Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Том II. Компрессорная техника и пневматика в XXI веке - файл n1.doc

Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Том II. Компрессорная техника и пневматика в XXI веке
скачать (35174.8 kb.)
Доступные файлы (4):
n1.doc17611kb.13.09.2004 09:14скачать
n2.docскачать
n3.doc68kb.13.09.2004 09:14скачать
n4.doc118kb.13.09.2004 09:14скачать

n1.doc

1   2   3   4   5   6   7   8   9   10

SUMMARY

An analysis of experience and perspectives of the flexible couplings' application in different branches of industry is given. A conclusion is drown that the flexible couplings of the TRIZ Company satisfy all the present-day requirements and have many advantages in comparison with traditional tooth-type couplings.


применение метода универсального моделирования для проектирования проточной части нагнетателей ГПА
Галеркин Ю.Б., Данилов К.А., Миторофанов В.П.

Санкт-Петербургский государственнвй политехнический университет, Россия


Условные обозначения

b-ширина канала в направлении оси ротора, высота лопатки

D- диаметр

Л- угол установки лопатки колеса

Л- угол установки лопатки диффузора или обратно-направляющего аппарата

u- окружная скорость

w- относительная скорость потока

c- абсолютная скорость потока

сu- окружная проекция абсолютной скорости

- условный коэффициент расхода

Т= cu2/u2 – коэффициент теоретического напора

i – коэффициент внутреннего напора

- политропный КПД

k- показатель адиабаты

n- частота вращения ротора

R- газовая постоянная

Z- число лопаток


ВВЕДЕНИЕ

Располагая крупнейшими запасами природного газа, Россия имеет наиболее развитую сеть газопроводов для его транспортировки по огромной территории страны и за рубеж. Около 5 тысяч ГПА с центробежными нагнетателями мощностью от 6 до 25 мегаватт были установлены за годы создания газотранспортной системы и продолжают устанавливаться на строящихся газопроводах. Создание новых типов ГПА и сменных проточных частей центробежных нагнетателей необходимо для строительства новых газопроводов и модернизации действующих. ОАО “Газпром” привлекает к этой работе широкий круг организаций, включающий традиционных отечественных производителей, зарубежные компании и отечественные организации, привлекаемые в порядке конверсии.

Кафедра компрессорной, вакуумной и холодильной техники (КВХТ) участвует в этой работе. Созданные современные методы проектирования и оптимизации проточной части центробежных компрессоров позволяют кафедре сотрудничать с промышленностью в создании новых компрессоров, в том числе нагнетателей и их сменных проточных частей для газовой промышленности. Таблица 1 дает представление об активности кафедры КВХТ в этой области за последние годы. Не имеющие аналога принципы математического моделирования рабочего процесса позволили создать комплекс вычислительных программ, решающих все задачи оптимального проектирования и расчета характеристик - как отдельных ступеней, так и компрессоров в целом. Комплекс программ и его научные основы получили название Метод универсального моделирования [1,2,3].

Использование комплекса программ универсального моделирования позволило спроектировать высокоэффективные проточные части нагнетателей природного газа (ЦБН) и сменных проточных частей (СПЧ) нового поколения. Их особенность – использование ступеней с безлопаточными диффузорами (БЛД). Вследствие этого, и благодаря другим приемам профилирования, новые ЦБН и СПЧ имеют более широкую зону устойчивой работы, нежели аналогичные проточные части с лопаточными диффузорами(ЛД). Особо следует отметить, что ЦБН и СПЧ нового поколения имеют радиальные размеры, не превосходящие размеры аналогов с ЛД, что позволяет осуществлять модернизацию старых ЦБН с лопаточными диффузорами без замены корпусов. Известно, что оптимальная радиальная длина БЛД больше, чем у ЛД. Поэтому тот факт, что максимальный КПД новых машин с БЛД не уступает, или превосходит КПД аналогов с лопаточными диффузорами, следует считать важным достижением.
Таблица 1. Газодинамические проекты кафедры КВХТ СПбГПУ, реализованные в компрессорах газовой промышленности методом универсального моделирования

Название

Место установки

Разработчик –

Изготовитель

108-51-1Л

ГПА-10ДКС «Урал»

Уренгойгазпром,

Переоснащение д/ Ямбурггаздобыча

ОАО «Компресс. Комплекс»

СПЧ 108-71-1Л

ГПА-10ДКС «Урал»

Уренгойгазпром,

Переоснащение д/ Ямбурггаздобыча

- « -

108-81-1Л

ГПА-10ДКС «Урал»

Уренгойгазпром,

Переоснащение д/ Ямбурггаздобыча

- « -

398-23-1Л

ГПА –16УТГ «Урал»

КС Шатровская

Уралтрансгаз

- « -

398-27-1Л

ГПА –16 «Урал»-2

КС Сальская

КС Волгоградская

Волготрансгаз

- « -

СПЧ 650-1.37/76

ГПА –25-ПС «Урал»

КС Ириновская

Пермтрансгаз

- « -

48-61-1ГПА-4ПХГ «Урал»

КС Касимов

Мострансгаз

- « -

СПЧ НЦ-18/70-1.7

ГПА-Ц-18

КС Ныдинская

Тюментрансгаз

- « -

НЦ-16/76-1.44 «Урал»

КС «Синдор» Севергазпром

ОАО НПО «Искра»

СПЧ НЦ-16/76-1.44

КС «Кунгурская»

Пермтрансгаз

- « -

СПЧ 16/73 -/1.35

КС «Новокомсомольская»

Тюментрансгаз

- « -

СПЧ16/76 – 1.64

КС Ныдинская

Тюментрансгаз

-­ « -

НЦ-16М/76-1.44

(«сухой»)

КС «Соковка»

Самаратрансгаз

- « -

ГПА-Ц-4А/76-1.7

КС “Замьяны”

СМПО им. М.В.Фрунзе


Метод универсального моделирования является быстродействующим инструментом для оптимизации проточной части (целевая функция – максимально достижимый КПД). Быстрота расчета ожидаемых характеристик спроектированных проточных частей позволяет выбрать наилучший из нескольких сотен вариантов ступеней. Применение Метода позволило создавать новые проточные части с минимальной (или отсутствующей совсем) экспериментальной проверкой на модельных стендах. Понятно, что быстродействие достигается за счет отказа от детального описания формы проточной части. Хотя бы это не позволяет рассчитывать на абсолютную точность расчетов. Однако, основная причина возможного несоответствия рассчитанных и действительных характеристик – сложный характер газодинамических процессов и невозможность строгого решения уравнений движения вязкого газа. Поэтому, ни один из методов расчета, включая расчеты с помощью современных программ для вязкого пространственного газа, не могут давать абсолютно достоверных результатов.

При использовании Метода универсального моделирования следует иметь в виду, например, что расчет потерь напора в лопаточных решетках ведется по упрощенной, схематизированной диаграмме поверхностных скоростей. При этом для рабочих колес с разными коэффициентами напора схематизированная диаграмма в разной степени соответствует действительной диаграмме скоростей невязкого потока, наиболее полно отражающей особенности рабочего процесса [1,4].

По этой причине возникает необходимость введения разных выборок эмпирических коэффициентов для ступеней разного типа, так как стандартные эмпирические коэффициенты, отражающие свойства ступеней «средних» параметров, неадекватно описывают потери смешения для ступеней с очень большой и очень малой напорностью. Существуют и другие аналогичные проблемы.

Ниже представлен обзор проточных частей ЦБН и СПЧ нового поколения и сделано сравнение их расчетных характеристик с теми, что были получены при приемо-сдаточных испытаниях (ПСИ). Как известно, при ПСИ в качестве рабочего тела используется атмосферный воздух, перепускная магистраль(задуммисное пространство – всасывающий патрубок) заглушена, т.е. отсутствует влияние объемных потерь.
Общая характеристика процесса газодинамического проектирования

При проектировании Методом универсального моделирования: первоначально происходит расчет вариантов исполнения машины с помощью программы оптимизации одновального неохлаждаемого компрессора. Здесь возможны варианты исполнения машины с различным числом ступеней (от 1 до 4 в случае отношений давлений, характерных для машин данного типа), различных коэффициентов теоретического напора (T = cu2 / u2 от 0.3 до 0.8). При выборе одного из многочисленных вариантов могут приниматься во внимание разные соображения: ожидаемый КПД, оцененный предварительно с помощью системы параметрических уравнений [1], наиболее походящий для данного случая коэффициент напора, наконец, близость по коэффициентам расхода и теоретического напора к модельным ступеням кафедры КВХТ. Как правило, в качестве таких ступеней в последнее время выступают ступени семейства 20СЕ [5].

Следующим этапом является приведение эмпирических коэффициентов математической модели в соответствие с характеристиками модельной ступени, наиболее близкой к ступеням проектируемой проточной части. На этом этапе следует добиться наиболее близкого совпадения рассчитанных и измеренных безразмерных характеристик п, Т= f(). Это достигается как подбором эмпирических коэффициентов в модели потерь напора на расчетном и нерасчетных режимах, так и согласованием расчетной ми действительной напорной характеристики i= f().

Рассчитанный политропный КПД приводится в соответствие с экспериментальным КПД за счет варьирования долями отдельных видов потерь напора. Это потери трения на ограничивающих поверхностях, трения на поверхностях лопаток, потери смешения, ударные потери.

Внутренний напор в расчетной точке подбирается за счет варьирования коэффициента, связанного с отставанием потока от лопаток РК. Форма напорной характеристики может быть описана линейной зависимостью, так как в ряде случаев это очень близко к действительности. В других случаях используется дискретное задание характеристики i= f() в соответствии с экспериментальными данными.

При проектировании проточной части невозможно решить вопрос прямым использованием модельных ступеней, так как их набор не перекрывает все встречающиеся комбинации конструктивных и газодинамических параметров ступеней ЦБН (СПЧ). Основные размеры ступеней определяются с помощью программы оптимального проектирования NССO-G4E путем сопоставления нескольких сотен вариантов. При наличии более или менее близкого аналога среди модельных ступеней размеры могут быть уточнены с учетом формы аналога.

Наиболее характерный прием профилирования – выбор размеров и формы безлопаточных каналов РК расчетом диаграмм поверхностных скоростей по программе квазитрехмерного невязкого обтекания 3ДМ-023 [1, 4].

Расчет семейства характеристик спроектированной машины производится с помощью программы ССPМ-G4E. Имеется в виду расчет характеристик в диапазоне оборотов ротора 0.7 – 1.05nраб, а так же при постоянном давлении нагнетания.


РЕЗУЛЬТАТЫ ИСПЫТАНИЯ НЕКОТОРЫХ ЦБН и СПЧ

Ниже приведены данные по испытаниям наиболее характерных ЦБН и СПЧ из представленных в таблице 1.

Нагнетатель 108-51-1Л для ГКС-2В Уренгойского ГКМ спроектирован по заданию ОАО «Компрессорный комплекс» на следующие параметры: конечное давление – 12.3 МПа, отношение давлений – 1.7, производительность объемная (отнесенная к условиям всасывания) – 47м3/мин, частота вращения – 8100об/мин, число ступеней –5, параметры газа – показатель адиабаты – 1.263, удельная газовая постоянная – 442.4Дж/кг*К, коэффициент сжимаемости – 0.7989.

В результате расчета вариантов исполнения, их оптимизации был принят для окончательного проектирования вариант с рабочими колесами диаметром 395мм и коэффициентами теоретического напора Трасч.=0.5-0.52, Коэффициенты расхода 1-й – 5-й ступеней расч =0.04 – 0.027. Проточная часть имеет одинаковые рабочие колеса на 1-2й ступенях. Одинаковыми сделаны также рабочие колеса 3-5й ступеней. У лопаток всех РК средняя линия выполнена в виде дуги окружности.

В процессе проектирования было рассмотрено три альтернативных варианта исполнения рабочего колеса 1-2й ступени, из которых был выбран вариант, обеспечивающий наилучшее распределение скоростей по лопаткам. Были рассмотрены варианты исполнения РК 3-5й ступеней как с полной, так и с частичной их унификацией. В конечном итоге был принят вариант с полностью одинаковыми РК третьей – пятой ступеней.

Все ступени имеют безлопаточные диффузоры с выходным диаметром D4=1.6D2. Все БЛД имеют основную часть с шириной меньше высоты лопаток РК на выходе.

Полностью унифицированы лопаточные решетки ОНА всех ступеней, т.е. в радиальном сечении они имеют одинаковые размеры. Такое решение было принято из соображений унификации по требованию заказчика. В данном случае проводились модельные испытания 1-й ступени, однако, эти испытания были проведены параллельно с выпуском головного образца. То есть, результаты испытаний не были учтены при производстве ЦБН.

Сравнение расчетной характеристики нагнетателя при работе на воздухе и характеристик нагнетателя при ПСИ, также проводимых на воздухе, представлено на рис.1. Действительный КПД оказался несколько меньше ожидавшегося, а напор – больше – что так же следовало ожидать по результатам испытания модели первой ступени. Это было учтено в дальнейшем при оценке ожидаемых характеристик малорасходных ступеней.



Рисунок1 - Сравнение расчетных характеристик и характеристик, полученных при ПСИ нагнетателя 108-51-1Л
СПЧ НЦ-16/76-1.44 аналогична проточной части первого нагнетателя НЦ-16/76-1.44 «Урал», разработанного и изготовленного НПО «Искра». Проточные части спроектированы на основе модельной ступени 048, которая аналогична 1-й ступени ЦБН и СПЧ, имеющих следующие параметры: конечное давление – 7.45МПа, отношение давлений – 1.44, производительность объемная (отнесенная к условиям всасывания) – 252.7м3/мин, частота вращения – 5300об/мин, число ступеней – 2, параметры газа – показатель адиабаты – 1.31, удельная газовая постоянная с учетом сжимаемости – 456Дж/кг*К.

В процессе проектирования была проведена идентификация математической модели по результатам испытаний модельной ступени 048, в ходе дальнейшего проектирования были рассчитаны два рабочих колеса отличающиеся только высотой лопаток на входе и выходе. Коэффициенты теоретического напора Трасч.=0.51 - 0.52. Коэффициенты расхода ступеней расч =0.048 – 0.041. Обе ступени имеют короткие безлопаточные диффузоры D4=1.44D2, с шириной меньше высоты лопаток на выходе. Машины с такими короткими безлопаточными диффузорами ранее не выпускались, поэтому имелись серьезные опасения о возможности получения достаточной эффективности такой машины. Испытания модельной ступени подтвердили ожидавшийся уровень эффективности.

Приемо-сдаточные испытания СПЧ, установленной взамен штатной проточной части нагнетателя НЦ-16/76-1.44 с лопаточными диффузорами (рис. 2) показали хорошее совпадение расчетных и экспериментальных характеристик. Следует учитывать, что в проекте использованы данные модельных испытаний только 1-й ступени промежуточного типа (с обратно-направляющим аппаратом). Вторая ступень с другими размерами и с кольцевой сборной камерой не испытывалась. Кроме того, при расчетах не моделируется течение во входном патрубке. Потери в этом элемент, и его негативное влияние на работу последующей ступени определялись по экспертной оценке.

Рисунок 2 - Сравнение расчетных характеристик и характеристик, полученных при ПСИ нагнетателя НЦ-16/76-1.44 с новой СПЧ
Нагнетатель 398-27-1 спроектирован с учетом данных по модельной ступени 048 по заданию ОАО «Компрессорный комплекс» на следующие параметры: конечное давление – 7.45МПа, отношение давлений – 1.44, производительность объемная (отнесенная к условиям всасывания) – 252.7м3/мин, частота вращения – 5300об/мин, число ступеней – 2, параметры газа – показатель адиабаты – 1.321, удельная газовая постоянная – 506.85Дж/кг*К, коэффициент сжимаемости – 0.8997.

В процессе проектирования была проведена идентификация математической модели по результатам испытаний модельной ступени 048 и модели 1-й ступени с осевым входом, в ходе дальнейшего проектирования были рассчитаны два рабочих колеса отличающиеся только высотой лопаток на входе и выходе. Обе ступени имеют безлопаточные диффузоры, зауженные по ширине. По сравнению с представленной выше СПЧ НЦ-16/76-1.44 в данном случае диффузоры имели большую радиальную протяженность. Отличались так же форма и размеры входного патрубка и кольцевой сборной камеры.

ПСИ нагнетателя 398-27-1Л (рис. 3) показали приемлемое совпадение расчетных и экспериментальных характеристик.

Рисунок 3 - Сравнение расчетных характеристик и характеристик, полученных при ПСИ нагнетателя 398-27-1Л

СПЧ НЦ 1.7/70-18/5300 и СПЧ 18/61-1.64 имеют отличающиеся, но в принципе сходные параметры, и спроектированы по заданиям ОАО «Компрессорный комплекс» и ОАО НПО «Искра» соответственно.

Более сложная комбинация параметров у СПЧ НЦ 1.7/70-18/5300 с большим конечным давлением: конечное давление – 5.982 МПа, отношение давлений – 1.64, производительность объемная (отнесенная к условиям всасывания) – 420 м3/мин, частота вращения – 5300об/мин, число ступеней – 2, параметры газа – показатель адиабаты – 1.31, удельная газовая постоянная c учетом сжимаемости – 465Дж/кг*К.





Рисунок 4 - Сравнение расчетных характеристик и характеристик, полученных при ПСИ нагнетателя с СПЧ НЦ 1.7/70-18/5300




Рисунок 5 - Сравнение расчетных характеристик и характеристик, полученных при ПСИ нагнетателя с СПЧ 18/61-1.64
Особенность проектов заключается в том, что это так называемые «дожимные» СПЧ. При установке в корпус линейного ЦБН с отношением давлений 1.44 они должны обеспечивать повышенное отношение давлений – при тех же оборотах ротора и размерах корпуса. Возникающие проблемы:

Ступени СПЧ не имели модельных аналогов. В качестве коэффициентов математической модели были приняты коэффициенты, использованные при проектировании ПЧ нагнетателя 398, но с несколько увеличенными коэффициентами, отвечающими за потери смешения в РК и потери трения в БЛД. При расчетах были приняты увеличенные зазоры в уплотнениях покрывающих дисков - для получения наиболее пессимистичной оценки КПД, что связано с отсутствием близких аналогов проектируемых ступеней. Коэффициенты теоретического напора, спроектированных ступеней Трасч.=0.68. Коэффициенты расхода 1-й – 2-й ступеней расч =0.048 – 0.04

Сравнение расчетных характеристик на воздухе и характеристик, полученных при ПСИ у наиболее сложной СПЧ НЦ 1.7/70-18/5300 (рис. 4) показало хорошее совпадение напорной характеристики во всем диапазоне расходов и удовлетворительное совпадение характеристик КПД, при некотором смещении действительной характеристики вправо. У СПЧ 18/61-1.64 (рис. 5) соответствие еще лучше.

Нагнетатель 48-61-1 спроектирован по заданию ОАО «Компрессорный комплекс» на следующие параметры: конечное давление – 9.84МПа, отношение давлений – 2.05, производительность объемная (отнесенная к условиям всасывания) – 38 м3/мин, частота вращения – 13600 об/мин, число ступеней – 6, параметры газа – показатель адиабаты – 1.29, удельная газовая постоянная с учетом сжимаемости – 458Дж/кг*К.

В результате сопоставления вариантов было принято решении о проектировании шестиступенчатой машины, имеющей первые три ступени с РК диаметром 330мм, остальные - с РК диаметром 300мм. Размеры лопаточных решеток рабочих колес 1-3й ступеней унифицированы, рабочие колеса 4-6й ступеней имеют индивидуально спроектированные лопаточные решетки, что связано с невозможностью обеспечения благоприятного обтекания лопаток рабочего колеса с большим (0.48-0.45) втулочным отношением, т.е. в данном случае пришлось увеличить диаметр D0 и D1 у 4-й и 5-й ступеней. Коэффициенты теоретического напора Трасч.=0.415, Коэффициенты расхода 1-й – 6-й ступеней расч =0.035 – 0.03

Все ступени имеют безлопаточные диффузоры средней протяженности D4=1.5D2. Лопаточные аппараты ОНА 1-3й и 4-5 ступеней унифицированы в радиальной плоскости, но отличаются от принятых для семейства 20СЕ лопаточных аппаратов ОНА уменьшенным на 5 градусов углом установки лопаток на входе и уменьшенным числом лопаток (18 вместо 26), что связано с уменьшенной расходностью данных ступеней.

При проведении ПСИ (рис.6) получено хорошее совпадение характеристик в расчетной точке и справа от нее (при увеличенном расходе). В левой части характеристики отношение давлений по данным ПСИ оказалось значительно выше ожидаемого по расчету. Возможная причина - при моделировании напорной характеристики были использованы данные испытания модельной ступени 038 с заметно большим коэффициентом напора и «дуговыми» лопатками (у рабочих колес этого нагнетателя средняя линия лопаток оптимизировалась для получения наиболее благоприятной диаграммы поверхностных скоростей). Вероятно, действительная напорная характеристика рабочих колес нагнетателя Н48 оказалась заметно более крутой в левой части.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Применение Метода универсального моделирования позволило в короткие сроки создать ЦБН и СПЧ нового поколения на базе ступеней с безлопаточными диффузорами. Несмотря на то, что газодинамические проекты в незначительной степени опирались на экспериментальные данные, во всех случаях заданные параметры машин были обеспечены.

Вместе с тем, в ряде случаев имело место заметное отличие действительных характеристик от ожидавшихся при расходах меньше, или больше расчетного. Отдавая отчет в том, что современные методы расчета характеристик в принципе не могут быть абсолютно достоверными, авторы ставят цель в дальнейшем повысить надежность Метода универсального моделирования.

Рисунок 6- Сравнение расчетных характеристик и характеристик, полученных при ПСИ нагнетателя 48-61-1


СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


  1. Ю.Б.Галеркин, К.А.Данилов, В.П. Митрофанов, Е.Ю.Попова К использованию численных методов при проектировании проточной части центробежных компрессоров (Обзор зарубежных публикаций и методов проектирования из практики кафедры компрессоростроения СПбГТУ) Издательско-полиграфический центр СПбГТУ, С-Петербург, 1996.

  2. Y.Galerkin, K. Danilov, E. Popova. Design philosophy for industrial centrifugal compressor. – Inernational Conference on Compressors and their Systems, 1999, London: City University, UK. p. 465-477

  3. Y.Galerkin, K. Danilov, E. Popova.Universal Modeling Method for Centrifugal Compressors - Gas Dynamyc Design and Optimization Concepts and Application, Труды Международного Газотурбинного конгресса, Япония, Иокогама, 1995

  4. Y.Galerkin, K. Danilov, V. Mitrofanov, E. Popova. Qasi-3D Calculations in Centrifugal Impeller Design, VDI BERICHTE NR. 1425. Hannover, 1998.

  5. Ю.Б. Галеркин, К.А.Данилов, В.И. Зараев, В.П. Митрофанов, В.И. Хенталов, Е.Ю. Попова, Э.И. Сергачева. Новое поколение модельных ступеней с безлопаточными диффузорами для модернизации линейных нагнетателей природного газа. Труды 5-го Международного симпозиума «Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования», 1999, СПб. - С. 114-121.


УДК621.51
РАЗРАБОТКА УСТАНОВКИ ДОЖИМНОГО КОМПРЕССОРА ДЛЯ ПОДАЧИ ПРИРОДНОГО ГАЗА В ГТД НА БАЗЕ МАЛОРАСХОДНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ СТУПЕНЕЙ
Белкин В.М., зам. главного конструктора,

Косицын И.П., канд. техн. наук, заслуженный конструктор России; Козьмин Ю.П., канд.техн. наук, заслуженный конструктор России;,

Резников Е.Г., заслуженный конструктор России, ведущий инженер

ОАО «СНТК им. Н.Д. Кузнецова», г. Самара, Россия
В работе представлены материалы по созданию блочной дожимной высоконапорной компрессорной установки подачи природного газа в ГТД на базе малорасходных центробежных ступеней, которая является альтернативной поршневым и винтовым компрессорным установкам данного класса.

В настоящее время в России, так и за рубежом бурно развивается рынок газотурбинных теплоэлектростанций. Сдерживает внедрение газотурбинных технологий низкие давления топливного газа, ограниченное в России в пределах городов абсолютным давлением 0,392(4)... 1,177 (12) МПа(кгс/см2). В качестве приводов электрогенераторов используется газотурбинные двигатели авиационного типа.

Для обеспечения нормальной работы в двигатель необходимо подавать природный газ с абсолютным давлением , как правило, 2,45(25)...4,217(43) МПа (кгс/см2) и расходом 1...2 кг/с. В этом случае на теплостанциях необходимо иметь дожимной компрессор, повышающий давление газа с 0,392 (4) до 4,217 (43) МПа (кгс/см2). Так для двигателя НК-37 мощностью 25 МВт, на базе котрого в 1999 г. введена в эксплуатацию тепловая электростанция в г.Самаре, потребовалась закупка в Канаде на фирме Ариель поршневого дожимного компрессора, т.к. аналогичные малорасходные высоконапорные компрессора на природном газе в России и СНГ не выпускались и до настоящего времени не выпускаются.

Учитывая, что «СНТК им. Н.Д.Кузнецова» имеет большой опыт по созданию лопаточных машин, принято решение по созданию альтернативной установки дожимного маслорасходного высоконапорного центробежного компрессора на природном газе (УДК -ЦГ).

Основные расчетные параметры УДК-ЦГ представлены в таблице 1.
Таблица 1

Наименование параметра

Значение параметра

Рабочая среда

Природный горючий газ

Массовый расход, кг/с

1,87

Входное давление.МПа (кгс/см2), абс.

0,392(4)

Выходное давление,МПа (кгс/см2), абс

4,217(43)

Степень повышения давления

10,75

Температура газа на входе, °С

+15

Температура газа на выходе из компрессора,°С

100, не более

Показатель адиабаты ( по входным параметрам)

1,3184

Газовая постоянная, Дж/ кг- град (кг- м/кг- град)

511,69(52,178)

Попадание паров в газ, кг/ч

0,02 не более

Режим работы

Непрерывный круглосуточный, без постоянного присутствия обслуживающего персонала

Мощность привода, кВт

1000


В СНТК было проведено исследование по выбору типа компрессора, конструктивной и структурной схем всей установки в зависимости от частоты вращения роторов компрессора, количества каскадов и секций компрессора, количества расположения и типа промежуточных теплообменников охлаждения природного газа, типа привода установки, типа концевых уплотнений и т.п.

В результате проведенного исследования для разрабатываемой УДК-ЦГ были приняты:

1. Частота вращения роторов дожимного многоступенчатого компрессорного агрегата с центробежными колесами - 25000 об/мин. При таких оборотах ротора для обеспечения ресурса, заданного в технических требованиях на УДК-ЦГ [I], можно принять шариковые подшипники, работающие в масле;

2. Компрессор центробежный, число ступеней 12. При выбранной частоте вращения ротора дожимного компрессора и заданной степени сжатия и расхода природного газа минимальное число ступеней ограничено шириной канала ( b2) на выходе из рабочего колеса, а не окружной скоростью;

3. Схема дожимного многоступенчатого компрессорного агрегата состоит из двух многоступенчатых компрессоров ( каскадов), каждый каскад состоит из двух секций, а каждая секция состоит из трех ступеней. Такая схема позволяет получить жесткие валы с коэффициентом запаса по критическим оборотам, равным 1,4;

4. Ротор каждой секции снабжен двумя шариковыми подшипниками и двумя концевыми газодинамическими «сухими» уплотнениями (всего в компрессорном агрегате 8 подшипников и 8 «сухих» уплотнений). Данный тип уплотнений позволит сократить выброс газа в атмосферу до 4-8 г/с для всего компрессорного агрегата. Подача природного газа в полости «сухих» уплотнений для первого каскада производится со входа третьей секции, а для второго каскада со входа четвертой секции. Методика расчета «сухих» уплотнений, технология изготовления и испытания, разработка ОАО «СНТК им. Н.Д.Кузнецова» и СГАУ.

5. Разгрузка роторов от осевых сил предусмотрена для каждой секции, автономная за счет буртов рабочих колес в секции и вращающихся дисков «сухих» уплотнений;

6. За первыми тремя секциями - установлены три газовоздушных охладителя промежуточного охлаждения природного газа. Установка УДК-ЦГ при необходимости может работать по замкнутому циклу - сама на себя - для этого на выходе из компрессорного агрегата сделана магистраль переброса газа с четвертым охладителем газа, замыкающаяся на вход в первую секцию;

7. Оба двухсекционных каскада приводятся во вращение от электромотора через мультипликатор;

8. Автономные маслосистема и система управления и регулирования УДК-ЦГ;

9. Установка УДК-ЦГ разрабатывается блочно-модульной со 100% заводской готовностью.
СХЕМА ГАЗОВОЙ СИСТЕМЫ УДК-ЦГ

На рис. 1. представлена схема газовой системы УДК-ЦГ.



Рисунок 1 - Схема газовой системы УДК-ЦГ

1 - каскад 1,2- каскад 2; 3 - мультипликатор; 4 - рессора каскада 1; 5 - рессора каскада 2; 6 - секция 1; 7 - секция 2; 8 — рессора, соединяющая секции 1 и 2; 9 - секция 3; 10 - секция 4; 11 -рессора, соединяющая секции 3 и 4; 12,13,14,15 -охладители газа; 16 — магистраль переброса газа; 17 - вентилятор; 18 - магистраль подачи сжатого природного газа потребителю; 19 - магистраль подачи природного газа в компрессорный агрегат; 20 - расходомерный участок; 21 - фильтр-сепаратор; 22 - входной кран с электроприводом; 23 - кран с электроприводом в магистрали переброса газа; 24 - электропривод дожимного компрессорного агрегата.
В ее состав :

- каскад 1 (поз.1); каскад 2 (поз.2); каскады расположены параллельно друг другу, ротор каждого каскада соединен с мультипликатором 3 рессорами соответственно 4 и 5;

- первый каскад состоит из двух секций, расположенных зеркально по отношению друг к другу б и 7, роторы которых соединены между собой рессорой 8;

- второй каскад тоже состоит из двух секций, расположенных зеркально друг другу 9 и 10, роторы которых соединены между собой рессорой 11;

- четыре газовоздушных охладителя трубчатого типа 12, 13 и 14 расположены соответственно за первой секцией 6, за второй секцией 7 и за третьей секцией 9, а четвертый охладитель газа 15 расположен в магистрали переброса газа 16; все охладители газа размещены в едином корпусе с подачей воздуха от единого вентилятора 17;

- входной кран с электроприводом 22 служит для подачи природного газа в компрессорный агрегат и регулирования давления на входе в первую секцию 6;

- кран с электроприводом 23 расположен в магистрали переброса газа 16 позволяет регулировать подачу природного газа через камеру сгорания ГТД по режимам от малого газа до максимального режима или работать дожимному компрессорному агрегату в автономном режиме сам на себя;

- электропривод дожимного компрессорного агрегата 24 ( частота вращения ротора - 3000 об/мин, мощность - 1000 кВт, вес — 5250 кг);

- магистраль подачи сжатого природного газа к потребителю 18;

- при открытии крана 22 природный газ по магистрали подачи в компрессорный агрегат 19 проходит через расходомерный участок 20, фильтр-сепаратор 21 и поступает очищенным ( тонкость очистки 5 мкм) на вход в первую секцию 6 и т.д.
СХЕМА МАСЛЯНОЙ СИСТЕМЫ УДК-ЦГ

Маслосистема УДК-ЦГ, предназначенная для охлаждения и смазки узлов трения мультипликатора и рабочих секций компрессора, выполнена по замкнутой схеме, в которой циркуляция масла осуществляется через маслобак. Газовые полости маслосистемы и мультипликатора заполнены природным газом и в процессе работы находятся под избыточным давление 0,5+0,05 кгс/см2.

Рисунок 2 -Схема масляной системы УДК-ЦГ
1 - маслобак; 2 - насос пусковой; 3 - насос нагнетающий; 4 - насос откачивающий; 5 - фильтр масляный; 6 - масляный коллектор; 7 - магистрали масляные; 8 -мультипликатор; 9 — суфлер; 10 - подпорный клапан; 11 - маслоуловитель; 12 - прорывная мембрана; 13 — предохранительный клапан; 14 - магистраль замещения воздуха природным газом; 15 - магистраль подвода свежего масла; 16 -заливноное устройство; 17 - первая секция компрессора; 18 - вторая секция компрессора; 19 - третья секция компрессора; 20 - четвертая секция компрессора ; 21 - магистраль слива маслогазовой смеси из компрессорного агрегата; 22 - агрегат теплообменный; 23 —внутренняя полость мультипликатора
На рис. 2 представлена схема масляной системы УДК-ЦГ, в состав которой входят: маслобак 1 с магистралью замещения воздуха природным газом 14, магистралью подвода свежего масла 15 и заливным устройством 16; пусковой насос (электроприводной) 2; фильтр масляный 5; масляный коллектор 6; масляные магистрали 7 подвода масла к зубчатым колесам, подшипникам мультипликатора 8 и подшипникам секций компрессора 17, 18, 19,20;мультипликатор 8 с нагнетающим насосом 3 , откачивающим насосом 4, суфлером 9, привод которых осуществляется от электродвигателя компрессорного агрегата через мультипликатор; внутренняя полость мультипликатора 23 через суфлер 9, маслоуловитель 11 и подпорный клапан 10 соединена с атмосферой, и дополнительно полость соединена с атмосферой трубой, на которой установлен предохранительный клапан 13 и трубой с прорывной мембраной 12; магистраль слива маслогазовой смеси 21 из компрессорного агрегата; аппарат теплообменный ( масловоздушный) 22.

После замещения всех полостей УДК-ЦГ с воздуха на природный газ избыточное давление в системе поддерживается подпорным клапаном 10.

Перед запуском компрессорного агрегата включается пусковой насос 2 и заполняются все масляные системы установки.

По достижению заданного давления в коллекторе 6 включается электропривод компрессорного агрегата и дальнейшее маслоснабжение установки осуществляется от нагнетающего насоса 3. Газ, проходящий через «сухие» уплотнения, смешивается с маслом в масляных полостях опор секций компрессора, и вся газомасляная смесь по магистралям слива 21 попадает во внутреннюю полость мультипликатора и маслобака. Мультипликатор 8 соединен с баком 1 сливной трубой и магистралью с откачивающим насосом 4. Разделение природного газа с маслом происходит частично в маслобаке, внутренней полости мультипликатора, а затем в суфлере 9 и маслоотделителе 11.

Очищенный газ через подпорный клапан 10 и трубопровод отводится на дожигание.

При дефекте какого-либо «сухого» уплотнения в секциях компрессора, давление в полости мультипликатора будет повышаться. При достижении абсолютного давления в полости мультипликатора 0,1472(1,5) МПа(кгс/см2) срабатывает предохранительный клапан 13 и подается команда на останов установки. В критическом случае, когда отказали в работе: подпорный клапан 10, предохранительный клапан 13, автоматика на останов установки по давлению в полости мультипликатора, тогда при достижении абсолютного давления в мультипликаторе 0,294 (3,0) МПа (кгс/см2) срабатывает прорывная мембрана 12.

Вес маслосистемы 500 кг.

МНОГОСТУПЕНЧАТЫЙ КОМПРЕССОРНЫЙ АГРЕГАТ

Для выбранной схемы газовой системы УДК-ЦГ (рис.1) были разработаны алгоритмы расчета многоступенчатого центробежного компрессора, работающего на сжимаемом природном газе, с промежуточным охлаждением газа и с учетом уравнения состояния реального газа РV=ZRT.

Составлены и реализованы на ПЭВМ следующие основные алгоритмы:

1. Программа МКМ.ехе расчета проточной части компрессора без учета реального газа. Она позволяет выбрать геометрию газового тракта многоступенчатого центробежного компрессора с учетом промежуточного охлаждения газа в раздельных охладителях.

2. Программа НВКМ.ехе расчета кинематических термогазодинамичеких, энергетических характеристик двенадцатиступенчатого компрессора с учетом реальности газа по исходным данным сформированным в программе МКМ.ехе для выбранной схемы компрессорного агрегата, а также осевой разгрузки роторов секции.

При разработке вышеперечисленных алгоритмов и программ были использованы имеющиеся материалы и опыт ОАО «СНТК им.Н.Д.Кузнецова», а также литература [2]...[9]. Основные кинематические и геометрические параметры ступеней компрессора представлены в таблице 2, которые лежат в границах рекомендованных литературой [3]...[9].


Таблица 2


Наименование параметра

Значение параметра

Диаметры выхода из рабочих колгс D2, мм

215,5-137

Втулочные отношения DBT/D2

0,255-0,365

Относительная ширина рабочих колес на выходе b2/D2

0,052-0,037

Число Маха по относительным скоростям на входе в рабочие колеса Мw1

0,414-0,227

Число Маха по окружным скоростям на выходе из рабочих колес Мu2

0,624-0,366

Продолжение таблицы 2

Окружная скорость на выходе из рабочих колес u2, м/с

282-179

Входной угол лопаток рабочих колес k1, град

32

Выходной угол лопаток рабочих колес k2, град

65

Входной коэффициент расхода r1=cr1/u2

0,302-0,338

Политропический коэффициент напора =Нпол/ u22

0,577-0,664

Политропический КПД ступени пол

0,76-0,8

Для сведения в таблице 3 представлены основные параметры компрессорного агрегата и его узлов.
Таблица 3


Наименование параметра

Величины

Компрессор и его узлы

Секции компрессора

Каскады

Компр. агрегат

С1

С2

СЗ

С4

К1= С1+С2

К2=

СЗ+С4

К1+К2

Весовой расход газа на входе, кг/с

1,88

1,91

2,21

2,11

1,88

2,21

1.87

Полное

давление потока на входе, МПа (кгс/см2) абс.

0,4 (4,0)

0,91 (9,1)

1,79 (17,9)

2,92 (29,2)

0,4 (4,0)

1,79 (17,9)

0,4 (4,0)

Полная температура потока на входе, °К (°С)

288 (15)

312,2 (39,2)

321,0 (48)

316,1

(43,1)

288

(15)

321,0 (48)

288

(15)

Полное

давление потока на выходе, МПа (кгс/см2) абс.

0,944 (9,44)

1,815 (18,15)

2,936 (29,36)

4,316 (43,16)

1,815

(18,15)

4,316 (43,16)

4,316 (43,16)

Полная температура потока на выходе, °К (°С)

368,12 (95,12)

378,52 (105,52)

368,41 (95,41)

353,52 (80,52)

378,52 (105,52)

353,52 (80,52)

353,52 (80,52)

Степень сжатия узлов

2,342

1,998

1,642

1,48

4,68

2,429

11,37

Частота вращения ротора, об/мин

25000

25000

25000

25000

25000

25000

25000

Охлаждение газа в теплообмен-нике, град.

56

58

52,3









Политропичес-к ий КПД

0,776

0,789

0,796

0,7851





0,78

Мощность, кВт

339,03

288,531

234,0

170,26

627,56

404,26

1031,82

Вес ДК и его каскадов, кг









370

300

670



Конструкция первого каскада представлена на рис.3, а второго на рис.4.

Все секции компрессорного агрегата конструктивно выполнены одинаково, различаются только геометрическими размерами деталей.

Рассмотрим конструкцию компрессорного агрегата на примере первой секции, входящей в конструкцию первого каскада (рис.3).

Рисунок 3 - Каскад 1 компрессора
1 - рессора; 2 - подшипник; 3 - концевое уплотнение «сухое»; 4 - вал; 5 -центробежное рабочее колесо; б - корпус входной; 7 - обратный направляющий аппарат канальный; 8 - лопаточный диффузор; 9 - корпус выходной (улитка); 10 - рессора; 11 - уплотнение лабиринтное

Рисунок 4 - Каскад 2 компрессора
На валу 4 (сталь ЭП517) устанавливаются три центробежных рабочих колеса 5 (РК) ( титан ВТ20Л, ВТ6), вал компрессора в секции установлен на двух шарикоподшипниках 2 (85-276212Р1), к которым через форсунки подводится масло. На концах вала, с обеих сторон секции установлены «сухие» газодинамические концевые уплотнения 3. По буртам РК установлены лабиринтные уплотнения 11. Первая ступень секции, входная, состоит из коленообразного входного корпуса 6 (сталь ВНЛ-3), РК, канального обратного направляющего аппарата 7 (алюминиевый сплав АК9ч-Т6).Вторая ступень, промежуточная, состоит из РК и канального обратного направляющего аппарата. Третья ступень, концевая, состоит из РК, лопаточного диффузора 8 ( сталь ВНЛ-3) и выходного корпуса (улитка) 9 (сталь ВНЛ-3). Первая и вторая секции соединены рессорой 10, а каскад с валом ведомой шестерни мультипликатора рессорой 1 (сталь ВКС-4).

Рабочие колеса первых трех ступеней ( первая секция) и все корпусные детали изготавливаются методом литья.

Для изготовления остальных девяти РК разработана специальная технология, по которой лопатки ведущего диска изготавливаются электроэрозионным способом, а соединение с покрывающим диском методом термосращивания.

На рис.5 представлен собранный многоступенчатый компрессорный агрегат с мультипликатором на раме.



Рисунок 5 - Ммногоступенчатый компрессорный агрегат с мультипликатором на раме
ОБЩИЙ ВИД УСТАНОВКИ ДОЖИМНОГО КОМПРЕССОРА УДК-ЦГ

Все основные агрегаты, входящие в УДК-ЦГ размещены в контейнере. Кроме того, установка оснащена всеми необходимыми системами для обеспечения работы в автоматическом режиме:

- климатический контейнер;

- промежуточные и воздушные концевые охладители газа;

- противопожарная система;

- система контроля утечек газа;

- система контроля вибраций;

- система вентиляции обогрева контейнера;

- система электрообеспечения;

- система маслообеспечения;

- автоматическая система контроля параметров и управления.

На рис.6 представлен общий вид установки дожимного компрессора УДК-ЦГ, в состав которой входят: компрессорный агрегат 1; электропривод 2; мультипликатор 3; охладитель газа с вентилятором 4; масляная система 5. Передаточное отношение мультипликатора і=8,3457. Вал электропривода 2 соединен мембранной муфтой с валом ведущей шестерни мультипликатора, которая вращает промежуточные валы. Шестерни промежуточных валов вращают две ведомые (выходные) шестерни, от них через рессоры идет передача мощности на два каскада компрессорного агрегата 1.

КПД мультипликатора - 0,998. Шестерни и валы изготовлены из стали ВКС-4, корпус стальной, материал Я1Т. Вес 460 кг.

Все раздельные охладители газа расположены в верхней части агрегата 4. К каждому охладителю газ подводится и отводится трубопроводами dy=121 мм. Раздельные охладители газа выполнены с двумя ходами по газу. Площадь теплообмена одного охладителя составляет 52,83 м2. В охладителе газа применены гладкие трубки 17х 1,5 мм

В нижней части охладителя газа расположен шестилопастной осевой вентилятор 2600 мм, который подает воздух из атмосферы и прогоняет его через охладители газа. Расход воздуха 72 кг/с, напор вентилятора 18,8 мм в.ст. Вес охладителя 5000 кг.

Вес контейнера с фундаментом - 18381 кг.

Габариты контейнера- 9690х4190х3780 мм.

Комплектуется агрегатами и системами российских производителей.

Поставляется в составе ТЭС в полной заводской готовности.




Рисунок 6 - Общий вид установки дожимного компрессора УДК-ЦГ
1 - компрессорный агрегат; 2 - электроппривод; 3 -мультипликатор; 4 — охладитель газа с вентилятором; 5 - масляная система; 6 — газовые магистрали; 7 — помещение; 8 - вентиляция; 9 - двери; 10 - крыша; 11 - газовые магистрали соединения компрессорного агрегата с охладителем; 12 - воздухомасляныйтеплообменный агрегат
ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По результата проведенных исследований выбран оптимальный вариант установки дожимного компрессора УДК-ЦГ, разработана компоновка, выпущены рабочие чертежи, разработана технология и изготовлен опытный экземпляр компрессора.

SUMMARY
The article represents materials on design and development of block - modular auxiliary high pressure head compressor installation based on low - through/tow centrifugal stages for natural gas pressure increase at gas turbine engine inlet. The compressor installation is an alternative ofpiston andprop compressors (of through flow G ? I. 87 kg/s and compression ratio ? ?10.75).
1   2   3   4   5   6   7   8   9   10


Учебный материал
© bib.convdocs.org
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации