Соколов В.С. Газотурбинные установки

Подождите немного. Документ загружается.

Мощность, которая передается валу турбины от одной ступени Л/,-

ст

, называемая

внутренней мощностью, оказывается меньше мощности N

, развиваемой потоком газа на

рабочих лопатках ступени, на значение дополнительных потерь:

Рис. 80. Перетечки газа в ступени турбины

-\N

-AN

Коэффициент полезного действия, учитывающий все эти, потери, называют внутренним

относительным кпд ступени:

Г - Лу#

= (NJN

) - (AN

) - {AN

) = т,

ол

— С

тс

- ;

§ 16. Рабочий процесс в многоступенчатой турбине

Перед турбиной с числом ступеней z газ .имеет давление р

и температуру То, которые

определяют его энтальпию to (рис. 82), а за последней ступенью он расширяется до

давления p

Если бы турбина была идеальным двигателем, процесс расширения газа закончился бы в

точке е и при давлении р

он имел бы энтальпию i

. В действительности небольшая часть

энергии преобразуется снова в тепловую энергию в основном за счет трения потока газа о

поверхности ротора и корпуса турбины. Процесс расширения газа в реальной турбине

идет с ростом энтропии и изображается кривой df. Разность начальной и конечной энталь-

пий при йзоэнтропийном расширении таза называют располагаемым теплоперепадом

=й> — *'**• <

Часть потенциальной энергии газа, которая вместо механической энергии преобразуется в

теплоту, называют потерями. Работа L

, которую развивает 1 кг газа в турбине, меньше

располагаемого теплоперепада и равна использованному теплоперепаду #<:

= /

— i

= Hi-

Отношение использованного теплоперепада к располагаемому— относительный

внутренний кпд турбины r\oi=Hi/Ho — характеризует совершенство процесса расширения

газа в ней.

В многоступенчатой турбине полный располагаемый теплопе-

г)

Рис. 81. Уплотнения:

а — концевое, б — корневое, в — бандажное; 1,3 — корпус и ротор турбины, 2— гребень уплотнения, 4— диафрагма, 5 —

диск, 5 т- бандаж \

репад Но от начального состояния газа перед первой ступенью, до давления за последней

ступенью распределятся между ступенями. На i, «-диаграмме (рис. 83) видно, что ho

сравнению с идеальной турбиной потери энергии в каждой ступени реальной турбины

вызывают повышение температуры газа перед последующими ступенями. Располагаемый

теплоперепад для любой промежуточной ступени реальной турбины, например для

третьей Аоз, несколько превышает располагаемый теплоперепад Аоз', приходящийся на

ту же ступень в идеальной турбине.

Следовательно, потери в ^предыдущих ступенях вызывают увеличение теплоперепада в

последующих ступенях и могут быть вновь частично преобразованы в полезную работу:

[(#о +

(1 + <7т),

где Q=2(ft

— h'oi).

Отношение Q/#

=<7T называют коэффициентом возврата теплоты.

Так как коэффициент возврата теплоты <?

всегда больше нуля, внутренний

относительный кпд турбины T]OJ будет всегда больше, чем внутренний относительный

кпд отдельной ступени щ^. Обычно <7т колеблется от 0,04 до 0,1.

Если расход газа G через турбину известен и постоянен, можно определить внутренние

мощности, развиваемые соответственно реальной и идеальной турбинами: #

=GHi- N

iT0

=GH

Мощность Ni

не вся используется потребителем, так как большая ее часть Ni

расходуется на привод компрессора и тратится на сжатие в нем воздуха.

Таким образом, внутренняя полезная работа ГТУ

Рис. 82. Тепловой процесс

расширения газа в турбине

в (, s-диаграмме

Рис. 83. Процесс расширения пара в многоступенчатой турбине

Помимо внутренних потерь энергии в турбине и компрессоре, а также в магистралях

воздуха и газа, которые оказывают непосредственное влияние на состояние рабочего тела,

имеются внешние потери энергии, уменьшающие полезную работу и не изменяющие

состояние рабочего тела. Внешними являются потери энергии вследствие трения в

подшипниках и утечки газа через концевые уплотнения, а также ее затраты на привод

топливного и масляного насосов, регулятора, насоса охлаждающей воды и др. Чтобы

определить эффективную мощность ГТУ, сумму этих потерь ДМ необходимо вычесть из

ее внутренней полезной работы:

Отношение эффективной мощности к внутренней называют механическим кпд ГТУ:

Отношение эффективной мощности к действительному количеству теплоты,

затраченному в камере сгорания, называют эффективным кпд ГТУ:

где qi=qi + Aqi — удельное количество теплоты, выделенной при сгорании топлива с

учетом потерь в камере сгорания от излучения и недожога A^i.

Кпд камеры сгорания зависит от потерь Д^:

" ft/ft'-

Таким образом, формулу для определения эффективного кпд ГТУ можно записать

Ъ = — ^7—,,

или

Че = 'ЧГЧиЧкс-

Механический кпд ГТУ зависит, от механических кпд турбины и компрессора:

4% '

?в Г

где Д/VMT и ДЛ^мк — механические потери мощности в турбине и компрессоре; G

и G

— расходы газа через турбину и воздуха через компрессор. -

Эффективный кпд ГТУ можно выразить также через работу турбины и компрессора:

Механический кпд ГТУ и механический кпд турбины и компрессора связаны

коэффициентом полезной работы ср:

§ 17. Определение числа ступеней и основных размеров проточной части газовой

турбины

При расчете тепловой схемы ГТУ определяют температуры Т

и T

и давления р

и ра

торможения газа соответственно перед входным патрубком турбины в сечении се и за ее

выхлопным патрубком в сечении dd (рис. 84). Параметры газа перед первой ступенью

турбины (в сечении 00) и за последней ее ступенью (в сечении zz) будут несколько иными,

так как во входном и выхлопном патрубках часть энергии потока газа теряется.

В результате того, что весь располагаемый теплоперепад Я

на газовую турбину невелик,

потери в патрубках заметно сказываются на его значении и определять его следует с

учетом этих потерь.

Степень совершенства входного и выхлопного патрубков характеризуется их

коэффициентами полезного действия fj

x и т^вых, которые лежат в следующих пределах:

Т1вх=0,94-0,95; Т1вых= =0,4-4-0,6.

Давления торможения р

пр

соответственно в сечениях ОО и zz можно найти, если

известны потери давления во входном Д/?

* и в выхлопном Ара* патрубках:

Рис. 84. Схема проточной части • турбины:

1,2 — входной и выхлопной патрубки, 3_=т-проточная часть

При небольших (дозвуковых) скоростях потока эти потери давления приближенно

составляют:

где со, w

, с

и Wd — скорости газа перед сопловым аппаратом первой ступени, перед

входным патрубком, за последней ступенью турбины и за выхлопным патрубком; Q

И QH

— плотности газа перед турбиной и за ней.

При определении плотности газа можно пренебречь изменением давлений во входном и

выхлопном патрубках и использовать следующие зависимости?

где Rr — газовая постоянная рабочего тела в турбине.

Обычно значения скоростей в патрубках лежат в следующих пределах: с

=7О.Ч-1ОО м/с;-

ау

=30-ь40 м/с; с

= 100-М50 м/с; ay

=30-b50 м/с.

Располагаемый теплоперепад на все ступени турбины приближенно можно определить по

формуле

-m,

)

i — r.s

где 6z=Po*/Pz — степень расширения газа в проточной части турбины.

Число ступеней в турбине определяют с учетом коэффициента возврата теп лоты. q

г =

р — средний теплоперепад на ступень.

Средний теплоперепад на ступень оценивают по теплоперепаду на первую H

i и

последнюю Н

ступени:

Изоэнтропийные теплоперепады Hoi и H

, в свою очередь, зависят от окружной скорости

в корневом сечении рабочих лопаток и ее отношения к скорости Са в первой и

последней ступенях:

и _; "

. и _

и2|с

ZXjK

ZYL

ГДе JCIK=UIK/COI; •#гк

Мж/Саг-

Для определения числа ступеней г оценивают окружную скорость в корневом сечении

лопаток ы

, выбирают х

в пределах 0,45—0,5 (при степени реактивности 3—15%),

задаются q

— =0,02-7-0,04. Полученное значение округляют до целого.

При конструировании турбин прежде всего определяют размеры проточной части: высоту

сопловых и рабочих лопаток; средние диаметры ступеней, в которых они расположены;

размеры хорд лопаток и др. Диаметры и длина корпуса и ротора турбины зависят от

размеров ее проточной части.

Схема ступени газовой турбины с указанием основных размеров, которые прежде всего

требуется рассчитать, показана на

рис. 85. Это корневые диаметры сопловой q

и рабочей dia решеток и диаметры dm и dai

вершин их лопаток.

Окружную скорость ы

в корневом сечении рабочих лопаток выбирают возможно

большей, однако такой, чтобы силы, возникающие > при вращении, не могли разрушить

рабочие лопатки. Зная ориентировочно значение ы

, можно оценить теплоперепад на

ступень #о

ст

Значение x

выбирают таким, при котором кпд ступени будет наибольшим. Для

ориентировочного определения размеров ступени достаточно рассчитать скорости потока

на ее среднем диаметре. Угол выхода потока из сопловой решетки ctiK выбирают в

пределах 14—20°. Степень реакции Q

на среднем диаметре ступени определяют,

задавшись степенью реакции в корневом сечении Q

рабочих лопаток:

-l-(l-p

)(d

/dcp>

Диаметр лопатки в корневом сечении d

можно найти по выбранной окружной скорости

и известной частоте вращения п

Рис. 85. Схема ступени

газовой турбины:

1 — сопловая решетка, 2 —

рабочая решетка

ротора:

= uJiitn).

Для расчета Q средний диаметр задают ориентировочно.

Далее, зная степень реакции, можно определить теплоперепады на сопловую и рабочую

решетки, а затем рассчитать скорости потока.

Так как расход газа G через турбину известен из теплового расчета ГТУ, можно по

следующим формулам определить диаметры периферии рабочих лопаток:

1к-

Itp jCf COS O£

2К

:+■

яргСа cos a

где Qi и Q2 — плотности газа за сопловой и рабочей решетками. ,

Длину сопловой лопатки у ее выходной

кромки выбирают чуть больше длины рабочей

лопатки у, ее входной кромки. Причем лопатки располагают друг относительно друга так,

чтобы вершина рабочей была чуть выше (на б

) вершины сопловой, а корневое сечение

рабочей—чуть ниже (на б

) корневого сечения сопловой. Значения б

и б

называются

перекрышами. Эксперименты показывают, что они позволяют повысить кпд ступени

вследствие улучшения структуры потока у вершин и корней лопаток.

§ 18. Характеристики газовых турбин

При изменении режима работы турбины изменяются температура, давление и расход газа,

а также частота вращения ротора *. Связь между этими величинами при изменении

нагрузки называют характеристикой турбины.

Для построения характеристики турбины удобно пользоваться не абсолютными, а

относительными величинами. В этом случае можно не строить характеристики для

каждой температуры или " каждого давления газа, а учесть их влияние заранее, используя,

приведенные расход и частоту вращения*: G

=GyT

; п

=/г/у7

Температура и давление газа могут быть выбраны в любой характерной точке проточной

части турбины, например температура Т

и давление р

перед турбиной.

На практике удобнее пользоваться не абсолютными, а относительными приведенными

расходом и частотой вращения:,

Gn_ __ _G_ Pgo -I/ Zk_- "п _

-1 / Тд> Опо Go Рс V Т

с0

' п

по

У Т

* Если турбина приводит во вращение работающий на сеть электрический

генератор, то частота вращения ее ротора постоянна.

Индексом 0 обозначены величины, относящиеся к расчетному режиму работы турбины;

без этого индекса даны величины, относящиеся к режиму частичной нагрузки.

„ Относительные величины принято для краткости обозначать сверху чертой:

Go '. Рсо

Используя эти обозначения, запишем

формулы в таком виде:

Эти величины являются независимыми параметрами. При их изменении изменяются

степень расширения б и кпд т]

турбины.

Рнс. 86. Характеристика турбины

Рис. 87. Зависимость кпд турбины от х

В общем виде характеристиками турбины являются зависимости степени расширения б и

кпд т)

от относительного приведенного расхода и относительной приведенной частоты

вращения.

Самый точный способ определения характеристик-—испытания турбины, при которых на

каждом режиме измеряют температуру, давление и расход газа, частоту вращения ротора

и определяют кпд.

Однако испытания турбины сложны.дороги и не всегда возможны. Поэтому в ряде

случаев для построения характеристики турбины используют приближенные расчетные

методы. На рис. 86 сплошной линией показана зависимость, степени расширения б,

пунктирной линией — зависимость кпд турбины от относительного приведенного расхода

газа G

- Серию таких кривых, совмещенных на одном графике, называют универсальной

характеристикой турбины. Зависимости б от G

построены при постоянной приведенной

частоте вращения.

Относительный приведенный расход (7

= 1 соответствует расчетному режиму работы

турбины. При этом степень расширения также равна расчетному значению по, а кпд

турбины — наибольший. При увеличении или уменьшении расхода по сравнению с

расчетным кпд турбины будет уменьшаться.

Обычно при постоянной степени расширения б изменение относительной приведенной

частоты вращения мало влияет на относительный приведенный расход G

. В этом случае

можно серию кривых заменить одной кривой при й

=«по (где гё^о — относительная

приведенная частота вращения на расчетном режиме работы турбины). Зависимость G

от

б тогда можно приближенно рассчитать по формуле Стодола — Флюгеля:

~ 11 1 /а • / ■"

Приближенно можно считать также, что кпд турбины совпадает с кпд ее средней ступени

(по отношению к началу и концу проточной части). Кпд ступени зависит от значения

=и/с

, где и — окружная скорость, а с

— некоторая фиктивная скорость, которая

зависит от теплоперепада на ступень Яо/г (где Но— располагаемый теплоперепад на

турбину, z— число ступеней в турбине).

Если зависимость кпд ступени от х

получена экспериментально, или рассчитана, то

можно приближенно считать, что известйа также зависимость кпд турбины г)т от х

Обычно в этой зависи* мости используют также относительное значение х

=Ха/х

о (где

значение х

а0

соответствует расчетному режиму).

Так же как для ступени, существует такое значение х

, при котором кпд турбины

становится наибольшим. Это значение х

как раз и соответствует расчетному режиму.

Относительное значение х

на расчетном режиме будет равно единице .(рис. 87). При

любом отклонении режима работы турбины от расчетного как в сторону увеличения х

так и в сторону уменьшения кпд турбины будет уменьшаться.

Контрольные вопросы

1. В результате чего возникают усилия на рабочих лопатках газовой турбины?

2. Почему кпд многоступенчатой турбины больше кпд ступени?

3. Как определяют основные размеры проточной части газовых турбин?

4. Какие параметры газовых турбин можно определить по их характеристикам?

Глава четвертая

Рабочий процесс в компрессоре

§ 19. Рабочий процесс в ступени компрессора

Ступень компрессора (рис. 88) состоит из рабочих лопаток /, расположенных на роторе 4

и неподвижных направляющих лопа- ■ ток 3, укрепленных в корпусе 2. Кольцевое

сечение

ступени.

прессора на среднем диаметре и треугольники скоростей показаны на рис. 89, а, б.

На входе в каналы между рабочими лопатками поток обладает кинетической энергией,

так, как он движется с некоторой скоростью С\. Так как ротор компрессора вращается и

рабочие лопатки движутся с окружной скоростью и, то относительная скорость о»! на

входе в рабочие каналы будет направлена под 'углом Pi к плоскости вращения. В рабочих

каналах одновременно совершаются два процесса: часть кинетической энергии потока

преобразуются в потенциальную энергию и механическая работа, совершаемая рабочими

лопатками, преобразуется в энергию потока. Каналы между рабочими лопатками

выполняются, как правило, расширяющимися, и поток в относительном движении

тормозится. В результате скорость ш

на выходе из рабочих каналов в относительном дви-

жении меньше скорости w

а давление потока в рабочей решетке заметно увеличивается

(pz>pi). Вследствие подвода механической энергии увеличивается не только

потенциальная, но и кинетическая энергия потока.

В абсолютном движении поток за рабочими лопатками имеет скорость сг, которая обычно

больше"скорости с\. С этой скоростью Сг поток под углом а

входит в каналы между

направляющими лопатками, которые также выполняются расширяющимися. В ре-

Рис. 88. Ступень компрессора:

1,3 — рабочая и направляющая лопатки, 2 —

корпус, 4 — ротор

Рис. 89. Кольцевое сечение ступени компрессора на среднем диаметре (а) и треугольники скоростей (б): / _

рабочая решетка, 2 — направляющая решетка

зультате часть кинетической энергии потока преобразуется в потенциальную энергию.

Скорость с

за направляющей решеткой становится меньше скорости сг, а давление

несколько возрастает (Рз>Рг)-

Тепловой процесс ступени компрессора можно изобразить в i. s-диаграмме (рис. 90). Если

бы в ступени компрессора не было потерь, на сжатие 1 кг воздуха необходимо было бы

затратить удельную работу

*-/.'■

Вследствие потерь в ступени реально затраченная на сжатие I кг воздуха работа

оказывается больше. На i, s-диаграмме она изображается отрезком

•J — г*

Из треугольников скоростей (см. рис. 89, б) можно также получить

= U (С

COS a

— Су COS а

) = U (W

COS Р

— W

COS Р

) .

Отношение изоэнтропийной работы А к реально затраченной яа сжатие Ао называют

изоэнтро-пийным кпд ступени компрессора:

Так же как и в ступени турбины, в компрессоре часть работы ступени преобразуется в

энергию потока в направляющей решетке, а часть — в рабочей. Отношение теплоперепада

Ар, соответствующего работе сжатия в рабочей решетке, к работе ступени h

— полному

теплоперепаду на ступень — называют степенью реактивности ступени компрессора

Рис. 90. Тепловой процесс ступени компрессора в i, s-диаграмме

р=А

=(с

—с

)/2. Обычно степень реактивности ступени компрессора на среднем диаметре

0,5—1,0. Так как поток в зазоре между направляющими и рабочими решетками

вращается, давление в этом зазоре увеличивается от корня к вершине рабочих лопаток. В

результате перераспределяются теплоперепады между направляющими и рабочими

лопатками, а также изменяется степень реактивности. Распределение степени

реактивности по высоте можно приближенно определить по формуле

Р = 1 - О - Рк)

где Q

,— степень реактивности у корня рабочей лопатки; d — диаметр сечения рабочей

лопатки, на котором необходимо рассчитать степень реактивности.

Усилия, действующие на рабочие лопатки компрессора, определяются так же, как усилия,

действующие на рабочие лопатки турбины.

~ § 20. Определение числа ступеней и основных размеров компрессора

В современных газотурбинных установках оптимальная степень сжатия зависит от их

схемы, а также начальной температуры газа Т

и изменяется в широких пределах (от 6 до

26). Расходы воздуха при этом, как правило, велики. В этих условиях оказывается

выгодным использовать для сжатия воздуха многоступенчатые осевые компрессоры.

При оптимальной степени сжатия В—13 число ступеней получается равным 12—14.

Ротор с таким числом ступеней можно разместить в одном корпусе. При еще больших

степенях сжатия число ступеней увеличивается настолько, что в одном корпусе

разместить их не удается и компрессоры выполняют двух- или ' трехкорпусными.

Тепловой процесс сжатия воздуха в многоступенчатом компрессоре в i, s-диаграмме

показан на рис. 91. Перед первой ступенью компрессора устанавливают входные лопатки,

в каналах между которыми поток ускоряется и приобретает нужное направление. Иногда

эти лопатки изготавливают поворотными, что позволяет при работе ГТУ изменять нап-

равление потока перед первой ступенью и повышает устойчивость, а также кпд

компрессора на режимах частичных нагрузок.

За последней ступенью компрессора устанавливают спрямляющие лопатки, каналы между

которыми выполняют расширяющими, что дает возможность преобразовывать часть

кинетической энергии потока за последней ступенью компрессора с*&/2 в потенциальную

(увеличить давление воздуха). За спрямляющими

Рис. 91. Тепловой процесс сжатия воздуха в многоступенчатом компрессоре в t, 5-диаграмме

лопатками, скорость потока уменьшается и он движется в направлении оси вращения

ротора.

Чтобы за счет кинетической энергии потока .еще в большей степени повысить его

давление, за спрямляющими лопатками устанавливают кольцевой расширяющийся канал-

диффузор. В диффузоре скорость потока вновь уменьшается и растет его давление. После

диффузора воздух направляется через выхлопной патрубок в камеру сгорания либо в

регенератор или непосредственно поступает в камеру сгорания.

Так как число ступеней г определяется как отношение общего теплоперепада Я

на

компрессор к среднему теплоперепаду Л

р на его Ступень (г=#

/Л

р), то предварительно

необходимо рассчитать эти величины по формулам:

где h

и h

— теплоперепады на первой и последней ступенях компрессора.

Для определения диаметров первой и последней ступеней и высоты лопаток прежде все-го

следует рассчитать окружную скорость периферии рабочих лопаток первой ступени

')'

где « — частота вращения ротора; VI=G/Q

— объемный расход воздуха; Q

— плотность

воздуха в первой ступени компрессора; vi = diu/din — относительный диаметр втулки

первой ступени; <pi=^ = c

/uin — коэффициент расхода (c

==c

sin ai — меридиональная

составляющая скорости потока).

Частоту вращения (с

-1

) ротора можно приближенно рассчитать по формуле

n ~ (300-=~1200)/J/V7.

Значение vi выбирают в пределах 0,5—0,8, а ф1 —0,3—0,5.

Рассчитав окружную скорость u

, можно определить диаметры периферии и корня

лопаток первой ступени:

Высоту рабочих лопаток первой ступени компрессора определяют по формуле

Теплоперепад на первую ступень ориентировочно можно рассчитать по формуле

fti = 0,8u

Для определения размеров последней ступени необходимо прежде всего выбрать закон

изменения одного из ее диаметров вдоль проточной части. Так, при постоянном диаметре

периферии рабочих лопаток (е(щ=const) получают наименьшее число ступеней- и диаметр

корня рабочих лопаток последней ступени определяют по формуле .

d-гк =

V™>

где V

—G/QZ — объемный расход воздуха через последнюю ступень {Q

— плотность

воздуха за последней ступенью). Высота рабочих лопаток последней ступени

Зная йгк, определяют

а затем теплоперепад на последнюю ступень.

•в*

Pff'1

причем Czs выбираются равной ci

или меньше нее. Число ступеней округляют до

ближайшего целого.

§ 21. Характеристики компрессоров

Характеристикой компрессора называют связь между кпд, приведенной частотой

вращения га ротора, приведенным расходом G

и степенью сжатия е на режимах-

частичных нагрузок. Такая характеристика называется универсальной (рис. 92).

На рис. 92 по оси ординат отложена степень сжатия е, а

по оси абсцисс —приведенный расход воздуха G

. Сплошные жирные линии рис. 92

соответствуют постоянной приведенной частоте вращения ротора,._ (п=const), а

сплошные тонкие линии — постоянному кпд компрессора (TIK=const ^

Характеристика начинается

при е=1 и G

=0. С увеличением расхода растет степень Рис. 92. Универсальная

характеристика сжатия. Точка Л соответствует ка компрессора расчетному режиму

=l; при

этом степень сжатия равна расчетной е

асч. а приведенная частота вращения я=1.

Обычно компрессоры проектируют так, чтобы кпд на расчетном режиме был

наибольшим.

С уменьшением расхода воздуха при постоянной степени сжатия изменяются углы

натекания потока на лопатки компрессора.

При слишком большом изменении угла натекания поток отрывается от лопаток —

возникает его «срыв», который захватывает сразу несколько лопаток. Зона срыва

перемещается по окружности по рабочим лопаткам со скоростью 0,5—0,7 от окружной

скорости ротора.. Наблюдаются также полные срывы потока, которые захватывают все

лопатки. При этом работа компрессора может стать неустойчивой.

Если для каждой степени сжатия определить расход, при котором режим работы

компрессора становится неустойчивым, то на универсальной характеристике можно

построить кривую, которая называется границей помпажа. Эта кривая на рис. 92 дана

пунктиром.

При неустойчивом режиме работы компрессора начинают резко изменяться давление и

расход рабочего тела. Эти изменения происходят периодически, их частота определяется

как характеристикой компрессора, так и особенностями сети, на которую он работает

(трубопроводы, камеры сгорания, газовая турбина), и они оказываются

самоподдерживающимися (так называемые автоколебания).

Автоколебательный процесс в тракте ГТУ, называемый помпа-жом, сопровождается

характерным шумом. Работа ГТУ в режиме помпажа не разрешается, так как это может

вызвать поломку лопаточного аппарата и другие последствия, приводящие к аварии. На

рис. 92 зона Б помпажа располагается выше пунктирной линии. Чтобы вывести

компрессор из помпажа, необходимо увеличить расход воздуха. Для этого служат