cz = rcu idem однотипные направляющие и рабочие лопатки) сводится к определению параметров потока по среднему диаметру за рабочим колесом и за направляющим аппаратом и высоты направляющих и рабочих лопаток.
Параметры газа за первой ступенью ТНД определяем по диаграмме состояния (рисунок 3):
Т23=963 К; 23=1291 м3кг; p23=0214 МПа.
Ометаемая площадь рабочих лопаток первой ступени ТНД
Высота рабочих лопаток первой ступени ТНД составляет
от высоты рабочих лопаток второй ступени ТНД. Принимая с достаточной для расчётов точностью найдём по 05 (рисунок 6): ρ23=0187;
h23 = ρ23·h0 ТНД = 0187·200363 = 37468 кДжкг
и параметры потока по среднему диаметру за направляющими лопатками первой ступени ТНД (рисунок 3):
Т13=989 К; 13=1162 м3кг; p13=0245 МПа.
Ометаемая площадь направляющих лопаток первой ступени ТНД
Внешний диаметр направляющего аппарата первой ступени ТНД
Значения параметров потока в контрольных сечениях первой ступени ТНД на диаметрах d’ d и d’’ находим по характеристикам второй ступени ТНД для соответствующих значений 0280; 0560 (рисунок 6). Значение найденных параметров представлены в таблице 3.
Таблица 3 – Значения параметров потока в сечениях первой ступени ТНД
Рисунок 6 – Изменение параметров потока по высоте лопаток ТНД
Рисунок 7 – Треугольники скоростей в трёх сечениях ступени ТНД
Таблица 4 – Основные параметры ступеней
Внутренний диаметр м
Средний диаметр НА м
Внешний диаметр НА м
Высота направляющих лопаток м
Высота рабочих лопаток м
Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0 кДжкг
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0* кДжкг
Окружная скорость на среднем диаметре НА мс
Условная скорость C0 мс
Характеристическое отношение C0
Полный перепад энтальпий в направляющем аппарате h1* кДжкг
Перепад энтальпий в рабочем колесе h2 кДжкг
Степень реактивности на среднем диаметре ρ
Коэффициент потерь энергии в направляющем аппарате 1
То же в рабочем колесе 2
Скорости и углы потока на среднем диаметре
Определение размеров диффузора
За турбиной располагается диффузор осерадиального типа со степенью диффузорности n=20. Задача расчёта диффузора сводится к определению длины его средней линии при заданном угле раствора эквивалентного диффузора γ=18º.
Площадь входного сечения диффузора
F1д=·dz·l1д= ·1199·0202=0761 м2
l1д= lz+Δ 'д+Δ ''д=0168+01·0168+01·0168=0202 м.
Площадь выходного сечения диффузора
Длина средней линии диффузора находится по эквивалентному прямому
диффузору. Принимаем
Ширина канала на выходе осерадиального диффузора l2д находится по уравнению неразрывности с соблюдением принятой степени диффузорности:
где d2д = 1325 м принят по конструктивным соображениям.
Определение потерь энергии и КПД
Определим потери энергии и к.п.д. на примере второй ступени ТВД.
Теоретическая абсолютная скорость газа в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом
Потери энергии в направляюще аппарате
где – коэффициент потери энергии в направляющем аппарате.
Теоретическая относительная скорость газа за рабочим колесом
Потери энергии в рабочем колесе
где – коэффициент потери энергии в рабочем колесе.
Коэффициенты потерь энергии и берутся осредненными по высоте лопаток то есть с учетом вторичных перетеканий на концах лопаток.
Относительный радиальный зазор по рабочим лопаткам
где = 1000 мм – радиальный зазор по рабочим лопаткам.
Потери энергии от протечек через радиальный зазор у периферии ступени
где a = 0600 – опытный коэффициент для ступени с уступом.
Диаметр уплотнения в направляющем аппарате
где = 1000 мм – радиальный зазор по направляющим лопаткам.
Площадь радиального зазора в направляющем аппарате
Величина утечек у корня ступени
где – коэффициент расхода через щель уплотнения в направляющем аппарате;
z = 8 – число щелей уплотнения.
Потери энергии от протечек через радиальный зазор у корня ступени
Потери мощности на трение диска или ротора о газ
где – удельный объем газа в осевом зазоре;
– средний диаметр рабочего колеса;
– окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса.
Потери энергии на трение диска или ротора о газ
Сумма потерь энергии в ступени
Использованный перепад энтальпий в ступени
Коэффициент полезного действия ступени
Таблица 5 – Потери энергии и КПД ступеней
Теоретическая скорость выхода потока из НА c1t мс
Коэффициент потерь энергии в НА 1
Потери энергии в НА Δh1 кДжкг
Теоретическая скорость выхода потока из РК w2t мс
Коэффициент потерь энергии в РК 2
Потери энергии в РК Δh2 кДжкг
Радиальный зазор по рабочим лопаткам мм
Относительный радиальный зазор по рабочим лопаткам
Потери энергии у периферии ступени Δhе" кДжкг
Давление перед ступенью p0 МПа
Давление торможения перед ступенью p0* МПа
Давление в осевом зазоре p1 МПа
Удельный объём торможения перед ступенью
Число гребней уплотнения по направляющему аппарату z шт.
Радиальный зазор по гребням НА ' мм
Диаметр уплотнения в НА м
Площадь радиального зазора в НА м2
Коэффициент расхода
Величина утечек у корня ступеней ΔG' кгс
Потери энергии от протечек у корня ступени Δhе' кДжкг
Потери энергии на трение диска Δhтр кДжкг
Сумма потерь энергии в ступени ΣΔh кДжкг
Использованный перепад энтальпий в ступени h кДжкг
Располагаемый перепад энтальпий в ступени h0 кДжкг
Использованный перепад энтальпий в турбине
Внутренний к.п.д. турбины
Использованный перепад энтальпий в турбине при отсутствия диффузора
Внутренний к.п.д. турбины при отсутствии диффузора
Выигрыш в к.п.д. турбины от применения диффузора за последней ступенью турбины составляет .
Так как полученное в результате расчётов значение к.п.д. турбины оказалось ниже первоначально принятого (0872 вместо 0880) то необходимо уточнить значения удельной эффективной работы ГТУ и эффективной мощности .
Уточненная удельная эффективная работа ГТУ с учетом охлаждения
где – уточненный внутренний КПД турбины с учетом потерь от охлаждения в проточной части турбины.
Уточненная эффективная мощность ГТУ
Технико-экономические показатели газовой турбины
Уточненная эффективная мощность ГТУ .
Уточненный удельный расход газа
Подвод теплоты в камере сгорания
Уточненный эффективный КПД форсированной (контактной) газотурбинной установки
Уточненный удельный расход тепла ГТУ
Список использованных источников
Арсеньев А.В. Комбинированные установки с газовыми турбинами А.В. Арсеньев В.Г. Тырышкин. – учеб. пособие для вузов – Л: Машиностроение 1982. – 247с.
Арсеньев А.В. Газотурбинные установки. Конструкции и расчёт: Справочное пособие А.В. Арсеньев В.Г. Тырышкин. – учеб. пособие для вузов – Л: Машиностроение 1978. – 232с.
Шубенко-Шубин Л.А. Газотурбинные установки. Атлас конструкций и схем Л.А. Шубенко-Шубин. – М: Машиностроение 1976. – 164с.
Кириллов И.И. Теория турбомашин И.И. Кириллов. – учеб. пособие для вузов – Л.: Машиностроение 1972. – 535с.
Кузьмичёв Р.В. Расчёт и проектирование газотурбинных установок газоперекачивающих станций Р.В. Кузьмичёв.– учеб. пособие для вузов – Брянск: БИТМ 1987. – 88с.

Чертёж.cdw

Продольный разрез газовой турбины
газотурбинной установки ГТН - 25