Федеральное Государственное Бюджетное Образовательное
Учреждение Высшего Профессионального Образования
«Санкт-Петербургский государственный политехнический университет»
04201450932
На правах gyicqimcj
Харисов Ирек Саитгалиевич
РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА
ХАРАКТЕРИСТИК, КОНСТРУКТИВНЫХ СХЕМ И ПРАКТИЧЕСКАЯ
РЕАЛИЗАЦИЯ МИКРОТУРБОДЕТАНДЕРНЫХ ГЕНЕРАТОРОВ
ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ ДЛЯ СОБСТВЕННЫХ НУЖД
ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ СТАНЦИЙ
Специальность - 05.04.12 - Турбомашины и комбинированные турбоустановки
ДИССЕРТАЦИЯ НА СОИСКАНИЕ УЧЕНОЙ СТЕПЕНИ
КАНДИДАТА ТЕХНИЧЕСКИХ НАУК
Научный руководитель,
к.т.н., профессор Н. А. Забелин
Санкт-Петербург
2013
'Л
2
Оглавление
ВВЕДЕНИЕ
6
Глава 1. АНАЛИЗ ПОТРЕБИТЕЛЕЙ ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ И
ДИАПАЗОНА ИЗМЕНЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ПРИРОДНОГО ГАЗА НА
ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ СТАНЦИЯХ ООО «ГАЗПРОМ ТРАНСГАЗ
САНКТ-ПЕТЕРБУРГ». ОБЗОР И СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА ПО СОЗДАНИЮ
СОВРЕМЕННЫХ МИКРОТУРБОДЕТАНДЕРНЫХ ГЕНЕРАТОРОВ
20
1.1. Анализ потребителей электрической энергии и диапазона изменения
параметров природного газа на газораспределительных станциях ООО «Газпром
Трансгаз Санкт-Петербург»
20
1.1.1. Собственные потребности грс в электрической и тепловой энергии
20
1.1.2. Потребности в электроэнергии на собственные нужды
20
1.1.3 .-Потребности в тепловой энергии на собственные нужды
22
1.1.4. Потребности в тепловой энергии на подогрев технологического газа
24
1.2. Анализ мирового уровня разработок и эксплуатации
28
1.2.1. Типовой пример расшрительной турбины турбодетандерного блока
устройства БУГЭ-ГРС разработки ООО «Газоснабжение», ООО «ВНИИГАЗ» и
ОАО «Концерн Энергомера»
30
1.3. Постановка целей и задач исследований
39
Глава 2. ВЫБОР КОНСТРУКТИВНОЙ СХЕМЫЛ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ, И
ХАРАКТЕРИСТИК ТУРБОДЕТАНДЕРНОЙ УСТАНОВКИ
41
2.1. Структура турбодетандерной установки и особенности работы
турбодетандерной установки на ГРС
41
2.2. Выбор и обоснование к основным элементам турбодетандерных установка 42
2.2.1. Выбор и обоснование расширительной турбины турбодетандерной
установки
43
2.2.2. Выбор типа и обоснование подшипников турбодетандерной установки ....44
2.2.3. Выбор типа и обоснование электрогенератора и преобразователя
турбодетандерной установки
64
з
2.2.3.1. Выбор типа и обоснование электрогенератора турбодетандерной
установки
74
2.2.3.2. Обоснование выбора типа электрического преобразователя
78
Глава 3. ВЫБОР ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ
ПРОТОЧНЫХ ЧАСТЕЙ РАСШИРИТЕЛЬНЫХ ТУРБИН. КОНСТРУКТИВНАЯ
СХЕМА ТУРБОДЕАНДЕРНОЙ УСТАНОВКИ
80
3.1 Разработка требований к турбине и её режимным и геометрическим
параметрам
80
3.2. Предварительный выбор кинематических и термодинамических параметров
расширительной турбины
82
С" с
3.3. Термодинамический анализ параметров тепловой схемы с расширительной
турбиной конструкции ЛПИ
86
3.3.1. Определение температуры газа за турбиной
86
3.3.1.1 Оценка расхода газа через расширительную турбину конструкции ЛПИ.87
3.3.2. Обоснование типа облопачивания соплового аппарата и рабочего колеса .87
3.3.3. Определение числа сопловых и рабочих лопаток
90
3.4. Оптимизационные расчеты по определению внутреннего КПД и расхода
рабочего тела базового варианта расширительной турбины. Уточнение
геометрических параметров
91
3.5. Расчетное исследование влияния геометрических характеристик на показатели
расширительной турбины
98
3.6. Разработка и описание схемы проточной части расширительной турбины. 105
3.7. Профилирование соплового аппарата и лопаток рабочего колеса турбины. 106
3.8. Расчёт осевых усилий на роторе расширительной турбины
111
3.9. Описание конструктивной схемы турбодетандерной установки
111
Глава 4. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РАСШИРИТЕЛЬНОЙ
МАЛОРАСХОДНОЙ ТУРБИНЫ МДГ-20 С ПОМОЩЬЮ ЧИСЛЕННЫХ
МЕТОДОВ
117
4.1. Анализ структуры потока в ступени ЛПИ
119
1
^
-
-
4
4.2. Исследования влияния конструктивных элементов на эффективность ступени
125
4.2.1. Исследования влияния разгрузочных отверстий на эффективность ступени
126
4.2.2. Исследования влияния безлопаточной части соплового аппарата на
эффективность ступени
133
4.2.3. Методический аспект подготовки и проведения трехмерных
газодинамических расчетов
136
Заключение по выполненным расчетным исследованиям
138
Глава 5. ПРОЧНОСТНОЕ ОБОСНОВАНИЕ ТУРБИНЫ РАСШИРИТЕЛЬНОЙ
МАЛОРАСХОДНОЙ ТУРБИНЫ ТУРБОДЕТАНДЕРНОИ УСТАНОВКИ МДГ-20
Z.
'.
139
5.1. Описание исходных геометрических параметров рабочего колеса турбины139
Глава 6. НАТУРНЫЙ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ СТЕНД, ОБЪЕКТЫ
ИССЛЕДОВАНИЯ, МЕТОДИКИ ПРОВЕДЕНИЯ НАТУРНЫХ
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ И ОБРАБОТКИ РЕЗУЛЬТАТОВ.
РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ
146
6.1. Выбор промышленного объекта для размещения микротурбодетандерного
генератора
146
6.2. Описание экспериментального стенда
149
6.3 Объекты исследования
152
6.4. Методики проведения натурного эксперимента и обработки натурных
экспериментальных данных
154
6.4.1 Методика и программа проведения натурного эксперимента
155
6.4.2. Методика обработки натурных экспериментальных данных
156
6.4.3. Термодинамические характеристики рабочего тела (природного газа)
157
6.4.4 Состав и физико-химические показатели природного газа
6.4.5. Особые свойства газа
".
:..159
160
6.5. Результаты расчетно-экспериментальных и натурных исследований МДГ-20
161
1
5
Заключение
164
Список сокращений и условных обозначений
167
Список литературы
170
Приложение А
177
АЛ. Анализ мирового уровня разработок и эксплуатации. Описание зарубежных
турбодетандеров для ГРС. Турбодетандер фирмы АББ
177
АЛЛ. Турбодетандер фирмы Ротофлоу
179
АЛ .2. Турбодетандер фирмы Атлас Копко
181
А.1.3. Турбодетандер фирмы RMG
182
АЛ .4. Описание турбодетандеров для ГРС производства СССР и РФ
186
АЛ.5. Турбодетандер ОАО «Турбогаз»
191
АЛ.6. Турбодетандер ООО «Криокор»
193
АЛ .7. Турбодетандер НПП «Газэлектроприбор»
196
6
ВВЕДЕНИЕ
Место газораспределительных станций в единой системе газоснабжения РФ
Энергосбережению в газовой промышленности в последнее время начали
уделять
значительное
председателя
внимание. Вышедший
правления
энергосбережению
ОАО
«Газпром»
в ОАО «Газпром»
09.10.2000 г. приказ № 77
«Об
определяет
организации
основные
работ
по
направления
деятельности в этой области. В их числе — разработка энергосберегающих
мероприятий в сфере распределения газа, производстве
и использовании
электрической и тепловой энергии на общепромышленные нужды [1,9,59].
В данной работе будет рассмотрена возможность использования энергии
сжатого газа, которая раньше просто «выбрасывалась»,
для производства
электрической и в дальнейшем тепловой энергии с помощью турбодетандера
природного газа на газораспределительных станциях (ГРС).
Для начала рассмотрим газотранспортную систему России, чтобы понять
какое место в ней занимают ГРС.
Рисунок В.1. Организация транспорта газа
Основные месторождения газа в России расположены на значительном
расстоянии от крупных потребителей. Подача газа к ним осуществляется по
газопроводам различного диаметра. При прохождении газа возникает трение
потока о стенку трубы, что вызывает потерю давления. Например, при расходе
7
газа 90 млн. Нм /сут по трубе 0 1400 мм давление убывает с 7,6 до 5,3 МПа на
участке L=l 10 км. Поэтому транспортировать природный газ в достаточном
количестве и на большие расстояния, только за счёт естественного пластового
давления нельзя. Для этой цели необходимо строить компрессорные станции
(КС), которые устанавливаются на трассе газопровода через каждые 100... 150 км.
Перед
подачей
газа в магистральные
газопроводы
его
необходимо
подготовить к транспорту на головных сооружениях, которые располагаются
около газовых месторождений. Подготовка газа заключается в очистке его от
механических примесей, осушки от газового конденсата и влаги, а также
удаления, при их наличии, побочных продуктов: сероводорода, углекислоты и т.п.
При падении пластового давления, около газовых месторождений строят,
так называемые, дожимные компрессорные станции, где давление газа перед
подачей его на КС магистрального газопровода поднимают до уровня 5,5-7,5
МПа.
Транспортировка газа от мест добычи до потребителя осуществляется по
промысловым, магистральным и распределительным газопроводам. На пути газа
от месторождения к потребителю строятся различные сооружения.
Рисунок В.2. Типичный участок газопровода
Обычно газопроводная труба, диаметром более метра, прокладывается под
землёй на глубине 3...4 метра. При строительстве газопровода приходится
преодолевать железные и автомобильные дороги, заводить газопровод под реки и
прокладывать переправы через овраги.
8
Летом газа требуется в два раза меньше чем зимой. Поэтому в подземные
газохранилища (ПХГ) летом закачивают лишний газ, а зимой, при его недостатке
-
выкачивают.
Характерный
вид
графиков переменного
режима
работы
газопровода при изменении его производительности показан на рисунке В.З
Схема сезонного колебания расходагазакрупного пром ышленного
Рисунок В.З. Схема сезонного колебания расхода газа
Режим работы современного газопровода, несмотря на наличие станций
подземного
хранения
газа,
являющихся
накопителями
природного
газа,
характеризуется неравномерностью подачи газа в течение года. В зимнее время
газопроводы работают в режиме максимального обеспечения транспорта газа. В
случае увеличения расходов, пополнение системы обеспечивается за счёт отбора
газа из подземного хранилища. В летнее время, когда потребление газа
снижается, загрузка газопроводов обеспечивается за счёт закачки газа на станцию
подземного хранения газа [1].
Под землёй газопроводная труба подвергается коррозии. Для борьбы с
коррозией, помимо битума и изоляции, широко распространена так называемая
катодная защита (КЗ): на специальной станции на трубу подают небольшой
электрический потенциал, чтобы постоянный ток, проходящий от металла трубы
к земле, препятствовал коррозии.
-
9
На
магистральном
газопроводе
около крупных
потребителей
газа
сооружаются газораспределительные станции для газоснабжения потребителей.
Основными потребителями газа являются:
Объекты газонефтяных месторождений (собственные нужды);
Объекты газокомпрессорных станций (собственные нужды);
Объекты малых, средних и крупных населённых пунктов, городов;
Электростанции, промышленные предприятия.
Снабжение газом потребителей от магистральных
и промысловых
газопроводов является основным назначением газораспределительных станций
ГРС. Следовательно, ГРС располагается на границе между магистральными и
распределительными газопроводами.
Перед подачей газа потребителям, необходимо понизить давление газа до
безопасного уровня (например, на кухне газ выходит из конфорки под давлением
л'
в 0,005 атмосферы).
Также для безопасности в газ добавляют одорант - этилмеркаптан,
придающий газу знакомый «газовый запах» (так как газ метан запаха не имеет).
После этого по газопроводам-отводам газ поступает потребителям.
ГРС выполняет следующие функции:
• очищает газ от механических примесей и конденсата;
• редуцирует газ до заданного давления и поддерживает его с заданной
точностью;
• измеряет и регистрирует расход газа;
• осуществляет одоризацию газа перед подачей потребителю;
• обеспечивает подачу газа потребителю в соответствии с ГОСТ 5542-87.
По конструкции все ГРС подразделяются на:
• Станции индивидуального проектирования;
• Автоматические (АГРС);
• Блочно-комплектные (БК-ГРС)
ГРС могут быть классифицированы не только по их конструкции, что
удобно при изучении их устройства и принципа работы, но и по назначению, что
10
удобно при рассмотрении вопросов их эксплуатации. По назначению различают
несколько типов ГРС:
• станции на ответвлении магистрального газопровода (на конечном участке
его ответвления к населённому пункту или промышленному объекту);
• контрольно-распределительные пункты;
• промысловая ГРС;
• автоматическая ГРС;
• газорегуляторные пункты (ГРП);
• газорегуляторные установки.
Для
выполнения
этих
функций
ГРС имеет
соответствующие
технологические узлы, показанные на схеме, рисунок В.4.
ф
входе? следующие оеноеиы* узяы;
Овдогр#ва газа {УП};
СЦорйацмм raaajpy).
Эти узяы составляют основной
гетоттнасгт блок ГРС,
Рисунок В.4. Узлы основного технологического блока ГРС
- Узел переключения (УПР);
- узел очистки газа (УО);
- узел замера расхода газа (УЗ);
- узел подогрева газа (УП);
- узел редуицирования (УР);
- узел одоризации газа (ОУ).
J3TH
узлы составляют основной технологический блок ГРС. Кроме
основного технологического блока в состав ГРС входят:
- блок управления;
- блок источников контрольно-измерительных приборов и автоматики
(КИПиА).
/•л.,. -II-
:
Узлы блока управления КИПиА связаны функционально и соответствуют
узлам основного технологического блока.
Также ГРС имеет укрытия для основных блоков, дом операторов (на
отдельной площадке) и вспомогательные блоки связи, электрохимической
защиты, охранной сигнализации (см. рисунок В.5).
Газораспределительная станция
I
Технологический
блок
Блок источников
Укрытий
Переключение {УПЩ
Электроснабжение
Капитальны© здания
Очистка (УО)
Теплоснабжение
и вентиляция
Блок-боксы
Подогрев (УП)
Газоснабжение
Блок-контейнеры
Редуцирование(УР)
Водоснабжение
и канализация
Измерение расхода газа
Телемеханика
-4%pSSW*
ZH
Дом операторов
Связь
(у§р)
Охранная сигнализация
Одоризация (ОУ)
! Электрохимическая защита
Рисунок В.5. Структурная схема ГРС
В этом столетии, ^по многочисленным исследованиям экспертов, будет
наблюдаться резкое возрастание роли природного газа в энергетике многих стран.
Опубликованные прогнозы свидетельствуют, что к 2030 году потребление газа в
мире может удвоиться, а межрегиональные поставки утроиться. В России за 20
лет планируется увеличение добычи природного газа на 27 %, и общий объем
добываемого газа будет достигать 750 млрд. куб. м в год [1,6].
Доля природного газа в мировом топливно-энергетическом комплексе, как
ожидается, в первой половине XXI века возрастет до 30 %, а в России к 2015 году
составит 57 %.
Для достижения цели стабильного, бесперебойного и экономически
эффективного удовлетворения постоянно возрастающего внутреннего и внешнего
спроса на природный газ, энергетической стратегией России на период до 2020
12
года предусматривается сокращение потерь и снижение затрат на всех стадиях
технологического процесса при добыче, подготовке и транспорте газа, а также
решение задач ресурсо- и энергосбережения.
С точки зрения энергосбережения в газотранспортной системе на сегодня
весьма перспективной является утилизация энергии избыточного давления
природного газа в турбодетандере. Турбодетандером называется утилизационная
(т.е. не потребляющая топлива) расширительная турбина, механически связанная
с потребителем ее мощности, например электрогенератором, компрессором и т.п.
В газовой промышленности турбодетандеры используются для:
- пуска газотурбинной установки газоперекачивающего агрегата, а также
для проворачивания ее ротора при остановке (с целью его охлаждения); при этом
турбодетандер работает на транспортируемом газе с выпуском его после турбины
в атмосферу;
- охлаждения природного газа (при его расширении в турбине) в установках
его сжижения;
- охлаждения природного газа в установках его «промысловой» подготовки
для транспорта по трубопроводной системе (удаление
влаги
путем ее
вымораживания и т.п.);
- привода компрессора высокого давления с целью подачи газа в пиковые
хранилища;
- выработки электроэнергии на ГРС системы транспорта природного газа к
его потребителям с использованием в турбине перепада давлений газа между
трубопроводами высокого и низкого давления.
-Последний из упомянутых пунктов и является предметом рассмотрения
данной диссертации.
Использование турбодетандеров на ГРС для выработки электроэнергии
Каждый день во всем мире огромное количество природного газа
транспортируется
по
трубопроводам
от
источников
до
потребителей.
Компрессоры большой мощности, приводимые в действие, в основном,
газотурбинными двигателями, используются для сжатия газа с целью его
IS
i
*
13 "
транспортировки. Такое же оборудование используется во многих пунктах
(компрессорных станциях) по длине газопровода для компенсации потерь
давления газа от трения, поддерживая, таким образом, необходимое давление газа
по длине газопровода. Как только газ достигает области распределения, он,
обычно, передается от газотранспортной компании к компании, которая
обслуживает потребителей газа. Так как газ транспортируется при давлении, во
много
раз
выше,
чем
требуется
конечному
потребителю,
то
между
трубопроводами транспорта газа и сетью его распределения установлены. ГРС, в
основном, состоящие из дроссельных
клапанов и подогревателей
газа.
Подогреватель газа необходим для компенсации температурных потерь в
дроссельных
клапанах.
Аналогичные
устройства,
называемые
газораспределительными пунктами (ГРП), обычно, устанавливаются между сетью
распределения газа и его конечными пользователями [2].
Энергия потребляется как в процессе сжатия газа, так и в процессе его
расширения. При этом потребление энергии в процессе сжатия газа происходит в
результате работы, которую необходимо совершить для сжатия газа до давления в
трубопроводе и поддержания этого давления на требуемом уровне в процессе его
транспортировки. В процессе расширения газа на ГРС и ГРП энергия
потребляется для восстановления его температуры после охлаждения в результате
этого расширения.
Использование этой энергии на ГРС и крупных ГРП возможно путем
замены дроссельных клапанов турбодетандером, что позволяет генерировать
электричество или произвести другую полезную работу. Однако следует
отметить, что при этом часть этой энергии должна быть затрачена на подогрев
газа. Газ должен быть подогрет для предотвращения выпадения из него
газгидратов и влаги в проточной части турбины, приводящего к снижению ее
надежности. Для этого необходимо, чтобы температура газа за турбиной
составляла не менее плюс 5°С. Кроме того, необходимо, чтобы она не превышала
допустимую
температуру,
гарантирующую
надежную
работу
теплоизоляционного и антикоррозийного покрытий газопровода (не более плюс
14
40 С). Подогрев газа повышает его внутреннюю энергию и, тем самым, мощность
турбодетандера. Подогрев газа от 0°С до плюс 80°С повышает мощность
турбодетандера на 30...35 %. Существует несколько типов турбодетандеров,
которые могут быть использованы для указанной цели, в том числе: ротационные,
поршневые, винтовые и турбинные. Последние из упомянутых являются наиболее
целесообразными для ГРС, так как способны работать с большим количеством
газа и большими перепадами его давлений.
Мощность турбодетандера зависит от количества газа, его температуры и
перепада давлений.
-Эта мощность может быть использована не только для выработки
электричества, но и в других, указанных выше целях.
Турбодетандеры не являются новой технологией на мировом рынке. Эти
механизмы, в пределах мощностей от 1 до 6 МВт, производятся такими всемирно
известными международными компаниями как АББ и Атлас Копко. Наилучшие
из них изготавливаются в течение многих лет заводом АББ в Брюсселе и имеют
мощность от 1 до 3,5 МВт. В настоящее время владельцем этого завода является
Атлас Копко.
На рисунке В.6 изображена принципиальная схема турбодетандерной
установки указанных выше фирм.
15
Рисунок В.6. Принципиальная схема турбодетандерной установки АББ
1-турбина; 2-электрогенератор; 3 - регулятор давления; 4 - регулирующий
клапан; 5 - подогреватель газа; 6 - газопровод высокого давления; 7 - байпасный
трубопровод; 8 - регулятор давления; 9 - байпасный клапан; 10 - газопровод
низкого давления
Природный газ поступает к установке по газопроводу высокого давления 6,
проходит подогреватель 5, регулирующий клапан 4 и расширяется в турбине 1.
Отдав свою энергию турбине 1, газ через газопровод низкого давления 10
поступает к потребителю. Мощность турбины 1 передается генератору 2,
производящему электрический ток.
Природный газ нагревается в подогревателе 5 для предотвращения
выпадения из него влаги и тяжелых фракций (гидратов, пропана, бутана и т.п.).
Для этого необходимо, чтобы температура газа за турбиной составляла около 5 С.
Регулирующий клапан 4 турбины 1, управляемый регулятором давления 3,
поддерживает необходимое потребителю значение давления газа до турбины 1 в
газопроводе низкого давления 10.
16
Байпасный трубопровод 7 используется в процессе пуска установки, ее
нормального и аварийного выводов из работы. В этих случаях байпасный клапан
9,
управляемый
регулятором
давления
8,
поддерживает
необходимое
потребителю значение давления газа в газопроводе низкого давления 10.
Таким образом, турбодетандеры утилизируют собственные энергетические
ресурсы газотранспортной системы (полезно неиспользуемый перепад давлений
газа) и достаточно просты в эксплуатации.
Однако существуют два больших препятствия для внедрения этой
технологии, а именно: пригодность участка (ГРС, ГРП) для возможного
размещения турбодетандера и законодательные барьеры.
Выбор ГРС (ГРП) для размещения турбодетандера важен с многих точек
зрения, основной из которых является экономика. Кроме того, важными
соображениями при выборе участка являются:
-
доступность
близлежащей
электросети
или
другого
рынка
для
электричества;
- требования к воздушному шуму с точки зрения удаленности от жилья;
- наличие земельного участка для размещения установки;
- величина сезонных изменений расхода и давления газа.
Одним из главных соображений в анализе возможности производства
электричества на ГРС является законодательная область. Существует три
основных типа компаний, которые могут участвовать в рассматриваемой
технологии, причем все они, в большей или меньшей степени, законодательно
регулируются.
Первым из упомянутых
типов является
газотранспортная
компания, деятельность которой регулируется Федеральным регулирующим
органом. Вторым - газораспределительная компания, деятельность которой
регулируется Местным (город, область, регион, и т.д.) регулирующим органом.
Третьим — энергетическая компания, деятельность которой может регулироваться
как Местным, так и Федеральным регулирующими органами. Это регулирование
может определять тип бизнеса, которым может заниматься компания. На первый
взгляд, энергетическая компания является наиболее логичным покупателем
произведенного на ГРС электричества, однако на нее могут влиять множество
факторов. Например, если эта компания имеет достаточную мощность для
обеспечения потребителей электричеством, маловероятно, что она будет покупать
его у газовой компании. С другой стороны, Федеральный закон заставляет ее
покупать электроэнергию от нетрадиционных источников, но реально, на
практике, он пока работает плохо.
Таким образом, каждый конкретный случай должен рассматриваться с
указанной точки зрения.
Только в одной России существуют многие тысячи ГРС и ГРП, но далеко не
все из них подходят для рассматриваемой технологии. По оценкам специалистов,
на территории РФ существует всего около 600 объектов - ГРС и ГРП,
располагающих условиями для строительства и эксплуатации турбодетандерных
агрегатов, которые могут выработать до 15 млрд. кВт-ч электроэнергии в год.
Вместе с тем, все ГРС нуждаются в электроснабжении для собственных
нужд.
Автономные источники электроснабжения для ГРС
Основными
потребителями
электроэнергии
на
ГРС
являются:
электропитание контрольно-измерительных приборов и автоматики (КИПиА),
насосы для принудительной циркуляции воды в системе отопления, либо
электрообогрев
помещений, внутреннее и наружное освещение, а также
установки защиты от электрохимической коррозии металла труб газопроводов.
Общая потребляемая мощность ГРС обычно не превышает 10...20 кВт при
требовании Ш-ей категории надёжности электроснабжения. Электроснабжение
ГРС
предусматривается,
как
правило,
от
ближайшей
ЛЭП
через
трансформаторную подстанцию с напряжениями 380/220 В.
В целом, в газовой отрасли накоплен обширный опыт создания систем
автономного электропитания, как с помощью традиционных источников
электроэнергии,
так и нетрадиционных
- утилизирующих
собственные
энергетические ресурсы отрасли (перепады давлений газа, "бросовое" тепло), или
использующих возобновляемые источники энергии - ветер, солнце. Однако,
18
наиболее перспективным представляются агрегаты, использующие собственные
ресурсы газотранспортной системы (необходимость редуцирования сжатого газа)
и хорошо и хорошо встраивающиеся в технологическую цепочку вместо
редуцирующих устройств. Такими агрегатами являются турбодетандеры.
-Преимущества использования турбодетандера в качестве автономного
источника электроснабжения ГРС изложены в работе [2].
В связи с актуальностью поставленных задач по развитию автономного
энергоснабжения газораспределительных станций на собственные нужды и
высокой востребованностью их на,рынке локальных источников электрической
энергии, были выполнены исследования по научно-техническому обоснованию и
созданию микротурбодетандерных
генераторов для ГРС. Всё вышесказанное
определяет высокую актуальность диссертационной работы.
Структура и содержание диссертационной работы
Диссертационная работа состоит из введения, шести глав и приложения. Во /
введении показаноместогазораспределительныхстанций(ГПС)в единой системе
газоснабжения РФ. Приведена структура и содержание диссертационной работы.
Рассмотрены
области
расширительной
турбодетандеры).
применения микротурбодетандерных
турбиной
(в
литературе
Сформулированы
микротурбодетандерным
генераторам,
такие
установки
основные
показана
генераторов
их
с
называют
требования
к
преимущества
и
эффективность использования, обоснована актуальность темы диссертации. В
первой главе выполнен анализ потребителей электрической и тепловой энергий и
диапазона изменения параметров природного газа на газораспределительных
станциях ООО «Газпром трансгаз Санкт-Петербург». Вторая глава посвящена
выбору
конструктивной,
характеристик
турбодетандерной
установки,
формированию требований, выбору и обоснование типа основных элементов
турбодетандеров. В третьей главе разработаны требования к расширительной
турбине, выполнен термодинамический анализ параметров тепловой схемы с
расширительной турбиной, на основе оптимизационных расчётов, обоснован
19
выбор типа турбины, геометрических и режимных параметров проточных частей
расширительной турбины, обоснован тип облопачивания соплового аппарата и
рабочего
колеса, проведен анализ переменных режимов расширительной
малорасходной ступени для турбодетандерной установки. В четвёртой главе
представлены
результаты
теоретического
исследования
расширительной
малорасходной турбины МДГ-20 с помощью трехмерных численных методов.
Выполнено исследование структуры потока в расширительной малорасходной
турбине и определены характеристики расширительной малорасходной турбины.
Пятая глава посвящена ^прочностному обоснованию турбины расширительной
малорасходной турбины турбодетандерной установки МДГ-20. Выполнены
расчеты и описание напряженно-деформированного состояния рабочего колеса,
Определены коэффициенты запаса прочности и рабочего колеса турбины. В
шестой главе приведено описание натурного стенда, объекта исследования,
методики проведения экспериментальных и натурных исследований и обработки
натурных данных. Представлены результаты натурных исследований МДГ-20.
Приведены заключение, список литературы и приложение, в котором приведено
описание отечественных и зарубежных турбодетандерных установок.
/
20
Глава 1. АНАЛИЗ ПОТРЕБИТЕЛЕЙ ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ И
ДИАПАЗОНА ИЗМЕНЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ПРИРОДНОГО ГАЗА
НА ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ СТАНЦИЯХ ООО «ГАЗПРОМ
ТРАНСГАЗ САНКТ-ПЕТЕРБУРГ». ОБЗОР И СОСТОЯНИЕ
ВОПРОСА ПО СОЗДАНИЮ СОВРЕМЕННЫХ
МИКРОТУРБОДЕТАНДЕРНЬГХ ГЕНЕРАТОРОВ
1.1. Анализ потребителей электрической энергии и диапазона изменения
параметров природного газа на газораспределительных станциях
ООО «Газпром Трансгаз Санкт-Петербург»
1.1.1. Собственные потребности грс в электрической и тепловой энергии
Потребности ГРС в электричестве и тепле зависят от многих факторов,
основными из которых являются: назначение, месторасположение, размеры
зданий и сооружений, расчётная зимняя температура воздуха, нормативная
снеговая нагрузка, нормативная ветровая нагрузка и т.д. В зависимости от
удалённости от крупных населённых пунктов и от формы обслуживания рядом со
станцией строятся дома операторов, для проживания обслуживающего персонала,
которые
тоже
нуждаются
в
тепловой
и
электрической
энергии.
Газораспределительные станции часто оснащаются котельными.
1.1.2. Потребности в электроэнергии на собственные нужды
Потребителями электроэнергии на ГРС являются технологическая нагрузка
насосов для принудительной циркуляции воды в системе отопления, приборов
КИПиА, внутреннее и наружное освещение, а также установки защиты от
коррозии (ЭХЗ).
21
Электроснабжение ГРС предусматривается от ближайшей ЛЭП или от
существующей
трансформаторной
подстанции
напряжением
380/220
В.
Питающая линия выполняется на железобетонных опорах.
Электросети на площадке ГРС выполняется кабелями, проложенными в
земле, в траншее.
Наружное освещение площадки осуществляется прожекторами типа ПЭР250, -устанавливаемыми на молниеотводе типа МЖ-24,3. Сеть наружного
освещения - кабель АП с ВГ=0,66 кВт, уложенный в траншее.
•
.
'
•
•
•
•
.
'
•
"
•
'
•
.
'
В соответствии со СНиП П-4-79 норма освещённости проезда и наружного
технологического оборудования - 2 лк.
Нормы освещённости ГРС приняты на основании СНиП П-4-79. Рабочее
освещение принято на напряжение 220 В, ремонтное - 12 В. Питание сети
рабочего и аварийного освещения осуществляется от двух разных групп
осветительного щита.
Для защиты от коррозии подземных инженерных коммуникаций ГРС, а
также газопровода от ГРС до домика оператора (ДО), применяют специальные
катодные станции или преобразователи, которые представляют собой источники
постоянного тока с регулируемым или фиксированным выходным напряжением.
Мероприятия по электрохимической защите от коррозии регулируются ГОСТ
9.602-89 «Единая система защиты от коррозии и старения» и ГОСТ 25812-83
«Общие требования к защите от коррозии».
Катодные станции по схемному исполнению делятся на автоматические
(ПАСК-М, ТДЕ9) и неавтоматические (КСС, ПСК, ТСКЗ). Ниже приведены
значения номинальной электрической мощности некоторых из них.
Таблица 1.1. Мощности различных станций катодной защиты
Тип СКЗ
КСС1200/48
Номинальная
мощность,
1,98
кВт ^
КССксс1200/24 600/48
КСС600/24
КСС300/48
КСС300/24
ПАСК
-1,2
пск-
1,98
0,99
0,515
0,515
1,2
1,2
0,99
1,2
22
Дом оператора и хозяйственные постройки получают электрический ток
напряжением 380/220 В от существующей трансформаторной подстанции с
подвеской проводов на железобетонных опорах в соответствии с выданными
техническими условиями пригородных электрических сетей. Общая потребляемая
мощность ДО и хозяйственных построек от 3 до 5 кВт. Категория нагрузки по
надёжности электроснабжения -III.
На графике на рисунке 1.2, изображены результаты выполненного анализа
распределения потребностей ГРС типичного газопровода в электроэнергии по
различным ГРС ООО «Газпром трансгаз Санкт-Петербург». Анализ показал, что
общая потребляемая мощность ГРС обычно не превышает 10...20 кВт при
требовании Ш-ей категории надёжности электроснабжения.
Потребляемая мощность
16,00
14,00
ы
12.00
* 10,00
оЗима
В Лето
7
хм
9
11
13 15
17
19 21
23 25
27
ГРС
Рисунок 1.2. Потребности различных ГРС в электрической мощности
1.1.3. Потребности в тепловой энергии на собственные нужды
Для отопления зданий ГРС в котельной устанавливают
оборудование:
котлы ВНИИСТО-Мч, водонагреватели
отопительное
АКГВ-20-3,
АГВ-80,
АОГВ-11,6, АОГВ-17,4-3 и др. В качестве топлива используют природный газ с
23
теплотой сгорания примерно Qc„=8500 ккал/м3. Котлы ВНИИСТО-Мч и все типы
водонагревателей оборудованы автоматикой регулирования и безопасности.
Подпитка отопительной системы осуществляется электронасосом или
ручным насосом Р-0,8-30^из бака запаса холодной воды, который устанавливают в
котельной. Если подвести к котельной водопровод невозможно, бак запаса
обеспечивают из передвижной автоцистерны.
Для изоляции трубопроводов
котельной используют
минераловатные
изделия индустриального назначения серии «7.903-3-3. Тепловая схема котельной
обеспечивает приготовление горячей воды температурой 70...90 °С. Система
отопления — тупиковая, с нижней разводкой.
Расчётная температура воздуха в помещении регуляторов должна быть
+8°С, в расходомерной, операторной и аппаратной (КИПиА) - +20°С, в бытовых и
слесарных
помещениях
- +18°С,
а
в
котельной
- +10°С.
В
качестве
нагревательных приборов в помещениях расходомерной, регуляторов, ГРУ и
регулирующих
клапанов устанавливаются регистры из гладких
труб, а в
остальных помещениях - радиаторы типа МС - 140.
Вентиляция помещений - приточно-вытяжная, естественная, постоянно
действующая, обеспечивающая трёхкратный воздухообмен за 1 ч в помещении
расходомерной, ГРУ, регулирующих клапанов, котельной; в других помещениях
- полуторакратный. Вытяжка осуществляется через шахты с дефлекторами, а
приток воздуха - через жалюзийные решётки, установленные в нижней части
филенки дверей и окна.
Для
отопления
дома
оператора
(ДО)
применяется
оборудование,
аналогичное устанавливаемому непосредственно на ГРС. Расход теплоты на
отопление ориентировочно 17000 ккал/ч. Система отопления - двухтрубная, с
верхней разводкой. В качестве отопительных приборов применяют радиаторы
МС-140.
Необходимо учитывать, что, как и все остальные параметры, потребности
ГРС в тепловой энергии существенно различаются
в зависимости от времени
;
•-, • 24.-,,
года. Ниже приведена диаграмма, отображающая разброс значений потребностей
ГРС в тепловой энергии, осреднённый за год.
I.
СреднегодоваяпотреСностьГРСвтттовойэнергни
а
' "'"""
"1
Ч
I
i
1
I
7
«
(• 1» и
u
1) м
is i> з** u
1* :
м
:2 •} *i
IT •-
I
ь з>
л
Рисунок 1.3. Потребности ГРС в тепловой энергии на собственные нужды
1.1.4. Потребности в тепловой энергии на подогрев технологического
газа
При редуцировании газа возникают трудности из-за образования гидратов,
которые в виде твёрдых 1фисталлов оседают на стенках трубопроводов в местах
установки сужающих устройств, на клапанах регуляторов давления газа, в
импульсных линиях контрольно-измерительных приборов (КИП). Наиболее
благоприятны для образования гидратов падение температуры и давления, что
влечёт за собой уменьшение как упругости водяных паров, так и влагоёмкость
газа, в результате чего происходит образование гидратов.
В качестве методов по предотвращению гидратообразования применяют
общий или частичный подогрев газа; местный обогрев корпусов регуляторов
давления и ввод метанола в коммуникации газопровода.
Наиболее применим первый метод, второй - менее эффективен, третий очень дорогостоящий.
25
Для общего подогрева газа применяют огневые (ПГА-5, ПГА-10, ПГА-100,
ПГА-200 и ПТА-1) и водяные (ПГ-3, ПГ-10, 9ПГ64-2М(ЗМ), ПТПГ-30 и ПТГ-15)
подогреватели. Для эксплуатации ПГ-3 и 9ПГ64-2М(ЗМ) необходимы мощные
котельные установки, стационарные или передвижные, а также постоянные
инженерные
коммуникации
по
водоснабжению,
канализации
и
электроснабжению. Ниже приведены технические характеристики некоторых
подогревателей.
Количество теплоты, ккал/ч, необходимое для подогрева газа, определяется
по формуле:
Q = Cvm(t1-t2);
где Q - количество теплоты для подогрева газа от начальной температуры tj до
конечной tf, ккал/ч; Су — теплоёмкость газа при постоянном объёме, кДж/м ; т масса газа, м 3 ; t\ и t2 - температура газа на входе в подогреватель и на выходе из
него, °С.
Отсюда необходимое число подогревателей п:
где QHOM - номинальная тепловая производительность подогревателя, кДж/ч.
На ГРС принято устанавливать не менее двух подогревателей, один из
которых является рабочим, другой - резервным.
Следует
заметить,
что
количество
тепловой
энергии,
необходимой
газораспределительным станциям на подогрев технологического газа, намного (в
несколько раз) превосходит потребности ГРС в электрической и тепловой энергии
на собственные нужды.
Для наглядности ниже (рисунок
1.4)
приведена
диаграмма, на которой показано потребление топливного газа различными ГРС на
собственные
нужды
(отопление, горячее
водоснабжение)
и
на
подогрев
технологического газа. Первый и последний столбики с самыми большими
показателями соответствуют станциям с самой большой производительностью
3
(м /ч).
26
1
Сравнение потребностей в тепловой шерпш для ГРС
I
|_
%
Г
йноду^'-ьачеяигля
\
ГРС
Рисунок 1.4. Сравнение потребностей в тепловой энергии на ГРС
Водяные
подогреватели
ГТГ-3
и
9ПГ64-2М
представляют
собой
теплообменные аппараты кожухотрубного типа. Температуру газа на выходе из
подогревателя в заданных пределах от 5 до 60°С поддерживают с помощью
терморегулятора.
Огневой подогреватель природного газа с жидкостным теплоносителем ПГ10 предназначен для непрямого нагрева природного газа перед дросселированием
в системах регулирования АГРС, ГРС индивидуального проекта и для других
потребителей. В подогревателе установлены два теплообменника, которые могут
быть соединены последовательно или параллельно по ходу нагреваемого газа.
Подогреватели
изготавливают
в
двух
исполнениях
(климатическое
исполнение - группа VI ГОСТ 15150 - 69): ПГ-10 применяют при температуре
окружающей среды не ниже -40°С, используя в качестве
теплоносителя
водные растворы
диэтиленгликоля (1200
л
промежуточного
воды, 2800 л
диэтиленгликоля - ГОСТ 10136-77, т.е. в процентном отношении 30% и 70%) ;
ПГ-10-01 при температуре окружающей среды не ниже -30°С, а в качестве
промежуточного теплоносителя - воду (4000 л).
27
Таблица 1.2. Техническая характеристика различных типов подогревателей газа
Техническая характеристика подогревателей газа.
Тип подогревателя
Номинальная тепловая
производительность
ккал/час
ПГА-5
ПГА-10
29 000
80 000
чьН" Ч%1
Давление газа
подогреваемого рабочего кгс/см
топливного на входе
ПГ-10
ч^о^
*А\ >чМл
ПГА-200
ПТА-1
90 000
200 000
185 000
ч* ^
*Ь\ .*>?.
V
ПТПГ-30
ач^ч
,N>4%^
12?55
12755
73,5
Ш75
12-775
33-775
73,5
3712
3712
0,785
200±10%
100±10%
0,573
0,69
9V «^ ^
Расход газа
подогреваемого
номинальный
^
ПГА-100
ь*Й*3№
%
Ы*% 1» к
ЩЩ1
5 000
10 000
10000 (48800)
3000±150
10000±150
10 000
25 000
топливного при
Q\=8575 ккал/ч
4,5
11
41
13
33
30
145
Перепад температуры
подогреваемого газа при
номинальном расходе
15
20
50(30)
75
75
50
max 90
з,
м/ч
*^es
Напряжение питания
электромагнитного
клапана и блока
контроля пламени и
зажигания
хх?х
*xfl
ток постоянный
12±10%
12±10%
12±10%
12±10%
ток переменный
220±10%
220±10%
220±10%
220±10%
220±10%
Габаритные размеры
мм
2200'1580-?183б
220С1580''1837
5375'71610'>2450
2260 '1540'72420
З370'>2040'>3232
3110П68575350
61007188076000
Масса
кг
2 500
2 550
4 950
3 000
7 450
2 000
7 500
,
•$
*
•*
28
1.2. Анализ мирового уровня разработок и эксплуатации
На
основе
выполненного
анализа
установлено,
что основными
потребителями электроэнергии на ГРС являются: электропитание контрольноизмерительных приборов и автоматики (КИПиА), насосы для принудительной
циркуляции воды в системе отопления, либо электрообогрев помещений,
внутреннее
и наружное
освещение,
а также
установки
защиты от
электрохимической коррозии металла труб газопроводов. Анализ показал, что
общая потребляемая мощность ГРС обычно не превышает 10...20 кВт при
требовании Ш-ей категории надёжности электроснабжения.
Опыт
создания
и
внедрения
компьютеризованных
комплексов
коммерческого учета расхода газа и систем управления ГРС показывает, что
одним из основных условий их успешного применения является наличие
автономной системы энергоснабжения с длительным сроком службы. Причем
указанное условие
одинаково как для локально электрифицированных
объектов, так и для объектов, которые подключены к электросети. Это
обусловлено
высокими требованиями измерительных
систем и систем
управления к качеству электроэнергии, которые невозможно удовлетворить
только за счет сетевого питания. Ненадежность линий электропередачи,
вызывающая понижение напряжения или даже отключения сети из-за
перегрузок и атмосферных явлений, отсутствие маневренного оборудования на
электростанциях, а, следовательно, трудность регулировки и поддержания
напряжения и частоты электрического тока - негативные явления, характерные
для электрической сети России и сетей других стран СНГ. Таким образом, и
при
наличии
сетевого
питания,
ГРС, оборудованные
автономными
источниками питания, имеют несомненные преимущества, т.к. эти источники
позволяют исключить упомянутые выше негативные явления.
В
газовой
промышленности
достаточно
широко
применяются
автономные источники электропитания. Схема автономного электроснабжения
в газовой промышленностиизображена на рисунке 1.5.
29
АВТОНОМНОЕ ЭЛЕКТРОСНАБЖЕНШ: В ГАЗОВОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Хтшческие
ИСТОЧНИКИ
тока
Источники,
использующие тепло
выделяемое при
сьиганнягаза
Источники,
исподьзуюяше
энергию
расширения газа
Источника,
используюшие
тепловую энергию
потоков газа
Источники,
использующие
внешние
ИСТОЧНИКИ
энергии
оры)
Газотурбинные
электрогенераторы
Теаловые
электростанции
ташыуюпшг тепло
выхлопных газов»'
турооприводов
тазопереха'шваюпгах
станций
Термоэлектретегша
электрогенераторы с
газовой горелкой
-е—
,
-е-
Турбодетакдерные
электрогенераторы
Тершэлектротесше
яектрогенераторы с
вихревой трубой
Термоэлектрические
электрогенераторы,
использующие
разность температур
между потоком газа
из скважины и
окружающей средой
Ветроэдектрогенераторы
Электрогенера­
торы на солнечной
энергии
-«е-
Рисунок 1.5. Схема автономного электроснабжения в газовой промышленности
Из числа указанных выше автономных источников питания наиболее
привлекательными
для
ГРС
представляются
турбодетандерные
электрогенераторы (турбодетандеры), так как они утилизируют собственные
энергетические ресурсы газотранспортной системы (полезно не используемый
перепад давлений газа) и просты в эксплуатации [7].
По сравнению с ними остальные, указанные выше, автономные
источники
электроэнергии,
обладают
следующими
существенными
недостатками:
- химические источники тока (аккумуляторы) - имеют ограниченное
время действия до подзарядки, малый срок службы и достаточно высокую
стоимость;
- газотурбогенераторы и газопоршневые двигатели и т.п. - относительно
малая экономичность; ^
30
- термоэлектрические электрогенераторы с газовой горелкой — малая
мощность (не более 200 ватт);
- ветроэлектрогенераторы и электрогенераторы на солнечной энергии зависимость от погодных условий;
-
термоэлектрические
электрогенераторы
с
вихревой
трубой
-
необходимость наличия высокого давления газа, а также подогрева холодного
газа за вихревой трубой.
1.2.1. Типовой пример расшрителыюй турбины турбодетандерного
блока устройства БУГЭ-ГРС разработки ООО «Газоснабжение»,
ООО «ВНИИГАЗ» и ОАО «Концерн Энергомера»
Пригодным
для
применения
на
ГРС
средней
и
производительности (более 5000 м3/час) является устройство
большой
БУГЭ-ГРС
разработки ООО «Газоснабжение», ООО «ВНИИГАЗ» и ОАО «Концерн
Энергомера», содержащее:
- расширительная турбина мощностью 5 кВт (с синхронным однофазным
генератором переменного тока 50 Гц, 230 В) или 5,5 кВт;
- редуцирующая газовая линия, обеспечивающая подачу газа в
расширительную турбину;
- распределительный щит 230/400 В;
- блок автоматического управления источников электроснабжения;
— - агрегат бесперебойного питания (АБП);
-АБП.
Конструктивно устройство БУГЭ-ГРС состоит из двух модулей:
модуль
редуцирующей
газовой
линии,
в
котором,
кроме
расширительной турбины установлено оборудование газовой обвязки (входной
шаровой кран с пневмоэлектроприводом, регулятор давления газа, выходной
шаровой кран с ручным приводом, трубопроводы и оборудование импульсного
газа);
31
электротехнический
электротехническое
модуль,
оборудование
в
котором
(распределительный
размещено
щит со
все
счетчиком
электроэнергии, коммутационные аппараты автоматического ввода резерва
АВР, блок автоматики, АБП и др.).
~~ Основные технические параметры и характеристики устройства БУГЭГРС показаны в таблице 1.3.
Таблица
1.3.
Основные
технические
параметры
и
характеристики
устройства БУГЭ-ГРС { * *
Наименование параметра.
Номинальное напряжение основного источника
питания (сеть переменного тока)
Номинальная частота основного источника
питания
Суммарная максимальная мощность
электроприемников ГРС, питающихся от сети
Коэффициент мощности нагрузки
Количество присоединений распределительной
сборки
"'
Учет электроэнергии
Номинальная мощность ТДА
Единица
измерения
Значение
параметра
В
230
Гц
50
кВт
30
относ, ед.
0,85
шт.
20
-
Микропроцесс
орный счетчик
на вводе с дву­
мя тарифными
зонами учета и
двумя направ­
лениями учета
кВт
5
Однофазный
переменный
230
Род тока
-
Номинальное напряжение ТДА
В
Номинальная частота тока ТДА
Гц
50
об/мин
3000
Заземленный
вывод
генератора
Частота вращения вала ТДА
Режим нейтрали системы электроснабжения
-
Степень автоматизации ТДА
(по ГОСТ Р 50783-95)
-
третья
32
Наименование параметра
Единица
измерения
Значение
параметра
%
±5
%
±20
%
±0,5
сек
3
Показатели качества электроэнергии,
вырабатываемой ТДА
Установившееся отклонение напряжения при
неизменной симметричной нагрузки в диапазоне
от 0% до 100% номинальной мощности.
Размах изменения напряжения при сбросе и
набросе номинальной нагрузки.
Стабильность частоты при установившемся
режиме регулятора давления газа и неизменной
нагрузки.
Время восстановления напряжения и частоты
прихбросе и набросе номинальной нагрузки.
Переходное отклонение частоты
при сбросе и набросе номинальной нагрузки
Давление газа на входном трубопроводе ГРС
Гц
±4
МПа
A j Т • •*•<•/£«/
Давление газа на выходном трубопроводе ГРС
МПа
0,6...1,2
Расход газа через турбодетандер
м /час
2000
Перепад давлений на турбодетандере
МПа
0,2±0,01
-
Взрывозащище
иное
lExsdIIAT3X
Исполнение
•5
Агрегат бесперебойного питания (АБП)
Номинальное напряжение на выходе АБП,
Допустимые отклонения
Номинальная частота напряжения
на выходе АБП
^
Допустимые отклонения
Номинальное напряжение аккумуляторной
батареи
Номинальный нагрузочный ток АБП
Минимальное время непрерывной работы АБП
при номинальной нагрузке и номинальной
емкости аккумуляторной батареи,
Номинальная емкость аккумуляторной
батареи
Конструктивно
расширительная
В
Гц
230
±5
50
Гц
±0,2
В
24
А
4
час
3
А/час
180
%
турбина
(турбодетандерный
электроагрегат), в соответствии с рисунком 1.6 состоит из турбинного
двигателя и генератора, которые установлены в едином цилиндрическом
33
металлическом корпусе с входным фланцем для подвода газа от регулятора
давления газа и выходным фланцем для отвода газа в газопровод низкого
давления. В качестве генератора используется однофазный синхронный
генератор мощностью 5 кВт с безщеточной системой возбуждения типа ТГС-4230-05-ФМ производства ОАО «Калугатрансмаш». Охлаждение генератора
осуществляется
холодным
природным
газом,
поступающим
после
его
расширения на лопатках турбинного двигателя в полость, образованную
наружной поверхностью генератора и герметичным корпусом.
Для привода генератора применяется турбинный двигатель осевого типа
(активная осевая турбина) с частотой вращения 3000 об/мин, работающий от
потока газа на ГРС за счет преобразования энергии перепада давления газа.
Сочленение валов турбины и генератора осуществляется с помощью упругой
муфты. Генераторная^ часть ТДА имеет взрывозащищенное исполнение с
уровнем
взрывозащиты
«взрывобезопасный»
с
видом
взрывозащиты
«специальный» по ГОСТ 22782.3-77.
На
наружной
поверхности
металлического
корпуса
размещена
герметичная коробка выводов, служащая для подключения обмоток статора
генератора и соединительного силового кабеля.
Коробка выводов имеет
взрывозащищенное исполнение с видом «взрывонепроницаемая оболочка» по
ГОСТ Р 51330.1-99 (МЭК 60079-1-98).
Для
предотвращения
образования
взрывоопасной
смеси
внутри
герметичного корпуса ТДА при его вводе в эксплуатацию или при проведении
работ
по
техническому
обслуживанию
и
ремонту
используются
два
продувочных штуцера, расположенных в верхней и нижней части корпуса.
Нижний штуцер используется также для слива конденсата, который может
скапливаться в нижней части корпуса.
На корпусе расширительной турбины вблизи места размещения коробки
выводов расположены два сигнализатора загазованности.
Для поддержания постоянной частоты вращения ротора генератора,
равной 3000 об/мин (и соответственно частоты тока 50 Гц), применяется
34
динамическое торможение ротора с помощью специального устройства.
Принцип работы устройства динамического торможения состоит в изменении
электрической нагрузки генератора в функции частоты вращения ротора с
помощью
тиристорного
регулятора
тока
с поддержанием
постоянной
электрической мощности генератора, равной номинальной. В
динамической нагрузки используются
электронагревательные
качестве
устройства
взрывозащищенного исполнения.
Рисунок 1.6. Турбодетандерный электроагрегат ТДЭА-5/230
1-корпус;
2-сошювой
аппарат;
3-турбинное
рабочее
колесо;
4-корпус
подшипников; 5-вал турбины; 6- муфта; 7-корпус генератора; 8-вводная
коробка;
9-
крышка корпуса
генератора;
10-однофазный
синхронный
электрогенератор с фланцевым креплением и конденсаторным возбуждением
мощностью 5 кВт (напряжение - 230 В; частота вращения 3000 мин" )
По данной разработке имеется:
- технические условия ТУ-3378-003-12930684-2006;
- руководство по эксплуатации;
-
заключение
испытательной
лаборатории
Центра
сертификации
взрывозащищенного и рудничного оборудования (ЦСВЭ) о соответствии
требованиям
взрывозащищенности
(№2006.3.9 от 28.02.2006 г.);
опытного
образца
электроагрегата
35
- утвержденный ЦСВЭ комплект конструкторской документации.
Для увеличения единичной мощности источников электроснабжения ГРС
ООО
«ВНИИГАЗ»
разработана
конструкторская
документация
на
турбодетандерные электроагрегаты мощностью 10-30 кВт. В этих агрегатах
(рисунок 1.7) используется унифицированная двухвенечная осевая активная
турбина и трехфазные синхронные генераторы соответствующей номинальной
мощности.
Рисунок 1.7. Турбодетандерный электроагрегат ТДЭА-30/400
1 - корпус детандера; 2- корпус генератора; 3 - крышка генератора; 4 - корпус
подшипников;
5
-
привод
открытия
сопел;
6
-
коробка
вводная
электрогенератора; 7 - рама агрегата; 8 - сопловой аппарат; 9 - рабочее колесо
первого венца; 10 - направляющий аппарат; 11 - рабочее колесо второго венца;
12 - муфта пальцевая; 13 - электрогенератор фланцевый; 14 - вал турбины; 15 Л
центрирующий подшипник; 16 - парциальный диск; 17 - конусный обтекатель;
- пробка продувки; 19 - пружина.
36
Техническая характеристика
• Номинальная электрическая мощность, кВт - 15 ... 30;
• Род тока - переменный, трехфазный;
• -Номинальное напряжение, В - 400;
• Номинальная частота вращения, мин'1 - 3000;
• Тип детандера - турбинный, осевой, двухвенечный;
• Тип генератора- асинхронный, в закрытом корпусе, продуваемый газом;
• Давление газа на входе (перед регулятором, МПа - 5,5;
• Давление газа на выходе, МПа -1,2; 0,6; 0,3; 0,1;
• Расход природного газа, нм /ч -1800 ... 3500
Одной
из
разновидностей
маломощных
электроагрегатов
для
электроснабжения ГРП и мини-ГРС является разработанный в ООО
«ВНИИГАЗ» шестеренчатый электроагрегат мощностью 2,5 кВт с генератором
постоянного тока напряжением 24 В. Был изготовлен опытный образец
(рисунок 1.8) и испытан на воздухе.
В
настоящее время на рынке появились автономные источники
электроснабжения на базе газовых турбин, использующих энергию перепада
редуцируемого на ГРС газа.
Наибольшее применение электроагрегаты с турбинными двигателями
имеют в схемах собственных нужд ГРС, поскольку работа турбинного
двигателя определяется технологическим процессом редуцирования газа, при
этом для работы турбинного электроагрегата требуется небольшое количество
газа, что не влияет на режим работы ГРС. Мощность агрегатов не превышает
5...30 кВт.
Рисунок 1.8. Шестеренный электроагрегат постоянного тока 2,5 кВт
1 - шестеренный детандер; 2 - генераторный блок; 3 - установочная рама; 4 корпус цилиндрический; 5 - крышка левая; в - крышка торцевая правая; 7 - вал;
8 - вонец зубчатый с внутренним зацеплением; 9 - подшипник № 60209; 10 полумуфта детандера; 11 - шестерня с наружными зубьями; 12 - подшипник Ne
60209.13 - вал эксцентриковый; 14 - подшипник Ne 60203, 15 - подшипник
опорный Ne 60203; 17 - крышка поворотная; 18 - болт фиксирует; 19 - патрубок
подвода сжатого газа; 20 - патрубок отвода расширенного газа; 21 - кольцо
упорное; 22 - автомобильный генератор постоянного тока; 23 - корпус
генератора. 24 - крышка корпуса генератора; 25 - вентилятор генератора, 26 полумуфта генератора.
Технические данные опытных турбинных электроагрегатов малой и
средней мощности приведены в таблице 1.4. В Приложении А представлены
характеристики и конструкции отечественных и зарубежных турбодетандеров.
38
Таблица 1.4. Технические данные опытных турбинных электроагрегатов
малой и средней мощности
Наименование
показателей
Обозначение
агрегата
БУГЭГРС
ДЭА-1
ТДА
ДГА-8380-Т
ПЭГА-100
1
2
3
4
5
6
Разработчик
000
«Газосна
бжение»
«ВНИИГАЗ»
000
«ВНИИГАЗ»
НПП
«Газэлектропри
бор»
ОАО
«Турбогаз»
Фирма
«Автогаз
-системаБис»
Номинальная
электрическая
мощность, кВт
5,0
2,5
1...30
8
100
12...48
ПО...380
380
перемен­
ный
шестерен­
чатый
турбинный
роторный
400
перемен­
ный
турбин­
ный
3000
5000
3000
8000
3000
6000
-
7,5...0,6
1,6...7,5
2,5...7,5
0,3...0,5
-
1,2...0,1
0,03...6,3
0,6... 1,2
0,15...0,25
1,5...2,0
6...3,5
-
6...3,5
1,5...2,0
150...230
-
1800
13000
-
60...90
-
230
130
-
25
70
15
20
-
0,58x0,27x0
,34
-
2,03x0,90
xl,15
4,4x1,05
х2,03
Напряжение, В
и род тока
Тип детандера
Номинальная
частота
вращения,
мин"1
Давление газа
на входе в
агрегат, МПа
Давление газа
на выходе из
агрегата, МПа
Степень
расширения
газа
Расход
природного
газа, нм /час
Удельный
расход
природного
газа, нм3/час
кВт
Коэффициент
полезного
действия,%
Габаритные
размеры, м
Численные значения показателей
400
перемен­
ный
турбин­
ный
28
постоянный
У
39
Наименование
показателей
Масса, кг
Удельная
масса, кг/кВт
Ресурс агрега­
та до ремонта,
тыс. час
Срок службы
агрегата до
списания, лет
Численные значения показателей
-
75
-
1200
5000
-
30
-
150
50
6
-
10
20
10
20
15
20
/
-
Из числа рассмотренных турбодетандеров производства зарубежных
фирм, России и стран СНГ полностью ни один агрегат не соответствует
рассматриваемой задаче - служить в качестве автономного компактного
источника электроснабжения ГРС для собственных нужд. В основном, все они
были спроектированы и оптимизированы совсем под другую задачу утилизация максимально возможного количества энергии на ГРС и имеют
высокие массо-габаритные характеристики (за счёт низкой частоты вращения
электрогенератора и .необходимости применения механического редуктора).
Кроме того, они имеют масляную систему смазки (высокая пожароопасность)
или магнитные подшипники (высокая стоимость).
Именно поэтому, необходимо разработать новый класс малогабаритных
высокоэффективных турбодетандеров, не имеющих аналогов в мировой
практике с использованием новых технических решений [8].
1.3. Постановка целей и задач исследований
Выполненный анализ места газораспределительных станций в системе
газоснабжения, вопросов их энергообеспечения, а также способов и источников
автономного локальногоснабжения ГРС электрической энергией позволил
сформулировать цель и задачи выполненной диссертационной работы.
Целью диссертационной работы является научно-техническое обоснование
и создание микротурбодетандерного генератора (МТГ) электрической энергии для
собственных
нужд
ГРС
с
экономичностью
и
массогабаритными
40
характеристиками, не имеющими аналогов в зарубежной и отечественной
технике. Для достижения поставленной цели необходимо использовать комплекс
новых технических
решений, не применявшиеся ранее
в
отечественной
энергетике.
Задачи исследования можно сформулировать следующим образом:
• обосновать выбор режимных параметров и геометрических характеристик
для создания микротурбодетандерных генераторов ГРС;
• разработать принципы построения конструктивной схемы перспективного
^микротурбодетандерного генератора;
• создать исследовательскую
базу и технологическое оборудование для
проведения натурных испытаний;
• провести расчётные и натурные исследования малорасходной турбины,
газодинамических подшипников и высокооборотного электрогенератора;
• обосновать прочностные характеристики МТГ;
• разработать конструктивный облик микротурбодетандерного генератора.
Решению поставленных задач и обобщению полученных результатов
посвящены соответствующие разделы данной работы.
41
Глава 2. ВЫБОР КОНСТРУКТИВНОЙ СХЕМЫ, ОСНОВНЫХ
ЭЛЕМЕНТОВ, И ХАРАКТЕРИСТИК ТУРБОДЕТАНДЕРНОЙ
УСТАНОВКИ
2.1. Структура турбодетандерной установки и особенности работы
турбодетандерной установки на ГРС
Структура турбодетандерной установки с расширительной турбиной для
получения полезной мощности на валу расширительной турбины используется
энергия газа, проходящего по магистральному трубопроводу (рисунок 2.1).
Перед подачей в турбину 1 давление газа необходимо понизить в блоке
редуцирования 4. Далее в проточной части газ проходит через входное
устройство, газовую лурбину, выходное устройство, и выбрасывается в
магистральный газопровод низкого давления. Механическая мощность газовой
турбины используется для получения электрической мощности с помощью
электрогенератора 2. Электрический преобразователь 3 позволяет получить на
выходе агрегата необходимое напряжение переменного тока с частотой 50 Гц .
Для проточной части газовой турбины, как показывает предварительная оценка,
целесообразно применить малорасходную турбину конструкции ЛПИ.
Рисунок 2.1. Структура автономной энергетической установки малой мощности
с расширительной турбиной для газораспределительных станций
1 расширительная турбина, 2- высокооборотный электрогенератор,
3- преобразователь (блок силовой электроники), 4- блок редуцирования,
5- подогреватель газа
42
На выходе из турбины температура газа Тг может опуститься ниже точки
росы, установленной ОСТ 51.40-93. В этом случае возможно обмерзание
проточной части, которое приводит к изменению проходных сечений,
повышению давления за проточной частью турбины, отрывам и пульсациям
давления и скорости потока, и резкому падению КПД и мощности газовой
турбины и возможному выпадению гидратов. Эту проблему можно решить
путем подогрева газа перед подачей в расширительную турбину в специальном
подогревателе 5.
Наибольшие трудности при расширении газа в турбодетандере могут
возникнуть из-за образования гидратов, которые в виде твёрдых кристаллов
оседают
в
проточной
части
расширительной
турбины,
на
стенках
трубопроводов в местах установки сужающих устройств, на клапанах
регуляторов давления газа, в импульсных линиях контрольно-измерительных
приборов (КИП). Наиболее благоприятные условия для образования гидратов
создаются при одновременном падении температуры и давления природного
газа, что влечёт за собой как уменьшение упругости водяных паров, так и
влагоёмкости газа, в результате чего может происходить выпадение гидратов.
Для предотвращения этого явления на входе в турбодетандерную установку
необходимо предусматривать подогрев газа. Степень подогрева зависит от
начальной температуры газа, поступающего из магистрального газопровода, и
КПД турбины. Чем выше КПД, тем глубже охлаждение при расширении газа. В
любом случае необходимо следить за
тем, чтобы температура газа за
турбодетандерной установкой не опускалась ниже 5 С.
2.2. Выбор и обоснование к основным элементам турбодетандерных
установка
Для достижения поставленной цели необходимо было использовать
комплекс новых технических решений, не применявшиеся ранее в отечественной
энергетике. Новые технические решения позволили выполнить вышеуказанные
43
требования к МТГ и обеспечить их широкое внедрение. К таким решениям
относится применение малорасходных
турбин
конструкции
преобразователей
ЛПИ,
высокоэффективных
высокооборотных
(см. структуру
на рисунке
малорасходных
электрогенераторов,
2.1) и аэродинамических
подшипников.
2.2.1. Выбор и обоснование расширительной турбины
турбодетандерной установки,
t
Для создания высокоэффективного компактного
генератора
требуются
расширительные
турбины,
турбодетандерного
работающие
при
сравнительно малых объемных расходах и высоких начальных параметрах
рабочего
тела.
Использование
трансзвуковых
и
сверхзвуковых
высокооборотных турбинных ступеней позволяет срабатывать в них большие
теплоперепады
энтальпий
при сравнительно
высокой
экономичности,
существенно сократить число ступеней турбины и повысить компактность всей
установки в целом. Над созданием таких малорасходных турбин с высоким
перепадом работают многие организации страны (МАИ, МЭИ, Ml ГУ,
СПбГПУ, СПбМУ, НИИ, КЗТ и др.). Для автономных энергетических
установок рациональным может оказаться применение турбин конструкции
ЛПИ, в которых
устраняются
парциальные потери, характерные для
малорасходных турбин [42]. Это обеспечивается малыми углами выхода потока
из соплового аппарата, большими углами поворота и относительным шагом в
лопатках рабочего колеса. При этом резко сокращается число лопаток,
упрощается конструкция и технология изготовления турбины. Особенности
кинематики таких турбин позволяют обеспечить их высокую надежность в
условиях
двухфазного рабочего тела. Такие турбины были предложены
профессором И. И. Кирилловым в конце 60-х - начале 70-х годов прошлого
века, а в дальнейшем конструктивно разработаны и исследованы на кафедре
турбинных двигателей и установок под руководством профессора В.А.
44
Рассохина в СПбГГТУ в течении последних 20 лет. Мощности реальных
натурных турбин лежали в диапазоне 300кВт > N B < 5000кВт. Выполненный
комплекс исследований показал, что уровень внутренних КПД предлагаемых
малорасходных турбин конструкции ЛПИ, превышал на 8-20% абсолютных
процентов
экономичность
традиционных
малорасходных
парциальных
классических турбин, а в отдельных случаях они являлись единственным
решением поставленных перед СПбГПУ задач.
Как показал предварительный анализ, создание высокоэффективного
компактного туроодетандерного
генератора
электрической энергии для
газораспределительной станции со сравнительно высокой экономичностью на
базе традиционных малорасходных турбин не представляется возможным из-за
малых объемных расходов рабочего тела и требований компактной компоновки
расширительной турбины и элементов турбодетандерной установки в целом.
Таким образом, в работе предложено использовать турбины конструкции
ЛПИ, эффективно работающие при малых объемных расходах рабочего тела и
позволяющие срабатывать большие перепады энтальпий. Полный комплекс
расчётно-экспериментальных
исследований
и
обоснование
расширительной турбины конструкции ЛПИ в составе
применения
турбодетандерной
установки приведены в последующих главах.
2.2.2. Выбор типа и обоснование подшипников турбодетандерной
установки
Опорные системы с лепестковыми газодинамическими подшипниками
Надежность неработоспособность микроэнергетических установок в
большой степени зависит от надежности
их опорного узла. Развитие
современного турбиностроения связано с ростом скорости вращения роторов,
так как это приводит к повышению производительности установок и КПД,
уменьшению их массы и габаритов.
45
Главными требованиями к опорному узлу будет сохранение его
работоспособности:
- при высоких угловых скоростях вращения вала;
- при изменении температуры в широком диапазоне;
- при наличии высокого уровня внешних вибраций.
Таким достаточно жестким требованиям удовлетворяют подшипники с
газовой смазкой.
На основе анализа литературы и опыта эксплуатации турбинных
агрегатов,
приводятся
достоинства
и
недостатки
различных
типов
подшипников, таблица 2.1.
Подшипники качения могут эффективно и безаварийно применяться при
частотах вращения, исключающих появление эффекта скольжения. При
высоких скоростях начинает проявляться проскальзывание между шариками и
сепаратором, обусловленное ростом сопротивления качению. Это явление, а
также повышение температуры
элементов опорных узлов, приводит к
изменению физических характеристик смазочных жидкостей, в частности,
вязкости, а также к химической и термической деструкции смазочных
материалов, что приводит к потере работоспособности. Подшипники качения,
как правило, требуют-жидкой циркулирующей смазки, для чего необходима
масляная система, включающая маслобаки, насосы, фильтры, системы очистки,
маслоохладители и вспомогательное оборудование. При повышении скорости
вращения вала существенно возрастает скоростной фактор:
DN = dm х V ,
где dm - средний диаметр подшипника dm = (D+d)/2 (мм),
V - скорость вращения вала (мм/мин),
что приводит к снижению ресурса подшипников.
46
- Таблица 2.1. Достоинства и недостатки различных типов подшипников
Тип подшипника
1
Подшипник
качения
Достоинства
2
Высокая несущая
способность.
Недостатки
3
Необходима жидкостная
смазка.
Ограничение DN<2 500 000.
Возможна деструкция смазки.
Требуется маслосистема
Пассивный
Низкие потери на трение. Плохие массогабаритные
магнитный
показатели.
Экологически чистый.
подшипник
Ограничение рабочей
Высокоскоростной.
температуры магнита. ,,
Величина зазора между
Низкая несущая способность
статором и ротором
и жесткость, плохая
равна нескольким
демпфирующая способность.
миллиметрам.
Плохие массогабаритные
Активный магнитный Высокая несущая
способность и жесткость. показатели.
подшипник
Ограничение рабочей
Высокая устойчивость.
температуры магнита.
Коэффициент
демпфирования является Разрушение при отказе блоков
регулируемой величиной. подвеса.
Низкие потери на трение.
Экологически чистый.
Высокоскоростной.
Величина зазора между
статором и ротором
равна нескольким
миллиметрам.
Сложная технология
Подшипник с
Повышенная
поворотными
устойчивость.
изготовления и сборки.
вкладышами
Способность работать в
широком диапазоне
температур. Не
нуждается в подводе
внешней мощности.
Нечувствителен к
Большие потери на трение.
Лепестковый
подшипник
тепловым расширениям.
Простая технология
изготовления и сборки.
Высокая устойчивость.
Не нуждается в подводе
внешней мощности.
Способность работать в
широком диапазоне
температур.
Экологически чистый.
Высокоскоростной.
i
47
Тип подшипника
Достоинства
Величина зазора между
статором и ротором
измеряется десятыми
долями миллиметра.
Отработанная технология
изготовления и сборки.
Высокая устойчивость.
Не нуждается в подводе
внешней мощности.
Экологически чистый.
Высокоскоростной.
Подшипник
профилированный
самоподдерживающи
йся
Вибронесущий
газовый подшипник
Экологически чистый. >
Высокоскоростной
Подшипник с
внешним наддувом
Высокая несущая
способность.
Экологически чистый.
Высокоскоростной
"Инерционный"
газовый подшипник
Высокая несущая
способность.
Высокая устойчивость к
круговым вибрациям.
Большая величина
смазочного зазора.
Экологически чистый.
Высокоскоростной.
Недостатки
Смазочный зазор измеряется
единицами микрометров, что
требует высочайшей точности
изготовления и особой
чистоты смазочного
материала.
Низкое демпфирование.
Большие потери на трение.
Для создания эффекта
сдавливания, вызываемого
вибрациями, необходим
подвод мощности извне.
Недостаточная теоретическая
обоснованность.
Малая величина смазочного
зазора требует развития.
Нужны системы очистки
воздуха. Низкий предел
возникновения круговых
вибраций (частотное
отношение =2).
Недостаточная теоретическая
обоснованность, по всей
видимости, нуждается в
большом объеме подводимого
воздуха.
Сравнительный анализ достоинств и недостатков различного типа
подшипников приведен в статье К. Исомуры и др. [10].
Частота вращения ротора на газовых подшипниках может достигать
i
нескольких десятков тысяч оборотов в минуту, порой приближаясь к
стотысячному
пределу.
Известны
опоры
наконечников
зубоврачебных
бормашин, вращающиеся со скоростью 500 000 об/мин (8000Гц) [11]. В то
время как валы, опирающиеся на шарикоподшипники, если и могут достигать
достаточно высоких оборотов, то несравнимых с приведенными выше, и то,
48
только
в
ущерб
их
ресурсу
работы.
Сами
высокоскоростные
шарикоподшипники будут достаточно уникальными, как и их стоимость. Кроме
того, как будет показано ниже, использование вместо шарикоподшипников
газовых опор позволяет существенно снизить требования к балансировке вала.
Действительно,
скорость
вращения
вала,
взвешенного
на
газовых
подшипниках, ограничена только устойчивостью системы газовая смазка - вал
и частотой собственных колебаний гибкого вала. Благодаря высокой скорости
вращения
поддерживаемого
вала,
обеспечивается
повышенный
КПД
устройства, и может использоваться более простая безредукторная конструкция
привода.
Если, как отмечалось, высокая температура в подшипниках качения с
жидкостной смазкой вызывает температурную деформацию и приводит к их
заклиниванию, а также к деструкции или к падению вязкости а, следовательно,
несущей способности смазки, то несущая способность газовых опор растет
вместе с ростом температуры. Решить же проблему с температурными
деформациями смазочного зазора позволяют подшипники с изменяющимся
зазором за счет поворотных вкладышей или гибких лепестков.
Поставленную задачу по созданию микротурбодетандера могли бы
решить магнитные подшипники, но они увеличивают габариты устройства,
требуют
создания
сложной
системы
автоматического
регулирования,
обеспечивающей их функционирование. Основной недостаток магнитных
подшипников заключается в потере ими работоспособности при повышении
температуры выше 120° С.
Сравнение диапазонов изменения допустимых угловых частот вращения
ротора и предельных температур для различных типов опорных узлов
представлено на рисунке 2.2.
49
9
T, C
450
400
/
J3
¥
200
1
2
120
)0
10
Ж?
60
1
100 120
OJ ТЫС Об&ШЙ
200
Рисунок 2.2. Сравнение диапазонов изменения допустимых угловых
частот вращения ротора и предельных температур для различных типов
опорных узлов
1 - шарикоподшипник, 2- масляный подшипник, 3- лепестковый
газодинамический подшипник
Для турбодетандера
и других подобных энергетических
установок
малой мощности, наиболее приемлемой, если не единственной, возможностью
их реализации является использование именно лепестковых газодинамических
подшипников (ЛГДП), которые сохраняют работоспособность в широком
диапазоне
температур
и
при
этом
обладают
всеми
преимуществами,
свойственными подшипникам с газовой смазкой, а именно: высокой скоростью
вращения вала, экологической чистотой, благодаря использованию в качестве
смазки окружающего воздуха или рабочей газовой среды. Это особенно важно
при работе в отдаленных районах, из-за исключения необходимости завоза
специальных смазочных материалов. Кроме того, благодаря отсутствшо в
рабочем режиме трущихся деталей, данная конструкция имеет достаточно
большой ресурс. Заметим, что в отличие от жидкой смазки, газовая имеет
меньшие потери на трение.
50
Обзор существующих типов подшипников с газовой смазкой.
Сравнительные характеристики
Физико-математические
аспекты
теории
газовой
смазки
весьма
подробно исследованы в монографии под редакцией А.Ю. Филиппова и И.Е.
Сипенкова [12], В микротурбодетандере применены два вида подшипников,
различающихся по форме и по воспринимаемой нагрузке: радиальныйцилиндрический и упорный-кольцевой, которые в совокупности обеспечивают
восприятие
произвольно
направленной
нагрузки.
Они
представлены
соответственно на рисунках 2.32,а и 2.3,6.
Рисунок 2.3. а) радиальный и б) упорный подшипники
В радиальном (опорном) подшипнике ротор (шип) 1 вращается с угловой
скоростью в подшипнике (втулке) 2. В упорном подшипнике (подпятнике)
осевая нагрузка G ротора 1 воспринимается пятой 3, опирающейся
на
подпятник 4.
Также известно три основных типа подшипников с газовой смазкой,
отличающиеся по способу создания несущей способности.
51
"
Рисунок 2.4. Газодинамический подшипник
Во-первых, это газодинамический подшипник, радиальный
вариант
которого представлен на рисунке 2.4. Подшипник состоит из неподвижного
элемента 1 и движущейся над ним поверхности 2.
Создание
несущей
способности
в
газодинамическом
подшипнике
обеспечивается за счет эффекта «смазочного клина», суть которого состоит в
том, что смазка нагнетается движущимися элементами в направлении сужения
(конфузорности) зазора, где стремится удержаться за счет сил вязкого трения,
что приводит к росту давления и созданию несущей способности. На рисунке
2.4 показаны профили скоростей VB различных сечениях.
Конфузорность ^ может
создаваться
за
счет
взаимного
положения
ограничивающих зазор поверхностей, например, в описанном выше радиальном
гладком газодинамическом подшипнике -
при смещении ротора (шипа)
относительно подшипника (втулки) на величину эксцентриситета е (см.
рисунок 2.5).
52
*»
-$•»-
Рисунок 2.5. Виды профилирования газодинамических подшипников
а) спиральные канавки, б) профиль Рэлея-Дрешера
Другой способ создания конфузорности - это нанесение на поверхность
подшипника специального микрорельефа (например, спиральных канавок (см.
рисунок 2.5,а)) или пррфиля Рэлея-Дрешера (см. рисунок 2.5,6). В обоих типах
подшипников относительная протяженность профиля обозначена величиной ж,
глубина
профиля,
отнесенная
к
среднему
смазочному
зазору
непрофилированного подшипника, -А. Угол наклона спиральных канавок к
направлению скольжения поверхности обозначен величиной р.
В подшипниках с профилем Рэлея-Дрешера по торцевым сторонам идет
уплотнительный пояс, препятствующий свободному истечению смазки из
зазора и повышающий его несущую способность (на рисунке заштрихован).
Такой же уплотнительный пояс имеется у подшипника со спиральными
канавками. Причем, последний тип подшипников в случае
отсутствия
уплотнительного пояса вообще не создает избыточного давления и не обладает
несущей способностью.
Максимально газодинамический подшипник с недеформируемыми
поверхностями может обеспечить удельную нагрузку не более 5 Н/см.
Лепестковый газодинамический подшипник обладает величиной удельной
нагрузки и того меньше - не более 2 Н/см2. В лепестковых подшипниках зону
53
уплотнения создать проблематично, что, естественно, сказывается на их
грузоподъемности.
Рисунок 2.6. Подшипник с наддувом
Второй тип опор с газовой смазкой - подшипник с наддувом, изображен
на рисунке 2.6. В нем осуществляется принудительная подача газа в смазочный
зазор. Подшипник состоит из втулки 1 и ротора 2, разделенных смазочным
зазором. На втулке выполнены устройства наддува 3. В камере нагнетания
давление равно давлению наддува рА, а давление в смазочном зазоре напротив
устройства наддува -ps. Давление окружающей среды, равное р0, на рисунке не
обозначено.
Подшипник с наддувом обеспечивает максимальную удельную нагрузку
Wyfl = 0,4-(pd - ро). Обычно давление наддува лимитируется условием
обеспечения дозвукового течения в смазочном зазоре. Поэтому максимальная
удельная нагрузка может принимать значения, не превышающие 25 Н/см^.
При приведении в движение ротора 2
образуется подшипник
гибридного типа, в котором несущая способность создается как за счет эффекта
«смазочного клина», так и за счет принудительного наддува газа в смазочный
зазор. Следует заметить, что для гибридного подшипника возможны случаи,
когда при движении поверхности 2 из-за «размазывания» эпюры давления в
54
зазоре будет наблюдаться не увеличение, а уменьшение несущей способности
подшипника.
Рисунок 2.7. Виброопора
И, наконец, третий тип - виброопора (см. рисунок 2.7), создающая
избыточное давление за счет нелинейных эффектов, обеспечивающих подкачку
в смазочный зазор газа из окружающей среды при колебаниях втулки 1
относительно взвешенного в ней ротора 2. Понять физические принципы
работы виброопоры возможно, если обратиться к ее простейшему варианту,
который представляет собой две параллельные пластины, одна из которых
совершает
гармонические
колебания
относительно
другой
по
оси,
перпендикулярной к их поверхностям. При движении пластины вверх создается
разрежение, и газ из окружающего пространства устремляется в зазор, при этом
в каждый следующий момент времени порция газа попадает во все
увеличивающийся зазор, что способствует более эффективному всасыванию.
При движении пластины вниз газ выталкивается наружу, но по мере движения
порции газа к периферии зазор уменьшается и сопротивление возрастает,
затрудняя истечение газа. Таким образом, в каждом цикле всасывается больше
газа, чем истекает. И такой переходный процесс продолжается до тех пор, пока
55
среднее
давление
в
каждой
точке
в
смазочном
слое
не
достигнет
установившегося значения.
Основы теории газовой смазки
Основы расчета подшипников скольжения, к каковым относятся и
подшипники с газовой смазкой, были заложены на рубеже XIX и XX веков Н.П.
Петровым, А. Зомерфельдом [15].
Первые опыты практического использования газовых подшипников с
наддувом в прецизионном приборостроении относятся к тридцатым годам XX
века. Достаточно упомянуть гироскопические приборы американской фирмы
Сперри и гироскоп шар ЦНИИ «Электроприбор» [12], разработкой которого
занимался Н.Н. Остряков.
В конце сороковых годов XX века началось внедрение в ЦНИИМСе
газовых подшипников в направляющих и в шпинделях высокоточных станков.
Родоначальником этого направления заслуженно считается С.А. Шейнберг [16].
Следующим
направлением, в котором нашли применение газовые
подшипники, стало турбокомпрессоростроение. Активно развивал данное
энергетическое направление, к сожалению рано ушедший от нас, Г.А. Лучин
[17], сотрудник НПО ЦКТИ им. И.И. Ползунова. В 90-х годах прошлого века
Геннадий
Александрович
Лучин
был избран
президентом
ассоциации
разработчиков и потребителей газовых опор «Экологически чистые машины,
оборудование, системы» («ЭКСОС»).
В
начале 90-х годов прошлого века обзор состояния разработки
лепестковых газовых подшипников и оценку возможных подходов к их расчету
провел И.Е. Сипенков. И хотя в последние годы наметился некоторый прогресс
в таких исследованиях, будем в настоящем подразделе опираться на основные
положения и выводы данного обзора.
Особенность
расчета
лепестковых
газодинамических
подшипников
состоит в необходимости совместного решения классического уравнения
теории газовой смазки - уравнения Рейнольдса и уравнений упругих
56
деформаций лепестков, под действием распределенных в смазочном слое сил
давления. В свою очередь, очевидно, что распределение поля давления будет
определяться формой зазора, формируемой лепестком в результате его
деформаций.
Из
сказанного
ясен
комплексный
характер
задачи
упругогидрогазодинамической смазки, стоящей на стыке различных научнотехнических дисциплин - динамики вязкой жидкости и газа, механики твердого
деформируемого тела. К сожалению, специалисты, достаточно хорошо
владеющие всеми этими дисциплинами, очень редки, и это отчетливо видно по
теоретическому уровню работ, как отечественных, так и зарубежных. Как
показал в своих работах В.А. Сытин [18], в наиболее сложных случаях при
расчете переходных режимов, характеризуемых сухим трением и выделением
тепла, когда задачу уже нельзя считать изотермической, она еще более
усложняется, поскольку приходится дополнительно привлекать уравнения
термодинамики.
Лепестковые опоры - один из наиболее трудных для теоретического
анализа объектов, с которыми приходится иметь дело в задачах газовой смазки.
Стимулом для преодоления этих трудностей является исключительно высокие
динамические свойства этих опор - они, в отличие от других типов газовых
подшипников, практически не теряют устойчивости даже при весьма высоких
частотах вращения ротора, обеспечивают безаварийную работу опорного узла в
режимах запуска и останова, при кратковременных перегрузках. По степени
эксплуатационной надежности лепестковые опоры, по-видимому, значительно
превосходят газовые подшипники иных типов, хотя могут заметно проигрывать
им по несущей способности и жесткости.
Теоретические расчеты характеристик подшипников с газовой смазкой
базируются на фундаментальном уравнении теории газовой смазки — уравнении
Рейнольдса, которое получается
из системы уравнений Навье-Стокса,
описывающей динамику вязкого газа, путем применения к ней ряда допущений.
Уравнения
движения газа
дополняются уравнением
неразрывности и
уравнением состояния газа. Если представить совокупность уравнений Навье -
Стокса как одно векторное уравнение, то исходная система в обычных
обозначениях векторного анализа примет вид [19]
ди
dt
^
dt
(ugrad)u
(
1
^
= -gradp + ш Au +—graddivu
+ div(pu) = 0;
v
'
(2.1)
?- = Ш.
p
Здесь t - время, u - вектор скорости газа, p, p, T, u, — его давление,
плотность, абсолютная '• температура и вязкость, 9Т — универсальная газовая
постоянная.
В теории газовой смазки исходная система уравнений Навье-Стокса (2.1)
упрощается с учетом ряда допущений, к которым относятся:
1) малость смазочного зазора по сравнению с габаритами подшипника;
2) неразрывность смазочной среды;
. 3 ) малость изменения давления поперек смазочного зазора.
В результате применения допущений фундаментальное уравнение теории
газовой смазки - уравнение Рейнольдса, окончательно представляется в
компактном безразмерном виде, предложенном Пэном [12]:
н
3
div # pgradp - А(щ + и2)Нр_А
=а
р)
dt
(2.2)
где Н— смазочный зазор;
U] и U2 скорости движения поверхностей, ограничивающих смазочный
зазор.
Параметры Л и а, которые обычно называют «числом сжимаемости» и
«числом сдавливания», соответственно равны
Л=
6\IULQ
a = 2AS =
2
ho Po
Ьо2Ро*о
где в качестве обезразмеривающих масштабов приняты:
Ро - давление окружающей среды,
г0 - радиус опоры,
58
ho - номинальное значение радиального зазора,
L0 - характерный размер подшипника.
Это уравнение тщательно исследовано в ряде монографий, например,
[12,19] и поэтому не будем на нем останавливаться подробно, приведя его в
окончательном виде.
Граничными условиями
будут равенство
давления
по
контуру
подшипника давлению, окружающей среды и сращивание давления на линии
скачкообразного изменения зазора между соседними лепестками.
Созданием турбодетандеров на лепестковых подшипниках занимался
А.Н. Брагин в НПО «Наука». Большой объем исследований, обеспечивающих
разработку и внедрение лепестковых подшипников, провели Захарова Н.Е. и
Сигачев СИ. [22-23].
Расчеты характеристик лепестковых подшипников проводились в
Челябинском политехническом институте под руководством Г. А. Левиной [24].
Суть разработанного метода расчета состояла в том, что решалась плоская
одномерная
задача
газовой
смазки
-
лепесток
считался
бесконечно
протяженным. Также бесконечным считался лепесток, рассматриваемый в виде
балки, при решении сопряженной задачи упругости. В такой простоте
постановки задачи состояло достоинство метода, позволившего довести
решение до конечного результата, но и его недостаток, связанный с большими
погрешностями расчетов, обусловленных неучетом сложности формы лепестка,
деформированного под действием сил давления смазочного слоя, и боковых
утечек газа, снижающих несущую способность подшипника. Впервые задача в
такой постановке была решена в середине 70-х годов прошлого века.
Дальнейшее развитие вычислительной техники, рост быстродействия
процессора и объема оперативной памяти позволили приступить к расчету
лепестковых опор в двумерной постановке, выполненной Г.Г. Агишевым с
соавторами [25,26].
59
Выбор типа подшипника для турбодетандерной установки. Описание
конструкции, характеристики
Для расчета любого устройства с газовыми подшипниками необходимо
задаться исходными данными. Вначале выбирается положение оси вращения
ротора относительно силы тяжести: вертикальное, горизонтальное или
произвольное. Для турбодетандерной установки оно принято горизонтальным,
при этом весовую нагрузку будут воспринимать радиальные подшипники, а
упорный должен будет компенсировать осевую реактивную силу, создаваемую
колесом турбины, величину которой, также необходимо предварительно
оценить.
Расчет параметров опорных узлов, как правило, проводится методом
итераций: сначала выбирается, исходя из функциональности и ожидаемых
характеристик, конструкция, а затем определяется вес ротора G, взаимное
положение
радиальных
подшипников, положение
центра
тяжести
и
необходимые для оценки динамики узла осевой и экваториальный моменты
инерции J0 и /э- Также на этой стадии проектирования задаются ожидаемыми
габаритами опорного узлов.
Кинематическая
схема
возможной
турбодетандерной
установки
приведена на рисунке 2.8. Как будет показано ниже, опорный узел состоит из
двух радиальных и одного двустороннего упорного подшипника.
Рисунок 2.8. Кинематическая схема турбодетандерной установки
6 0
Радиальные подшипники 1 и 4 размещены с двух концов генератора 2.
Центры их отстоят друг от друга на расстояние Ll2. Начало координат
помещено в центр тяжести ротора, расположенный на расстоянии L\Q ОТ
правого подшипника.
^ Пята; упорного ^подпятника 3 помещена между генератором 2 и
,
радиальным
подшипником 4. Подпятник выполнен двусторонним
восприятия
произвольно
направленной
нагрузки.
Стороны
для
упорного
подшипника максимально приближены друг к другу - расположены с разных
'•' сторон тонкого опорного ;. диска, что позволяет избежать
существенных
изменений монтажного зазора при значительных перепадах температур.
Если известен вес ротора, то габариты подшипников могут быть оценены
расчетным путем из предположения, что каждая из радиальных опор должна
быть нагружена равномерно и иметь 20% запас по несущей способности.
Площадь поверхности лепестков выбирается из условия, чтобы удельная
нагрузка на их суммарную площадь не превышала 2 Н/см .
Зададимся весом ротора равным 61,5 Н. Нагрузку на каждую из
радиальных опор полагаем равной 37,0 Н. Увеличение веса ротора с 61,5 Н до
i
74 Н связано с учетом 15% потерь несущей способности при работе МДГ-20 на
природном газе по сравнению с характеристиками, получаемыми при работе
агрегата при нормальных условиях на воздухе. После этого определяем
необходимый диаметр цапфы ротора — 50мм, а длину лепестка выбираем
стандартной - 54мм. При этом удельная нагрузка не будет превышать заданной
предельной
величины. Исходя из габаритов подшипников, уточняется
компоновка МДГ-20 и нагрузка на каждую из опор. Определяются расстояние
между центрами подшипников L\-f= 303мм и расстояние Lo2 = 118мм от левого
подшипника до начала координат. Исходя из условий статического равновесия
и обратившись к рисунку 2.7, определим реакции опор:
GL 1 0 =P2L 1 2 .
(2.3)
Уточненные значения реакций опор принимают значения Pi = 29 Н,
Рг = 45 Н. Полученное теоретически распределение нагрузки между опорными
61
элементами
было
подтверждено
экспериментально
с
помощью
двух
динамометров, установленных по центрам радиальных опор горизонтально
расположенного ротора.
Проверка по удельной
несущей способности для заданных
выше
габаритов для наиболее нагруженной радиальной опоры дает значение равное
'У
1,7 НУсм , что заведомо меньше максимального допустимого значения равного
2 Н/см . Радиальные подшипники должны помимо веса ротора выдерживать его
вибрации, обусловленные действием радиального дисбаланса и изгибных
колебаний.
У
. „.'
;
Заметим, что для двухопорной системы задача корректна. Если же
имеется большее число опор, то задача в классической постановке становится
статически неопределенной. Обойти указанную проблему удается,
введя
дополнительные условия — задавшись жесткостью каждой из опор.
Для
кольцевого подпятника внешний диаметр пяты равен 86 мм, а
внутренний - 52 мм, что обеспечивает установку гибкой платы подшипника на
роторе с небольшим зазором в 1мм. Зададимся осевой силой равной 350 Н (что
выше требований технического задания на проектирование МДГ-20), в этом
случае удельная несущая способность принимает значение равное ~ 9,5 Н/см
(удельная нагрузка в упорном лепестковом подшипнике не должна превышать
ЮН/см , при этом предельная нагрузка на подшипник составит 368 Н).
Таким
образом,
показано, что в заданном
диапазоне
нагрузок
лепестковые подшипники заданных габаритов оказываются работоспособными.
Особенности балансировки вала в газовых подшипниках
Дисбаланс ротора определяется как смещение d его центра масс
относительно
оси, вокруг
турбомашиностроении
мерой
которой
происходит
дисбаланса
вращение.
выступает
момент,
Часто
в
равный
произведению веса ротора G на плечо d.
Есть два подхода определения допустимого остаточного дисбаланса
ротора. Первый - классический, применим для роторов, опирающихся на
62
жесткие опоры, в которых вокруг фиксированной геометрической оси
совершает вращательное движение центр тяжести, отстоящий от нее на
величину дисбаланса. При этом влияние дисбаланса проявляется в виде
центробежной силы. Из практики эксплуатации роторов в жестких опорах
известно,
что
турбина
нормально
работает
при
неуравновешенной
центробежной силе, не превышающей трети веса ротора. Легко показать, что
при этом допускаемый остаточный момент от дисбаланса на номинальных
оборотах составит 1,2 грмм.
Второй подход применим для роторов, опирающихся на податливые
опоры, частным случаем которых являются лепестковые газодинамические
подшипники. В своих работах [12,29,30] Б.С. Григорьев, В.Н. Дроздович и А.С.
Кельзон показали, что динамическое поведение роторов, опирающихся на
газовые подшипники^ существенно отличается от поведения подобных
устройств с шарикоподшипниками. В силу особенностей свойств смазочной
пленки газовые подшипники сходны в определенном диапазоне параметров с
податливыми подшипниками, каждый из которых имеет две поступательные
степени
свободы,
перпендикулярные ' оси
вращения
ротора.
Для
газодинамических лепестковых подшипников данный эффект еще более
усиливается.
Действительно, расчет динамики системы «ротор - газовый слой - пакет
лепестков» требует специфического подхода, без которого полученные
результаты не только качественно, но и количественно могут быть далеки от
истины.
Как показано в работах А.С.Кельзона, В.И.Яковлева и др. [30,31],
роторы, вращающиеся в подшипниках с подвижными опорами, обладают
свойством самоцентрирования, выражающимся в том, что при разгоне ротора
ось его вращения, вначале совпадающая с геометрической осью, по мере набора
оборотов будет стремиться совместиться с главной осью инерции, проходящей
через центр масс. Как показывает практика, это явление проявляется после
прохождения через вторую критическую частоту. При каждом пуске и останове
:
:
'• | "- / '
63
ротор проходит через несколько резонансов. Для микротурбодетандера МДГ-20
первый и второй резонансы, соответствующие частотам 62,0 Гц (3700 об/мин) и
82,2 Гц (5000 об/мин), характеризуют соответственно цилиндрическую и
коническую прецессию жесткого ротора'на упругих опорах. Более высокие
критические частоты, начиная с третьей, равной 750 Гц (45 000 об/мин),
характеризуют изгибные колебания гибкого ротора. Собственная частота
вращения ротора 600Гц (36 ОООоб/мин), что с гарантированным запасом
меньше частоты изгибных колебаний ротора. Таким образом, до второй
критической частоты из-за того, что центр масс отстоит от оси вращения на
некоторый радиус, проявляется центробежная сила, воздействующая на корпус
через опоры, что может привести к их разрушению. Но следует учитывать, что
прецессионные твердотельные
колебания ротора происходят на низких
частотах, не превышающих 100 Гц, и действующая при этом центробежная
сила пренебрежимо мала. При частотах вращения ротора, существенно
превышающих вторую критическую частоту, он начнет вращаться вокруг
главной оси инерции, проходящей через центр масс, при этом будет
наблюдаться биение поверхности ротора с амплитудой, равной смещению
геометрического центра ротора относительно центра масс. При этом сила
воздействия на фундамент будет стремиться к нулю, а разрушение и выход из
строя подшипника происходит при касании ротора о лепестки из-за чрезмерно
большой амплитуды колебания поверхности ротора, численно равной величине
смещения центра масс относительно геометрического центра. Для опор, не
имеющих податливости, величина центробежной силы лимитирует величину
допустимого дисбаланса ротора, при этом требования к балансировке ротора
могут быть на порядок более жесткие, чем для роторов, опирающихся на
газовые опоры.
Зададимся, исходя из опыта эксплуатации роторов, опирающихся на
лепестковые
газодинамические
подшипники,
смещением
центра
масс
относительно оси геометрической симметрии равным 3 мкм. При весе ротора
61,5Н будем иметь величину момента от дисбаланса равную 18 грмм. Такая
^
64
точность балансировки достаточно легко достижима, а по мере проведения
испытаний с внесением калиброванных дисбалансов эти требования могут даже
быть откорректированы в сторону увеличения.
2.2.3. Выбор типа и обоснование электрогенератора и
преобразователя турбодетандерной установки
Электрическая
машина
представляет
собой
электромеханическое
устройство, предназначенное для преобразования либо механической энергии в
электрическую (электрический генератор), либо электрической энергии в
механическую (электрический двигатель).
В настоящее время существуют разнообразные конструктивные формы
электрических машин, но подавляющее их большинство построено на
принципе
вращательного
движения
подвижной
части
относительно
неподвижной. Обобщенная конструкция такой электрической машины состоит
из вращающейся и неподвижной частей, между которыми имеется воздушный
зазор. Неподвижная часть магнитной системы вместе с размещенной на ней
обмоткой и корпусом, в котором закрепляется эта часть, называется статором, а
вращающаяся часть магнитной системы - ротором. Ротор вращается в
подшипниках. Конструктивная схема электрической машины представлена на
рисунке 2.9
/
Z
.гс-
Рисунок 2.9. - Конструктивная схема электрической машины:
1 - статор, 2 - ротор, 3 - подшипниковые щиты, 4 - подшипники.
65
Если электрическая машина работает в режиме генератора, то при
вращении ротора в рабочей обмотке наводится ЭДС и при подключении к ней
потребителя появляется электрический ток. При этом механическая энергия
приводного механизма преобразуется в электрическую энергию. Если машина
предназначена для работы в качестве электродвигателя, то рабочая обмотка
машины подключается к внешнему источнику. При этом ток, возникший в этой
обмотке, взаимодействует с магнитным полем возбуждения и на роторе
возникают электромагнитные силы, приводящие ротор во вращение. При этом
электрическая
энергия,
потребляемая
двигателем,
преобразуется
в
механическую, затрачиваемую на приведение какого-либо механизма.
Работа электрических машин основана на законах электрических и
магнитных явлений: законе электромагнитной индукции и законе Ампера.
Сущность закона электромагнитной индукции применительно к электрической
машине состоит в том, что при движении проводника в магнитном поле со
скоростью v в направлении, перпендикулярном вектору магнитной индукции В,
в нем индуцируется ЭДС:
E=B£v
где € - активная длина проводника, находящаяся в магнитном поле.
Для увеличения ЭДС машины в магнитном поле размещается не один, а
ряд последовательно соединенных проводников, которые образуют обмотку.
Чтобы получить по возможности более сильное магнитное поле, магнитная
система машины, где замыкается это поле, выполняется из ферромагнитных
материалов.
Обзор существующих типов электрических машин
По
мощности ^ электрические
машины
условно
разделяют
на
микромашины, машины малой мощности, средней и большой мощности.
Микромашины имеют мощность от долей ватта до 500 Вт. Они работают на
постоянном или на переменном токе промышленной (50 Гц) или повышенной
частоты (400...2000 Гц). Машины малой мощности - от 0,5 до 10 кВт. Работают
66
на постоянном или на переменном токе 50 Гц или повышенной частоты.
Машины средней мощности - от 10 кВт до нескольких сотен киловатт на
постоянном или переменном токе промышленной частоты. Машины большой
мощности - свыше нескольких сотен киловатт на постоянном или переменном
токе 50 Гц.
По частоте вращения электрические машины можно подразделить на:
• тихоходные - с частотами вращения до 300 мин"1;
• средней быстроходности (- 300...1500 мин"1;
• быстроходные - 1500...6000 мин"1;
•
сверхбыстроходные - свыше 6000 мин*1.
Рассмотрим
классификацию
электрических
машин
по
принципу
действия, согласно которой все электрические машины разделяются на
бесколлекторные и коллекторные, различающиеся как принципом действия, так
и конструкцией. На рисунке 2.10 представлена диаграмма классификации
электрических машин, содержащая основные их виды, получившие наибольшее
применение в современной электроэнергетике.
Бесколлекторные машины - это машины переменного тока. Они
разделяются
на
асинхронные
и
синхронные.
Коллекторные
машины
применяются главным образом для работы на постоянном токе в качестве
генераторов
или
двигателей,
переключающее устройство
имеющим
специальное
механическое
- коллектор. Лишь коллекторные машины
небольшой мощности делают универсальными двигателями, способными
работать как от сети постоянного, так и от сети переменного тока.
Электрические машины одного принципа действия могут различаться
схемами
включения,
эксплуатационные
либо
свойства
другими
этих
признаками,
машин.
Например,
влияющими
асинхронные
на
и
синхронные машины могут быть трехфазными (включаемыми в трехфазную
сеть),
конденсаторными
или
однофазными.
Синхронные
машины
и
коллекторные машины постоянного тока в зависимости от способа создания в
67
них магнитного поля возбуждения разделяются на машины с обмоткой
возбуждения и машины с постоянными магнитами [51].
Здапршшше машины
Кошккхориью
Шсколм&шорпий
Ошхрскгаше
Асишсроште
ПОСТОЯННОГО
Умивереаяш*»
X
Ск»рстщротором
С фгшшм
ротором
*"Ч
KoitaeHcarrqpitue
Реаюгишше
i
Собмсггкой
швбуждшмж
Трехфазше
Одиофааше
тока
С 1ЮСХШ111ШМИ
малинами
•*—О
ч«
ml I
Вштшшгые
«#*—о
Гистерезнснме
Рисунок 2.10.- Классификация электрических машин
Асинхронная
машина
-
двухобмоточная
электрическая
машина
переменного тока, у которой только одна обмотка (первичная) получает
питание от электрической сети с постоянной частотой fj, а вторая (вторичная)
обмотка замыкается накоротко или на электрические сопротивления. Токи во
вторичной обмотке появляются в результате действия электромагнитной
индукции. Их частота
i% является функцией угловой скорости ротора.
Наибольшее распространение получили асинхронные машины с трехфазной
симметричной обмоткой на статоре, питаемой от сети переменного тока, и с
трехфазной или многофазной симметричной обмоткой на роторе. Асинхронные
машины в основном используют как двигатели; в качестве генераторов их
применяют
крайне
редко.
Асинхронный
двигатель
является
наиболее
'
68
распространенным типом двигателя переменного тока. Асинхронные машины в
зависимости от конструкции обмотки ротора разделяются на машины с
короткозамкнутым ротором и машины с фазным ротором. Принцип действия
асинхронной машины следующий - в обмотке статора, включенной в сеть,
создается 'магнитное поле, первая гармоническая которого вращается с
частотой ni. Поле пересекает проводники обмотки ротора и наводит в них ЭДС.
Если цепь ротора замкнута, то в ней появится ток. На проводники с током,
расположенные в магнитном, поле, действуют
электромагнитные силы,
,
I ,
'г*-..- .---
суммарное усилие которых образует электромагнитный момент. Частота, с >
которой вращается ротор, обязательно должна отличаться
от
частоты
вращающегося магнитного поля.
Синхронной машиной называют такую машину переменного тока,
частота
вращения
ротора
которой
равна
частоте
вращения
первой
гармонической поля статора и определяется частотой переменного тока в
обмотке статора и количеством пар полюсов машины. Как правило, магнитное
поле в синхронной машине создается обмоткой постоянного тока ротора,
называемой обмоткой возбуждения, и обмоткой переменного тока' статора,
называемой обмоткой якоря. В синхронных машинах вместо обмотки
постоянного тока на роторе, в качестве источника возбуждения, также
используют постоянные магниты (магнитоэлектрические синхронные машины)
или же магнитное поле создается только переменным током обмотки статора
(реактивные синхронные машины). По устройству ротора различают два типа
синхронных машин: с явнополюсным ротором, в котором катушки обмотки
постоянного тока размещены на выступающих полюсах, и с неявнополюсным
ротором, в котором распределенная обмотка постоянного тока уложена в пазы
ротора. Синхронные машины наиболее широко применяют в современных
электрических установках в качестве генераторов. Конструкция синхронного
генератора в основном определяется типом привода. В зависимости от этого
различают
турбогенераторы,
гидрогенераторы
и
дизель
генераторы.
Турбогенераторы приводятся во вращение паровыми или газовыми турбинами,
69
гидрогенераторы
- гидротурбинами, дизель
генераторы
- двигателями
внутреннего сгорания. Синхронные машины используют также в электрических
системах для генерирования реактивной мощности в целях улучшения
коэффициента мощности сети и регулирования ее напряжения; в этом случае их
называют синхронные компенсаторы. Синхронные машины мощностью до 100
кВт и выше находят применение и в качестве электродвигателей для привода
насосов, компрессоров, вентиляторов и других механизмов, работающих при
постоянной частоте вращения. Синхронные двигатели широко используются в
системах автоматики, поскольку они обладают преимуществом перед другими
типами двигателей: у них имеется жесткая связь между частотой сети и
частотой вращения [50].
Машина постоянного тока представляет собой, по существу, машину
переменного тока со специальным узлом - коллектором, который при
определенных условиях преобразует переменный ток в постоянный. В машине
постоянного тока поле индуктора, создаваемое системой полюсов, неподвижно
в
пространстве, а
протекающий в
обмотке якоря переменный ток,
выпрямляемый с помощью коллектора, образует вращающееся относительно
якоря в обратную сторону магнитное поле. В зависимости от способа
подключения обмотки возбуждения к обмотке якоря, различают следующие
типы
двигателей:
возбуждения.
параллельного,
По способу
последовательного
возбуждения
генераторы
и
смешанного
постоянного тока
подразделяют на генераторы независимого возбуждения и генераторы с
самовозбуждением. Генераторы независимого возбуждения подразделяют на
генераторы,
возбуждаемые
электромагнитным путем,
и
генераторы
с
постоянными магнитами. В зависимости от способа включения обмотки
возбуждения
генераторы
с
самовозбуждением
бывают
параллельного
возбуждения, последовательного возбуждения и смешанного возбуждения.
Помимо электромагнитного возбуждения, машина постоянного тока может
быть
выполнена с возбуждением
от постоянных магнитов. Машины
постоянного тока с постоянными магнитами, как правило, используют при
70
небольшой мощности. Обычно машины постоянного тока с постоянными
магнитами мощностью от единиц до сотен ватт используют в качестве
двигателей для привода устройств бытовой техники, электроинструмента в
автоматических системах (исполнительные двигатели и тахогенераторы).
Отсутствие обмотки возбуждения намного упрощает схемы их включения.
Вентильный двигатель- постоянного тока представляет собой соединение
синхронной машины с полупроводниковым коммутатором. В вентильном
двигателе
коммутатор
выполняет
роль
инвертора
-
преобразователя
постоянного тока сети1 в переменный ток обмотки якоря. Характеристики
вентильного двигателя зависят от способа управления полупроводниковыми
элементами коммутатора.
Универсальными называют коллекторные двигатели, которые могут
работать как от сети постоянного, так и от сети однофазного переменного тока.
Однофазные
коллекторные двигатели
обычно
имеют
последовательное
возбуждение. Применение параллельного возбуждения в данном случае
ограничено из-за большой индуктивности параллельной обмотки возбуждения,
имеющей
большое
число
витков.
Основной
недостаток
однофазных
коллекторных двигателей - тяжелые условия коммутации.
Характеристики электрических машин
Для асинхронных двигателей с короткозамкнутой обмоткой на роторе
характерна жесткая механическая характеристика (при изменении нагрузки от
холостого хода до номинальной их частота вращения уменьшается всего на
2...5%). Кроме того, /они обладают также довольно высоким начальным
пусковым вращающим моментом (при глубоких и бутылочных пазах в роторе).
Их основные недостатки: трудность осуществления плавного регулирования
частоты вращения в широких пределах; большие пусковые токи (в 5...7 раз
превышающие номинальный ток). Двигатели
контактными
кольцами
лишены
этих
с фазным ротором и с
недостатков
ценой
усложнения
конструкции ротора, что приводит к снижению надежности по сравнению с
71
короткозамкнутыми двигателями. Обмотка статора двигателей с фазным
ротором выполнена так же, как и в двигателях с короткозамкнутым ротором.
Ротор имеет трехфазную обмотку с тем же числом полюсов. Обмотка ротора
обычно соединена по схеме звезда и выведена к трем контактным кольцам,
расположенным на валу машины. С помощью щеток, скользящих по
контактным кольцам, вцепь ротора можно вводить добавочные сопротивления.
Двигатели с фазным ротором используют при тяжелых условиях пуска, а также
при необходимости плавного регулирования частоты вращения.
Рабочими
характеристики асинхронного двигателя называют зависимости потребляемой
мощности Рь первичного тока 1ь коэффициента мощности cos ф, момента на
валу М, скольжения s и КПД от полезной механической мощности Р 2 при
работе с номинальным напряжением и частотой. На рисунке 2.11 изображены
рабочие характеристики асинхронного двигателя мощностью 15 кВт.
~"
п
h At
Cu$f «A iBl
OJOS- 1,0- ?5*
•*
0,04-
щ- 20-
0,03-
45-
М^ш«
^0,01*
т- 10*
**£**
№
8
^ 5 / $-4
i/
0V
0,
<* ft
Ту Л ' 6
В 10' 12 МшВг
Рисунок 2.11. Рабочие характеристики асинхронного двигателя
Для реализации генераторного режима работы асинхронной машины ее
нужно включить в сеть переменного тока и вращать с помощью приводного
двигателя в сторону вращения магнитного поля с частотой вращения,
превышающей синхронную частоту вращения. Однако, генераторный режим
сопровождается потреблением из сети реактивной мощности и индуктивного
тока. Поэтому асинхронный генератор может работать только на сеть, к
которой приключены такие электрические машины и устройства (например,
72
синхронные генераторы или компенсаторы, конденсаторы), которые могут
являться источниками реактивной мощности, потребляемой
асинхронным
генератором для создания в нем магнитного поля или магнитного потока.
Потребление асинхронными генераторами реактивной мощности является
весьма
существенным
недостатком,
вследствие
чего
эти
генераторы
применяются только в очень редких случаях [49].
Синхронные двигатели имеют по сравнению с асинхронными большое
преимущество, заключающееся в том, что благодаря возбуждению постоянным
током они могут работать с cos <р = 1 и не потребляют при этом реактивной
мощности из сети, а при работе с перевозбуждением даже отдают реактивную
мощность в сеть. В результате улучшается коэффициент мощности сети и
уменьшается падение напряжения и потери в ней, а также
коэффициент
мощности
Максимальный
момент
генераторов,
синхронной
работающих
машины
на
повышается
электростанциях.
пропорционален
U,
а
у
асинхронных - U 2 . Поэтому при понижении напряжения синхронный двигатель
сохраняет большую перегрузочную способность. Кроме того, использование
возможности увеличения тока возбуждения синхронных двигателей позволяет
увеличить надежность их работы при аварийных понижениях напряжения в
сети и тем самым улучшать условия работы энергосистемы в целом.
Вследствие большего размера воздушного зазора добавочные потери в стали и
клетке ротора синхронных двигателей меньше, чем у асинхронных, благодаря
чему КПД" синхронных двигателей обычно выше. В то же время конструкция
синхронных
двигателей
сложнее,
чем
устройство
короткозамкнутых
асинхронных двигателей, и, кроме того, синхронные двигатели должны иметь
возбудитель
или
иное
устройство
для
питания
обмотки
возбуждения
постоянным током. Вследствие этого синхронные двигатели в большинстве
случаев дороже короткозамкнутых асинхронных двигателей. Пуск синхронных
двигателей также сложнее, и регулировать частоту их вращения удобно только
регулированием частоты напряжения. Тем не менее, применение синхронных
двигателей постоянно расширяется, и они строятся на мощности до 60 000 кВт.
73
Под
рабочими
характеристиками
синхронного
двигателя
понимают
функциональные зависимости подводимой электрической мощности Р ь тока
якоря I, полезного момента на валу М, коэффициента мощности coscp и КПД от
полезной механической мощности Р 2 при U=const, f=const, if=const. На рисунке
2.12
представлены
характеристики
для
перевозбужденного
двигателя.
Необходимо отметить, что вид этих характеристик, определяется значением
тока возбуждения.
© m <м m m
i
MI
/
№&
p
Рисунок 2.12. Рабочие характеристики явнополюсного двигателя
Машины постоянного тока по своей конструкции являются наиболее
сложными электрическими машинами. Это объясняется наличием коллектора,
щеточного узла, якорной обмотки, а также сложными процессами коммутации,
требующими после монтажа машин специальной наладки. Электродвигатели
постоянного тока имеют хорошие регулировочные свойства, значительную
перегрузочную способность, поэтому их широко используют для привода
различных механизмов. Двигатели небольшой мощности применяют во многих
системах
автоматики.
использовались
для
Генераторы
питания
постоянного
электродвигателей
тока
ранее
постоянного
широко
тока
в
стационарных и передвижных установках. Основные достоинства двигателей
постоянного ока по сравнению с бесколлекторными двигателями переменного
тока - хорошие пусковые и регулировочные свойства, а недостатки -
74
относительно
надежность.
высокая
стоимость,
Эти недостатки
сложность
обусловлены
изготовления, пониженная
наличием
в
них щеточно-
коллекторного узла, который к тому же является источником радиопомех и
пожароопасности.
Но, несмотря
на отмеченные
недостатки,
двигатели
постоянного тока в некоторых случаях пока незаменимы, так как обладают
большой
перегрузочной
способностью,
хорошими
пусковыми
и
регулировочными свойствами.
2.2.3.1. Выбор типа и обоснование электрогенератора
турбодетандерной установки
Выбор
типа
предъявляемых
обусловлены
электрического
к нему
генератора
требований. В данном
напрямую
зависит
от
случае эти требования
спецификой работы самой установки МДГ-20, являющейся
автономным энергоисточником на базе микротурбодетандерного генератора
электрической мощностью 20 кВт. Такими требованиями являются:
• возможность работы на повышенных частотах вращения (36 000 об/мин);
• высокая надежность;
_и» простота конструкции и обслуживания;
• улучшенные массогабаритные показатели.
Таким образом, первым и основным условием
является
создание
бесконтактной конструкции электрического генератора, поскольку на такой
частоте
вращения трудно
контактов.
Лучшим
обеспечить надежность скользящих
образом
это условие
выполняется
щеточных
применением
постоянных магнитов для возбуждения. Постоянный магнит заменяет обмотку
возбуждения обычной машины с электромагнитным возбуждением, являясь
источником ЭДС.
Электрические
генераторы
с
постоянными
магнитами,
достоинствами бесконтактных машин с электромагнитным
имеют
еще следующие
преимущества:
высокая
обладая
возбуждением,
надежность,
простота
75
конструкции, высокий" КПД, надежное возбуждение, улучшенные выходные
характеристики. В диапазоне повышенных частот вращения в среднем
диапазоне
мощности
массогабаритные
возбуждением.
электрические
генераторы
характеристики, чем ч. генераторы
имеют , лучшие
с электромагнитным
Недостатком машин с постоянными магнитами является
невозможность регулирования возбуждения из-за трудности изменения потока
магнита.
Особенность высокоскоростной электрической машины с постоянными
1
магнитами
заключается
в конструкции ротора.
Рассмотрим
основные
конструктивные схемы роторов:
• Ротор с цельным цилиндрическим постоянным магнитом - рисунок 2.13;
_ . _? - Ротор с кольцевым магнитом - рисунок 2.14;
• Ротор с призматическими магнитами - рисунок 2.15;
• Ротор с прямоугольными магнитами - рисунок 2.16;
• Ротор с секторными магнитами - рисунки 2.17,2.18.
На рисунке
металлическую
2.13
цельный
оболочку.
цилиндрический
Оболочка
магнит
изготавливается
из
помещен
в
немагнитного
материала. Применение «безвальной» конструкции оказывается оправданным
только для двухполюсного исполнения, так как при большем числе полюсов
неэффективно используется центральная часть магнита. По сравнению со
сборными роторами, цилиндрические монолитные постоянные магниты имеют
худшее
использование
объема
магнита.
Достоинством
монолитных
цилиндрических магнитов является то, что при растрескивании магнита он не
теряет своих характеристик. Данный тип ротора может использоваться в
машинах при относительно небольшой мощности.
Для электрических машин небольшой мощности рационально также
использовать конструкцию ротора с кольцевым магнитом (рисунок 2.14). На
втулке ротора из магнитного материала
закрепляется цилиндрический
постоянный магнит. Прочность ротора обеспечивается немагнитным бандажом.
Основными преимуществом
данной конструкции является
простота
и
76
технологичность.
Характерной
особенностью
магнитных
систем,
изображенных на рисунках 2.15 и 2.16, является практически синусоидальное
распределение магнитной индукции в рабочем зазоре.
1
Рисунок 2.13. Ротора с цельным
цилиндрическим магнитом
3
1
Рисунок 2.14. Ротор с кольцевым
магнитом
3
1
Рисунок 2.15. Ротор с
призматическими магнитами
Рисунок 2.16. Роторе
прямоугольными магнитами
1
v
Л^З&ъ. s— 3
Рисунок 2.17. Ротор с секторными
Рисунок 2.18.-Ротор с секторными
магнитами
магнитами и экраном
Цифрами обозначены:
1 - магнит, 2- несущая оболочка, 3- втулка ротора, 4 - немагнитные вставки 5 экран (алюминий, медь).
Ротор с призматическими магнитами (рисунок 2.15) является довольно
распространенным.
Постоянные
магниты,
намагниченные
по
оси,
устанавливаются на втулке из магнитомягкого материала, запрессованной на
валу машины. Крепление магнитов осуществляется с помощью немагнитного
77
бандажа.
Промежутки
между
магнитами
заполняются
алюминиевыми
вставками или компаундом. Основными недостатками такой конструкции
являются невысокое использование объема ротора, так как магнит занимает
только часть объема полюса, и низкая технологичность, связанная с большим
количеством деталей и сложностью сборки намагниченных магнитов.
На
рисунке
2.16
показана
конструкция
ротора
с
магнитами,
размещенными в теле ротора. Данная конструкция не требует дополнительной
оболочки. Отсутствие бандажа позволяет уменьшить конструктивный зазор в
1
ЭМ [52,53].
,
~* Наиболее предпочтительной с механической точки зрения является
конструкция ротора с секторными магнитами, рисунок 2.17. Так, по данным
статьи [53] рассматриваемая конструкция позволяет работать при больших
окружных скоростях по сравнению с предыдущим исполнением ротора.
Секторные постоянные магниты закрепляются с помощью клея на поверхности
втулки ротора. Необходимую прочность ротора обеспечивает немагнитный
бандаж. Между магнитами, как и в конструкции с призматическими магнитами,
расположены
немагнитные вставки. /Другой разновидностью
ротора
с
секторными магнитами является конструкция, представленная на рисунке 2.18.
По данным работы [54] для снижения общих потерь в роторе на вихревые токи
используется алюминиевый или медный экран.
— Помимо рассмотренных вариантов исполнения ротора, существует еще
множество других конструктивных схем.
Для расчета был принят высокоскоростной генератор с возбуждением от
постоянных магнитов. Тип статора, число полюсов, тип обмотки, конструкция
ротора
являются
взаимосвязанными
элементами
при
проектировании
генератора. Выбор этих элементов конструкции осуществляется путем анализа
их влияния на конструктивные, технологические и энергетические параметры,
расчет указанных параметров осуществляется по программе расчетного
проектирования.
/
<'
78
2.2.3.2. Обоснование выбора типа электрического преобразователя
Современные преобразователи, в отличие от классической схемы
"выпрямитель
- инвертор",
содержат
в
своей
структуре
корректор
коэффициента мощности, обеспечивающий входной коэффициент мощности,
близкий к единице, и практически синусоидальную форму тока, потребляемого
из сети. Был выбран преобразователь с двойным преобразованием энергии,
обладающий наиболее совершенной технологией по обеспечению качественной
электроэнергией нагрузки. Обеспечивая синусоидальную форму выходного
напряжения, при наличии фильтра подавления высших гармоник (синусфильтра),
такие
преобразователи
используются
для
ответственных
потребителей электроэнергии, предъявляющих повышенные требования к
качеству электропитания (сетевое оборудование, файловые серверы, рабочие
станции, персональные компьютеры, телекоммуникационное оборудование,
системы управления технологическим процессом и т.д.). В качестве силового
преобразователя для реализации задачи получения мощностей в диапазоне
5...30 кВА используется структура функциональная схема которой приведена
на рисунке 2.19.
Y?7
-b40DV
m
т
""""*' J IF* J X J X
3304*3«OV
«ПНГ
Л-оД»
Л Г Л .
_ГШГУ\»л,
a
nr
T
rTX *t/X* *i
C3
CI
-400V
t
•
a
»""»<W>
Рисунок 2.19. Функциональная схема силового преобразователя с
биполярным бустером в цепи питания инвертора
Трехфазный
выпрямитель
(VD1...VD6)
и биполярный
корректор
коэффициента мощности (L1,VT1,VD7; L2,VT2,VD8) выполняют три функции:
79
- осуществляют преобразование напряжения генератора переменного
тока
450В/600Гц в
обеспечивая
стабилизированное
напряжение постоянного тока,
питание инвертора стабильным
биполярным напряжением
постоянного тока ±(350 - 400) В;
- осуществляют активную коррекцию входного коэффициента мощности
за счет формирования входного тока, приближенного по форме к синусоиде с
начальной фазой, совпадающей с фазой входного напряжения.
- обеспечивают балансировку напряжений положительной (+400В) и
отрицательной (-400В) - шин постоянного дока относительно нейтрали, что
j
<
'
*
<,
•
i
исключает появление постоянной составляющей в выходном напряжении
•)
переменного тока.
Эти функции реализуются
с помощью применения определенных
алгоритмов ШИМ для управления IGBT-транзисторами VT1, VT2. При этом
входной коэффициент мощности ИБП повышается до 0,95. Коэффициент
передачи напряжения повышающего преобразователя (бустера) в режиме
непрерывного тока дросселей LI, L2 составляет 2-4. [55]. Это обеспечивает
более широкий диапазон допустимого входного напряжения генератора.
— Несущая частота синусоидальной ШИМ, используемая для управления
IGBT-транзисторами (VT3-VT8) трехфазного мостового инвертора, составляет
16...20 кГц и подавляется на выходе преобразователя синус- фильтрами (L3C3),
с помощью которых формируется синусоидальное переменное напряжение
частотой 50 Гц. Коэффициент искажения синусоидальности
выходного
напряжения при линейной нагрузке составляет менее 3%, а при нелинейной
нагрузке
не
превышает
5%.
Управление
бустером
и
инвертором
осуществляется специализированным DSP-микроконтроллером (на схеме не
показан). Для унификации в преобразователе в качестве ЮВТ-транзисторов
используются силовые интеллектуальные IPM-модули 5-го поколения фирмы
Mitsubishi, позволяющие реализовывать мощности в диапазоне от единиц до
десятков киловатт.
—
80
'
Глава 3. ВЫБОР ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И РЕЖИМНЬГХ ПАРАМЕТРОВ
ПРОТОЧНЫХ ЧАСТЕЙ РАСШИРИТЕЛЬНЫХ ТУРБИН.
КОНСТРУКТИВНАЯ СХЕМА ТУРБОДЕАНДЕРНОЙ
УСТАНОВКИ
Для выбора параметров расширительных турбин для МДГ-20, расчета,
оптимизации, профилирования и проектирования использованы оригинальные
методики, разработанные на кафедре "Турбины, гидромашины и авиационные
двигатели"
Санкт-Петербургского
государственного
политехнического
университета [43]. В работе выполнено расчётное исследование по выбору и
обоснованию
режимных
и геометрических
расширительной турбины, проведены
параметров
и конструкции
оптимизационные газодинамические
расчеты расширительной турбины, выполнено профилирование лопаточного
аппарата турбины, построен эскиз проточной части. Полученные результаты
позволили приступить к рабочему проектированию и изготовлению установки
3.1 Разработка требований к турбине и её режимным и
геометрическим параметрам
с
Выбор
параметров
расширительной
турбины
осуществляется
по
методике профессора Рассохина В.А. «Выбор параметров. Турбо» [43]. По этой
методике может быть установлена взаимосвязь между заданными и искомыми
геометрическими и режимными параметрами при сверхкритических перепадах
давлений. В качестве примера на рисунке 3.1 приведен вид основного
расчетного окна программы с режимными и геометрическими параметрами
(исследуемыми, изменяемыми, заданными). Согласно принятой методике
задается располагаемая мощность турбины:
N p a c n .= ^ ,
где: N 3 - электрическая мощность турбины;
(3.1)
81
Т1э — электрический КПД;
г\э - задается в первом приближении как
(3.2)
Лэ = Т1в •'Пэ.г-'П мех>
где: г|в - внутренний КПД турбины;
г|э.г - КПД электрогенератора;
Лмех - механический КПД.
Внутренний КПД принимается на основании опыта проектирования
подобных турбоустановок в СПбГПУ. Затем принимаются, как правило, по
техническому заданию, или задаются величины: начальные и конечные
параметры
рабочего
процесса
тела,
расширения,
некоторые
термодинамические
параметры
турбинной
характеристики
ступени:
степень
парциальности е, угол выхода потока из соплового аппарата а, средний
диаметр ступени D).
/
ЬПШ
Щ С'ДМ у I) о. ;>jm<:;>it :Д f щ>йшт I ,\т'
Файл Счет График Результаты Справна
?
ВыдйД
От
Загрузить Сохранить Справка
Здание параметр»
Исследуемый параметр
Ср.аиаметрХзср
итштвиь,в
Вьюота лопаткцЛ
Угол выхода,а!р11а1
Число coneflZc
У г о л ШШШЯ.ВЫШ
Число U /Со
Изменяемый параметр
Нач. ДавленивРо
Пок-ль адиабатыХ
Кон. давлвниеР2
Газовая постоянная^
Нач. температзраДО
Ср,диаметрХ)ср
итвпвньд
Угол еыхоаа.а1рг>а1
Использовать
Г
Диапазон
минимум
Нач. ДавявииеРо
Пок-ль адйвбатмХ
1.3
Кон. яавявмиер2
2е5
Газовая постоянная^
463
Нач. темпер«тура,Т0
воо
Cp.SMitrmp.Dcp
0.1Д2ДЗ
СгженьЛрз
0.2
Угол выхойл,ЫрЬа1
5;10
0.05
максимум m i
Кад-воточвк Идо
Рисунок 3.1. Вид основного расчетного окна программы TURBO
82
Вариационный расчёт параметров малорасходной турбины производился
с помощью программ и методик, разработанных на кафедре ТГиАД СПбГТТУ.
Целью данного расчёта является получение диапазонов изменения основных
режимных и геометрических параметров (длина лопатки, средний диаметр
рабочего колеса, частота вращения, степень парциальности и др.), в пределах
которых можно спроектировать, в первом приближении, турбинную установку.
Сначала, варьируя начальным давлением перед установкой (его можно менять с
помощью - дроссельной
заслонки)_ задаёмся
начальными
условиями:
минимальная длина сопловой лопатки = 5 мм (исходя из соображений
технологичности); отношение Dcp/€i задаем не менее 8. При этом высота
рабочей лопатки 12, по опыту, накопленному на кафедре ТГиАДСПбГПУ,
должна быть на 20...30% больше, чем 1\, что объясняется особенностями
расширения рабочего тела в проточной части малорасходной турбины при
больших значениях степени расширения в турбине т^ и малых углах си.
Конечное давление принимаем равным 6-105 Па, что соответствует давлению в
выходном коллекторе ГРС для типичного потребителя природного газа.
3.2. Предварительный выбор кинематических и термодинамических
параметров^расширителышй турбины
На первом этапе выбора вышеперечисленных параметров определяются
зависимости высоты лопатки соплового аппарата 1\ и характеристического
числа турбины и/Со от среднего диаметра турбины D cp . При этом варьируются
значения частоты вращения п=20000, 30000,40000, 50000, 60000 об/мин и
начального давления газа от ро=10-105 Па до 50-105 Па при принятой начальной
5
температуре газа Т0* = 278 К и противодавлении 6-10 Па. Предварительно
были выполнены аналогичные расчеты при разных углах выхода потока из СА.
Они показали, что при ai>5° высоты лопаток составляют менее t\ < 0,005 м,
поэтому был принят cti= 5°, поскольку при меньших высотах возрастает доля
83
концевых потерь. Сопловые аппараты конструкции ЛПИ широко исследованы
при таких углах oti и имеют высокую эффективность.
Сопоставляя допустимые значения высоты сопловой лопатки (£j> 5мм) и
характеристические значения и/С0 (и/Со - определяет кинематическую схему
турбины:
одноступенчатая,
двухступенчатая,
многоступенчатая,
осевая,
радиальная) выбираем параметры турбины.
При выборе этих параметров исходим из следующих соображений:
. 1. Выбор начального давления р 0 = 15,ч- 105 Па. Несмотря на то, что с
увеличением начального давления растет мощность расширительной турбины,
при возрастании р 0
уменьшается высота лопатки СА и уменьшается
характеристическое число и/Со- Было принято решение выбрать р0* = 15-105Па,
обеспечивающее
наилучшие
параметры
турбины
на
основании опыта
накопленного на кафедре ТГиАД СПбГПУ.
2. Кинематическая схема турбины выбирается из условия u/Co « (u/Co)opt и
рациональных значений среднего диаметра Dq, и высоты лопатки СА. Малые
значения высоты лопатки СА и соответственно РК приводят к значительным
концевым потерям кинетической энергии и существенному уменьшению КПД
турбины. Увеличение высоты лопатки СА в традиционных малорасходных
турбинах осуществляется за счет введения парциального подвода рабочего
тела. Однако, при введении парциального подвода в турбине, возникают
дополнительные парциальные потери, которые существенно снижающие
внутренний КПД турбины. Оптимальность выбора углов oti (малые углы при
парциальности е < 0,2) определяются комплексом пропускной способности А,
предложенным профессором В.А. Рассохиным [43].
З.Угол выхода потока из СА выбирается равным oci = 5° исходя из
конструктивных условий и имеющихся, полученных в предыдущие годы,
результатов экспериментальных исследований.
4. На выбор оптимального и/Со влияет частота вращения п, ограниченная
условиями прочности ротора генератора и диска РК, и минимальная высота
84
лопатки СА при принятом среднем диаметре. При одноступенчатом варианте
активной ступени турбины высота лопатки 1\ максимальна. Пример результата
расчета показан на рисунке 3.3. Серия расчетов позволяет
определить
допустимый диапазон изменения и/С0. Несмотря на то, что при выбранных
значениях u/C0 > (u/Co)opt « 0,35...0,55 одноступенчатый вариант не оптимален,
было принято решение принять его за основной, так как при пониженных
частотах вращения его КПД будет стремиться к оптимуму.
5. Высота сопловой лопатки € ь исходя из уравнения неразрывности зависит
от выбранного а ь среднего диаметра и начального давления ступени. На
рисунке 3.2 показан пример результата расчета. Серия расчетов позволила
определить приемлемый диапазон изменения 1\.
6. Для последующей
оптимизации выбраны следующие режимные и
геометрические параметры турбины:
Кинематическая схема - одноступенчатая, осевая, (u/Co)opt =0,35...0,55.
Начальное давление газа - р 0 = 15 • 105 Па.
Конечное давление газа за турбиной- Р2*=6 • 105 Па.
Частота вращения ротора - п = 40000 об/мин.
Средний диаметр турбины - D c p = 0,126 м.
Высота сопловой лопатки 1\ =0,005...0,0075 м.
Геометрический угол выхода потока из СА ai = 5°.
Таким
образом,
предварительный
проведенный
расчет,
позволит
с
помощью
определить
программы
диапазон,
в
TURBO
котором
располагаются возможные решения, что позволит выполнить более точные
оптимизационные расчеты.
85
3dвисимось Высот* попяг«и,М от Cfs дма«е!рр€р
—
—
—
—
—
ops2
OJ066
о д е о ; » » о.оав
е д а о.оге
оде ере*
о,авэ
а , о к ojose
o.i
o,i&*
0.109 0,11a о д о o i » Q.124 0,12$ 0,132 о,1Эв
1-Ро-ЮйХВО
г-Ро*1баюоо
З-Ро-ТЛШЮ
*- Ро * SOQ0O5O
&-**).«ООООО
о , к о,1*4 o,i*e
Рисунок 3.2. Зависимость высоты лопатки 1\ [м] от среднего диаметра Dcp [м]
при различных начальных давлениях р 0 [Па]
О - рабочая (рекомендуемая) точка
Зи*и«ш1НП, 4w.no i-VGo огСр д»%метй.1>:р
-1-п«захю
- 2-ft.30Q0O
- З-п-40000
• 4-n-SOCQO
• 5-П-вЙООО
0,032
0,056
О/К 0Л64
0.2W 0.072
0,0»
Л/М 0094
ОЛвв
Орвб
0,1
0 , 1 » 0.106 0.112 0 . 1 « 0.12 0.134 B.12S 0,132 0,198
D.14 0,1*4 0,140
Рисунок 3.3. Зависимость и/Со от среднего диаметра Dcp [м] при различных
начальных давлениях р 0 [Па] и частотах вращения п [об/мин]
О - рабочая (рекомендуемая) точка
86
3.3. Термодинамический анализ параметров тепловой схемы с
расширительной турбиной конструкции ЛПИ
33.1. Определение температуры газа за турбиной
Используя основные уравнения термодинамики, был произведён расчёт
температуры за турбиной Т 4 при различных начальных параметрах газа и
различных КПД установки. Результаты расчета приведены в таблице 3.1, где р 4
— давление за турбиной.
*'
Таблица 3.1. Расчет температуры за турбиной при различных начальных
параметрах газа и различных КПД установки
Расчет температуры за турбиной
Т 0 =278 К
т 4 .к
Ро.
атм
Р4, атм
Рл/Ро
55
3
6
12
27
0,05455
0,10909
0,21818
0,49091
Т 4 1,К
140,43
165,25
194,45
235,23
П=0,5
П=0,6
П=0,7
209,22
221,63
236,23
256,62
195,46
210,35
227,87
252,34
181,70
199,08
219,52
248,06
Т 0 =298 К
т 44 .к
153,18
179,50
210,35
253,23
т 4 ,к
П=0,5
П=0,6
П=0,7
225,59
238,75
254,17
275,62
211,11
226,90
245,41
271,14
196,62
215,05
236,64
266,66
Из полученных зависимостей видно, как охлаждается расширяющийся в
турбине газ, в зависимости от различных атмосферных условий и перепада
давлений. (Рассматриваем перепады давления с 55 до 3; 6; 12 и 27 атм). Можно
заметить, например, при самом большом перепаде давлений (с 55 до 3 атм) при
наибольшем КПД установки и минимальной начальной температуре газ
охлаждается сильнее всего (до - 92° С), зато летом при начальной температуре
газа плюс 25°С, перепаде давлений с 55 до 27 атм и минимальном КПД, газ
практически не нуждается в подогреве (температура на выходе +2°С).
87
3.3.1.1 Оценка расхода газа через расширительную турбину
конструкции ЛПИ
В соответствии с уравнением неразрывности можно оценить расход газа в
зависимости от начального давления, среднего диаметра турбины и высоты
лопатки СА, рисунок 3.4.
Зттпнояъ
Раоод.0 от Н«ч Да9пение.Ро
Ow-O.IS И-DOT'S
Оср-0,126 <1-0,MI7S
4
Осе-0,15 И-0,006
-% ОС8"0,13вЯ-0ДО>
\ аср-в/я и-одоге
• Oq>-Q,05 И 'OjHK
Г50ОШ
аооооо
850000
000000
SSOOO0
1000000 1 03)000 1100000 1150000 1300000 12S00O0 1X10000 1350000 1400000 MSGOCO 1500000
Нам ДвЛ1»«в^о
Рисунок 3.4. Зависимость расхода газа G от начального давления р 0 , среднего
диаметра турбины D c p и высоты лопатки СА 1\
3.3.2. Обоснование типа облопачивания соплового аппарата и
рабочего колеса
Как было показано выше, обеспечение высоты лопатки 1\> 5мм
соплового аппарата расширительной турбины для заданных или выбранных
параметров возможно при углах выхода потока ot]< 5°. В СПбГПУ были
разработаны и исследованы конструкции сопловых аппаратов с малыми углами
выхода потока. Характеристики таких СА использованы в настоящей работе.
~
88
Аналоги подобных исследований и разработок других авторов отсутствуют в
отечественной и зарубежной печати.
Малые углы выхода потока из СА требуют применения лопаток рабочих
колес с малыми углами входа потока в РК Pi < 10° [42]. Традиционные методы
построения таких рабочих
профилей, особенно при
сверхкритическом
обтекании, приводят к значительным потерям кинетической энергии в рабочих
лопатках. Исходя из опыта ЛПИ, для снижения этих потерь использованы
профили с большим относительным шагом t/B и специальным построением
межлопаточных
каналов лопаток РК. Такое профилирование позволяет
значительно уменьшить потери кинетической энергии [18].
—•: Сочетание С А с малыми углами oti и РК с лопатками с большим
относительным шагом позволило создать новый класс малорасходных турбин турбины конструкции ЛПИ (см. рисунок 3.5). Эти турбины исследованы в
СПбГПУ в широком диапазоне геометрических и режимных параметров
[42,44].' •;.•
'
. '::..иЛ<- •••
Отличительные особенности нового класса турбинных ступеней:
- малые углы выхода из соплового аппарата, а 1 г =3.. .9°
- большие углы поворота потока в рабочем колесе, Q2 =160.. .170°;
0
- малые углы входа в РК, Pir = 6...14 ;
- малое число, по сравнению с традиционными, сопловых и рабочих лопаток
(z C J 1 >2)H(Zp K >6...8)
-~ большой относительный шаг t сопловых (t/b > 1,0) и рабочих (t/b > 1,2)
лопаток;
- малые объемные расходы рабочего тела;
-возможность
срабатывания
значительных
перепадов
энтальпий
сравнительно высокой экономичности; •,
- транс- и сверхзвуковые течения в СА и в РК;
- повышенная эрозионная стойкость сопловых и рабочих решеток.
при
Рисунок 3.5. Схема проточной части малорасходных турбин конструкции ЛПИ:
t - шаг лопаток; а - диаметры окружностей, вписанных в проходные сечения;
D - диаметры проточной части; а, Р - углы на входе и выходе направляющих
аппаратов и рабочих колес
В исследованиях
СПбГПУ определены области
применения малорасходных
традиционными
турбин
преимущественного
конструкции ЛПИ по сравнению с
парциальными малорасходными
турбинами.
Критерием
является комплекс пропускной способности А, предложенный профессором
Рассохиным В.А.
А,
А = 4 —— Б • sincti,
D
Если А < 0,02, то целесообразно применение малорасходных турбин
конструкции ЛПИ. Если А > 0,02,
то более
эффективно применение
традиционных парциальных малорасходных турбин.
На
рисунке
3.6
показана
зависимость
коэффициента
пропускной
способности А для рассматриваемых режимных и геометрических параметров
от среднего диаметра. Поскольку А < 0,02 в рассматриваемой
области
параметров, это подтверждает необходимость применения турбин конструкции
ЛПИ.
90
34S*i*««ociv к-7 прел. tr>-rn.. А от Ср-доаае-р D: а
одеа
б^вй
елв
а;ы
о>е
о.ш
о^з
ом
а,эм
о^вв
о.Ш2
К
D.1
0.1М
fl.1t»
0.111 ОЦв
0,11
0.12*
0.1»
WW
Рисунок 3.6. Зависимость коэффициента пропускной способности Л от
среднего диаметра Dcp (м)
О - рабочая (рекомендуемая) точка
3.3.3. Определение числа сопловых и рабочих лопаток
Число сопел соплового аппарата турбины определяется также с помощью
программы TURBO по методике «Выбор параметров. Турбо» [43]. Количество
сопел для выбранных значений начального давления — ро =15-10 Па, среднего
диаметра - D c p = 0,126 м, степени парциальности 8 = 0.5... 1.0 зависит от
степени реактивности турбинной ступени р т и минимального размера горла
сопла - dmin соплового аппарата. На рисунке 3.7 приведена зависимость числа
сопел С A Z ( от минимального размера горла сопла D m i n при разных степенях
реактивности турбины. Из полученной зависимости можно сделать вывод, что
для выбранных параметров D c p , 8, р 0 при Dmin>0,003M (минимальный размер
фрезы для изготовления сопел СА) число сопел равно Zi =6.
Число рабочих лопаток рабочего колеса:
тЮ
Z
P
(t
ср
\В) opt
В
91
где
'О
VB/opt
оптимальный относительный шаг.
Для рассматриваемых решеток рабочих профилей конструкции ЛПИ
го
1,5...1,6.
opt
В этом случае при хорде профиля В = 0,013 м (по результатам опыта
проектирования) число рабочих лопаток равно Z p = 21.
3*e*tW*0tTb ЧИСЛО С0Л6П,2с ОТ Ср ДКЭ«8Тр.0Ч)
11
— 1-ЙПР-0Д02
— 2-Dinh«OjQQ3
— 3 - D f i h * 0,004
1Q
а
а
&1
J$tЁ
R^ff
^ ^
4
Э
s-*"^"^
..^-"S- '"' "^
~~~*~
*^^""^
^^^"^
2
1.вез
орел
о.ое
(ЦЗД
O^m
0,077
С.ОП
0,0В
O^M
О.ОЙв
о ; д г врж
D.I
D.1H 0.108 0.112 0.116
o,i2
D.124 o.iae
o,i32
п.1»
o,i*
o.i*« o.-*a
Рисунок 3.7. Зависимость числа сопел Zc от ширины горла сопла Dmjn (м)
и степени реактивности р т
О - рабочая (рекомендуемая) точка
3.4. Оптимизационные расчеты по определению внутреннего КПД и
расхода рабочего тела базового варианта расширительной
турбины. Уточнение геометрических параметров
На основании предварительного выбора геометрических и режимных
параметров турбины были сформулированы исходные данные для проведения
оптимизационных расчетов турбины. Расчеты проводились по программе
"ONE" для одноступенчатой турбины конструкции ЛПИ, разработанной на
кафедре "Турбины, гидромашины и авиационные двигатели" СПбГПУ.
92
В основу программы ONE заложены экспериментальные характеристики
потерь кинетической энергии в СА и РК турбины, исследованные в широком
диапазоне
режимных
и
геометрических.
Математическая
модель
одноступенчатой МРТ конструкции ЛПИ (рисунок 3.8) представляет собой
законченный моделирующий алгоритм, составленный из отдельных блоков, в
которых описываются процессы в проточной части МРТ с учетом их связей и
взаимного влияния. Блочная модель элемента проточной части содержит в себе
основные
уравнения,
описывающие
термогазодинамические
процессы,
подмодель определения коэффициентов потерь энергии и расхода, а также
вычислительные процедуры решения уравнений, аппроксимации и логического
развертывания. Коэффициенты потерь энергии и коэффициенты расхода
однозначно определяются в зависимости от геометрических и режимных
параметров, циркулирующих в модели и представлены в виде эмпирических
зависимостей, удобных для расчета на ЭВМ.
/
93
Тш*лщж*тх
яэзкаЗЧРТ
ш птяивИЕ ayrt
I
I
SfrasjtsuKt
Рисунок 3.8. Расчетная схема математической модели МРТ
94
Входные данные программы ONE
(конструктивная схема с обозначением основных конструктивных параметров
приведена на рисунке 3.9, числовые данные для рекомендуемого оптимального
варианта)
0.0005 - 8zn.p- открытый зазор на периферии;
0.0005 - А8. р- толщина бандажного усика, уплотняющего открытый зазор;
0.0003
- 5.р - зазор бандажного уплотнения;
0.0006
- Аг.р - толщина гребня бандажного уплотнения;
0.003
- ог.р - зазор между корпусом и бандажом:
0.0005 - 5zk.p открытый корневой зазор
3
- Zpafl.p - число гребней бандажного уплотнения;
0.005 - Sr.p - шаг гребней бандажного уплотнения;
0.0T3 - В5.р - ширина бандажа;
0.003 - 5z.pl - межвенцовый зазор;
1,2 - признак наличия рабочее тело (2-пар,1-газ); уплотнение (1 -прямоточное,
2 - лабиринтное)
66.66,66.66,1.5Е6,0.6Е6,278.0,507.6,1.311 - n,n,Zn,P0*,P2,To*,R,k
'LPISA7BIGST
-Тип профиля венцов
07.5Е-3,0.126,1.00,5.0,6,0.8Е-3,0.63 - 1,, Dcp,fc,alr,Z b 5кр1,е
10.0Е-3,0.126,6.5,10.6,0.013,21,0.8Е-3
- £2, Dcp,pir,P2r,B2,z2, 5кр 2
6Ю000.,600О.
-Р1,еР1 в зазоре между СА и РК
610000.Д00.
-Р2, еР2 в камере между СА и диском РК
При
выборе
оптимальных
параметров
геометрические параметры:
высота сопловой лопатки 1\ = 0,004...0,009 м;
высота рабочей лопатки £2 = 0,006.. .0,014 м;
угол входа в рабочее колесо pi = 5... 12°;
варьировались
следующие
95
угол выхода из рабочего колеса р 2 = 7... 12°;
геометрическая степень расширения fc = 1 ...3,5.
Целью оптимизационных расчетов было получение
внутреннего
КПД,
необходимого
максимального
максимального
значения
мощности N B = 26 кВт при минимальном расходе рабочего тела.
. __
-Д__
. г
73:
R
Рисунок 3.9. Конструктивная схема ступени турбины
внутренней
Пример вывода результатов расчета программы ONE
+++++++ NEXT ++++++ Iteration = 27
RO=
.034F= -.00021= 1
**** Тип CA : LPISA M1T= 1.224FISA= .909
MU= .96201= 430.8ALFAl= 5.96 GSA=
.326
******* PK1 : BIGST U/C0= .547 ******
Cl=
4 2 8 . 2 Wl=
1 6 7 . 9 U=
263.9
ALFA1= 5.94 BETA1= 15.31 ATAKI= -1.35
PWTRM= 697140.6P2= 600000.0TWTRM= 241.2
Опр. коэфф. скор. : Mw2t = .483 MW2TAIR= .467REw2t= .80377E+06
Тип профиля : 5.0 Bap.парам. FSS= .0000
ZPROF= 24.61 ZK0NZ= 8.35
2i= ***** ZHECT= 2.53 ZSUM=M 17.85
PSI= .9064 SIGMPK= -.9732'
C2=
99.8ALF2= 161.48W2=-' 172.2BET2= 10.60
GSA=
.326 GPK1=
.311 GB1= -.018 GK1=
.003
KBT : Nu турб.=
^ 27.2 N банд.=
.3 H0=
116.2
N диска.=
.9N внут.=
26.ON теор
37.932
KPD окруж.= .718KPD внутр.= .68 6KPD торм .750
Т2торм= 236.6Р2торм= 625505.3
Основные параметры, выбранного варианта турбины приведены в
таблице 3.2.
Таблица 3.2
Nn/n
Наименование
Обозначение
В
В программе
ONE
тексте
г
RO
конст
LPISA
ЛПИ
MIT
м„
Размер­
Величина
ность
—
0.034
-
—
—
1.224
f
—
0.909
ми
m
—
0,962
CI
Ci
м/с
428.2
ALFA1
ai
град
5.94
GSA
Gi
кг/с
0.326
BIGST
конст.
ЛПИ
—
Относительная скорость на входе в РК
Wl
Wi
м/с
167.9
11
Окружная скорость вРК
Ul
Ul
м/с
263.9
12
Газодинамический угол потока на входе в
РК
BETA1
b
град
15.31
1
Степень реактивности
2
ТипСА
3
Число Маха в СА
4-
Коэффициент скорости СА
FISA
5
Коэффициент расхода СА
6
8
Скорость потока на выходе из СА
Газодинамический угол выхода потока из
СА
Расход рабочего тела через СА
9
ТипРК
10
7
[
97
Обозначение
Nn/п
Наименование
В программе
В
ONE
тексте
Размер­
ность
Величина
13
Относительный угюл атаки
АТАКИ
I
—
-1.35
14
Давление торможения в относит, движении
PWTRM
Pwl*
Па
697140.6
15
Статическое давление за турбиной
Р2
Р2
Па
600000
т/
К
241.2
M2t
—
0.483
Re2t
-
0.80377Т0 6
' ZPPOF
ZpROF
—
24.61
—
8.35
Температура торможения в относ,
OTMTRM
движении
Число Маха на выходе из РК в относ,
17,
Mw2t
движении
J
Число Рейнольдса на выходе из РК в относ,
.18 .
Rew2t
движении
w' * ) '
' 1,
16
19
Коэффициент профильных потерь в РК
20
Коэффициент концевых потерь в РК
ZKOHZ
Zfeonz
21
Коэффициент потерь от углов атаки
Zi
Zi
22
Коэффициент потерь от нестационарности
ZHECT
^Tiest
—
2.53
23
Коэффициент скорости РК
PSI
—
0.9064
24
Абсолютная скорость на выходе из РК
C2
f
c2
м/с
99.8
25-
Угол выхода потока из турбины
ALFA2
a
град
161.48
26
Внутренняя мощность турбины
Квнут
NB
кВт
26.0
27
Теоретическая(располагаемая) мощность
турбины
Nreop
Nt
кВт
37.932
28
Внутренний КПД турбины
КРДвнутр
hB
—
0.686
КПД торм
h*
-
0.75
Тторм
T2*
К
236.6
Рторм
?2
Па
625505.3
29
30
31
Внутренний КПД по заторможенным
параметрам
Температура торможения на выходе из
турбины
Давление торможения на выходе из
турбины
/
-
Таким образом, в результате выполнения комплекса оптимизационных
расчетов были приняты следующие геометрические параметры турбины,
которые положены в основу для разработки схемы проточной части турбины:
средний диаметр турбины Di = 0,126 м. •
Высота соплового аппарата - 1 \ =0,0075 м.
Высота рабочей лопатки - 1г =0,01 м.
Хорда профиля рабочего колеса - В 2 = 0,013 м.
'
98
3.5. Расчетное исследование влияния геометрических характеристик на
показатели расширительной турбины
Учитывая небольшие геометрические размеры исследуемой турбины,
малые углы си, большие углы поворота потока в рабочем колесе и высокие
скорости,
весьма
важной
является
оценка
влияния
геометрических
характеристик на показатели турбины и прежде всего ее КПД.
Таблица 3.3
5„
0,0001
Л в»
0,715
0,037
Рт
0,0002
0,697
0,034
0,0003
0,684
0,03218
0,00004
0,674
0,031
0,00005
0,667
? 0,03
Рисунок 3.10. График зависимости т|вн и рт от радиального зазора
Как видно из приведенной таблицы 3.3 и рисунка ЗЛО, наблюдается
существенное уменьшение rjBH с ростом радиального зазора 5Р. Так, при
увеличении зазора с 0,1 до 0,5 мм КПД падает с 0,7150 до 0,667 (на 6,7%
относительных 4,8 % абсолютных). Это существенное падение, поэтому при
разработке технологии
изготовления необходимо
обратить внимание на
минимизацию бр.
В то же время, степень реактивности ступени существенно зависит от
роста 5 Р на 23,3 относительных процента, что может привести к изменению
осевого усилия на турбинную ступень.
99
Таблица 3.4
1г
7
7,2
7,4
7,6
>н
0,622
0,627
0,631
0,635
7,8
8
8,5
9
9,5
9,7
9,9
10
10,5
11
12
14
0,64
0,644
0,655
0,666
0,682
0,687
0,685
0,684
0,68
0,676
0,669
0,666
0,69
0,68
0,67-
S
х 0,66 ^
,
0,65
[
,
0,64
0,63
1
0,62
0,61
8
Г
9
10
11
12
13
14
12, мм
Рисунок 3.11. График зависимости т|вн от высоты рабочей лопатки £2
Выполненный расчет влияния высоты рабочей лопатки £2 показал, что
любое отклонение от выбранного значения приводит к значительному падению
т|вн, рисунок 3.11.
Таблица 3.5
5кр2
Лвн
Рт
0,0006
0,677
0,022
0,0007
0,681
0,028
0,0008
0,684
0,033
0,0009
0,688
0,037
Рисунок 3.12. График зависимости т|вн и р т от толщины
выходной кромки РЛ 8кр2
0,001
0,675
0,044
' * "' . 100
Рисунок 3.12 и таблица 3.5 позволяют сделать вывод, что отклонение от
расчетной величины 8кр2 вызывает падение г|Ш1 и очень сильное падение рт.
Таблица 3.6
В
0,005
0,007
0,009
0,011
Лвн,
0,612
0,205
53
0,654
0,092
38
0,676
0,054
30
0,691
0,037
24
Рт Z
0,684
0,033
21
* 1
0,017
0,677
0,028
18
0,671
0,025
16
-. - I
Рт
_
и
0,015
V
г
ПЬж
•Ш
'
, /
J
tf
'
,
\
«*•
,
,
г/
J
•SJ55
й'Л8*Я .
•й
0,555
ШШ
ШЪ
Ш*
ОЛИП
йМ$
й№"">-
В, ил
Рисунок 3^13. График зависимости Г|вн и р т от хорды В
При выбранной, очень малой величине р т получаются чисто активные
профили рабочих лопаток, для которых хорда В практически совпадает с
шириной. При отклонении хорды от оптимального значения в сторону
увеличения, влияние ее на т|вн и рт незначительно. Уменьшение же хорды
приводит к существенному отклонению от оптимального относительного шага
t/b и влечет за собой рост потерь и изменение структуры потока, что приводит к
резкому падению КПД и росту реактивности рт-
101
Таблица 3.7
Szpl
Лвн
Рт
0,001
0,681
0,034
0,002
0,684
0,033
ал- Рт
N.
311-
0,003
0,684
0,0321
0,004
0,685
0,032
0,005
0,685
0,032
0,006
0,685
0,032
0,007
0,686
0,032
•аяи
N.
•Щ&25
\
•ал»
ч
•в.«Й5с£
й.ШЗ
•б,Ш5
Iks
0,31
s
§ш *
•&CS35
а©
US3I
0X2
йЯ&
З.Х4
0Х&
Ф.Э38
&»1
ОбмзЗ»»ер.»
Рисунок 3.14. График зависимости Г|вн и рт от осевого зазора 5zpi
Из рисунка 3.14 видно, что г|в„ практически не зависит от осевого зазора,
а степень реактивности начинает возрастать при уменьшении зазора менее
0,003 м. правда весь рост, при уменьшении зазора до 0,001 м составляет 5,9%
относительных.
^
S
102
Таблица 3.8
Ргг
Nffl
4
10,9
5
16,4
6
20
7
21,8
8
23,1
9
24,11
10
24,9
И
25
12
24,6
Лвн
0,344
0,629
0,475
0,462
0,556
0,317
0,601
0,211
0,631
0,133
0,66
0,079
0,677
0,043
0,679
0,026
0,667
0,009
Рт
Щщщвц
25>
29-
К,
Ш
S3-
^
У
уг
<<
•SWS
&
• а д
5-
•ЭД5
Пг%
4
•од
$
9
?
«
«
19
И
12
/^
Рисунок 3.15. График зависимости NBH и т|вн. от угла р2г
0,83
0,53
ь
О.
0,43
j
0,33
s
0,23
i
0,13
•— .
t\
5
6
7
8
9
i
!
i
10
Р2,°
- Рисунок 3.16. График зависимости степени реактивности р т от угла р 2
Из таблицы 3.8 и рисунков 3.15 и 3.16 можно сделать вывод, что
отклонение геометрического угла pV от расчетного значения вызывает
заметные падения rjBH. (на 7,6 относительных процентов. При изменении р2г на
103
3 градуса) и резкое увеличение р т - более, чем в 5 раз, при том же изменении
р2г> что может привести к резкому росту осевого усилия.
Таблица 3.9
3
5
7
9
11
13
15
17
19
21
23
25
27
Лин 0,476
0,546
0,603
0,629
0,645
0,655
0,663
0,669
0,674
0,68
0,684
0,69
0,687
0,68
рт
0,0091
0,0112
0,014
0,0163
0,019
0,021
0,023
0,026
0,029
0,0324
0,0354
0,039
0,044
•^рк
1
0,006
Рисунок 3.17. График зависимости rjBH от ZpK
__ Рассмотрение графика на рисунке 3.17 и данных в таблице 3.9 позволяет
заключить, что изменение количества рабочих лопаток Z p влияет на КПД
незначительно. Так при уменьшении Z p от оптимальных 21 штуки до 13
приводит к снижению КПД всего с 0,684 до 0,653 (4,5% относительных). В то
же время, существенно, в два раза снижается рт, что увеличивает вероятность
возникновения отрывных режимов межлопаточных каналах рабочего колеса.
104
25.225- Ts?
i*ve *
-0,7*
'
*t 24,**
*Ъ*
a T
jr
2<tf •
24'
$
a.8
4
4Д
ft
ftft
С «Д
7
73
S
*S
0
13
m
•e.ft
Рисунок 3.18. График зависимости NBH. и rjBH, от угла Pir
0,04-,
0,039
0,038 0,037
0,036
£
0,035
0,034
0,033
0,032
0,031 •
!
4
5
6
7
8
9
Ю
Pl.°
Рисунок 3.19. График зависимости р т от угла (31Г
Рисунки 3.18 и 3.19 показывают влияние отклонения геометрического
угла Pip на мощность, КПД и скорость реактивности натурной турбины.
Уменьшение угла от оптимального значения практически не сказывается на
упомянутых параметрах. Увеличение же угла приводит к одновременному
снижению мощности и росту степени реактивности.
Выполненный анализ влияния отклонения геометрии элементов турбины
от теоретических позволяет, на этапе разработки технологии и способа
изготовления лопаточных аппаратов, установить ограничения по возможным
105
изменениям размеров соплового аппарата и рабочих колес, и обосновать
требования и точности изготовления.
3.6. Разработка и описание схемы проточной части расширительной
турбины
На
основании
принятых
режимных
параметров
геометрических
характеристик турбины и опыта СПбГПУ при проектировании подобных
малорасходных турбин, была разработана схема турбины, проточная часть
которой изображена на рисунке 3.20. Профиль диска РК принят и изображен с
учетом прочностных расчетов, выполненных в главе 5
СО
CD
0,5
iSFo
Рисунок 3.20.
15
i
106
3.7. Профилирование соплового аппарата и лопаток рабочего колеса
турбины
Исходные данные для профилирования соплового аппарата и рабочих
лопаток получены в предыдущих расчетах.
Сопловой аппарат (рисунок 3.21):
Число сопел - Zi=6;
Высота сопловой лопатки - li=0,0075 м.
Минимальная ширина горла сопла - Dmjn=0,002736 м.
Ширина сопла на выходе - D m a x = 0,003 м.
Геометрическая степень расширения - £=1.0.
Геометрический угол выхода потока из СА - ai=5°.
Шаг сопел -t\ = 0,06597 м.
Рабочее колесо (рисунок 3.22):
Число лопаток - z p = 21.
Высота рабочей лопатки - 1 2 — 0,010 м.
Геометрический угол входа - Pi r = 6,5°.
Геометрический угол выхода- Ргг= Ю,6 .
Толщина входной и выходной кромки - Акр1>2= 0,0008 м.
Ширина рабочей лопатки - В = 0,013м;
Шаг рабочих лопаток -Хг = 0,01885 м.
Соотношение сечений межлопаточного канала a m /ai=l,0, а2/а!=0,92.
Профилирование сопел СА и лопаток РК производилось на основе
методики, разработанной на кафедре "Турбины, гидромашины и авиационные
двигатели"
СПбГПУ.
Результаты
профилирования
соплового
показаны на рисунке 3.22, а рабочего колеса - на рисунке 3.24.
аппарата
107
Ссэп/ювои аппарат ТЗРБИНЫ
Па а
По Г
Рисунок 3.21. Поперечное сечение соплового аппарата
108
±_
in
Вход в СА, Сеч. В-В
^<<^^u<<^a
PJ«#£&L<<<&&1
Горловое сеиение
Выхад. из СА, Сеч, Б-Б
395,04 Полная роэвертка на
среднем диаметре 0126
Рисунок 3.22. Развертка сечения соплового аппарата ступени. От входа до горлового сечения в зоне выходной кромки
нижняя и верхняя ограничивающие поверхности плоские, (сечение В-В), за горловым сечением ограничивающие
поверхности цилиндрические (сечение. Б-Б). Образующие боковые поверхности сопел перпендикулярны
\
"" "
1
ограничивающим поверхностям
ч
090
0 8 4отв,равн
я
о
Я
О
я
к>
о
Л)
П>
я
о
a
CD
о
о
чз
о
Я
Я
н
0126
a
о
Я:
2.Z
2.5
43
О*
я
я
и
7~7
СО
-Ь
if-!/
„
го
(Л
по
Вход в равочее колесо
18,8495
О
Направление
ОКРУЖНОЙ
в ыход
и з равомего к о л е с а
СКОРОСТИ
Рисунок 3.24. Профили рабочего колеса. Развертка сечения лопаток рабочего колеса на среднем диаметре 126 мм,
образующие боковых поверхностей лопаток должны быть ориентированы радиально
i
I
1
1
1
3.8. Расчёт осевых усилий на роторе расширительной турбины
Для выбора упорного подшипника необходимо определить осевое усилие,
которое создает рабочее колесо турбины. Осевое усилие определяется как
разность усилий возникающих на боковых поверхностях диска РК
Осевое усилие:
~~
7T-D
-р
ос
-р
т>
лев
прав
2
-Р
корн
«
71-D
зазора
2
Р,
корн
л
2
э
где р л - давление газа с левой стороны диска; Па;
р пр - давление газа с правой стороны диска, Па;
р н - давление окружающей среды.
Давление р л ~ р,, р ш ~ Vi;
Изменения давления газа в межлопаточных каналах не учитываются.
Подставляя данные в уравнение получаем, что осевое усилие на роторе равно
Р « 23.6 кг и направлено по потоку. Для снижения осевого усилия в диске
рабочего колеса необходимо выполнить разгрузочные отверстия. Расчёт
показывает, что их число равно 4, диаметр 7 мм. В этом случае осевое усилие
не должно превышать 1-2 кг.
3.9. Описание конструктивной схемы турбодетандерной установки
На основании выбранных и обоснованных элементов, выполненных
исследований
и накопленного
опыта
при проектировании
подобных
турбоустановок была разработана конструктивная схема турбодетандерного
генератора, проточная часть которой изображенная на рисунке 2.19. Рабочее
тело (природный газ) поступает в сопловой аппарат турбины конструкции
ЛПИ, где расширяется и направляется в осевое рабочее колесо, вращающееся с
частотой в диапазоне п = 0...40000 об/мин. Крутящий момент с рабочего колеса
передается
на
вал^
на
котором
устанавливается
роторная
часть
высокооборотного электрогенератора. Рабочее тело после рабочего колеса
112
поступает в выходной патрубок и служит в дальнейшем для охлаждения
статора
электрогенератора. На рисунках
2.20...2.23
представлены
3-D
изображение автономного локального источника электрической энергии МДГ20 и его отдельных элементов. Турбодетандерной установке присвоено
название МДГ-20 (микродетандерный генератор).
113
зжтржсвщтвр
шк^шо-унорный
/ осеки
ЖШЗРСО
Рисунок 3.24 Конструктивная схема автономного источника электрической энергии МДГ-20
•I
к
о
v;
Я
о
я
ел
u>
о
I
к
w
О
o\
и
5
p
03
H
о
к
о
2
с
о
S
о
н
о
й
S
к
О)
о
о
В
ИЗ
а
к
к
to
о
г.
и>
р\
П
о
I
I
Ui
-а
a
116
\
Ч 3 <
ХЬ
/ ли
. . - ' "
да
X
\
•
/
/
/
•••••
/
• • .
/
У,
\
\
Рисунок 3.27. Рабочее колесо расширительной турбины
.
117
Глава 4. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РАСШИРИТЕЛЬНОЙ
МАЛОРАСХОДНОЙ ТУРБИНЫ МДГ-20 С ПОМОЩЬЮ
ЧИСЛЕННЫХ МЕТОДОВ
i
Необходимость
совершенствования
современных
технологий
энергосбережения, в том числе на основе развития малой энергетики,
очевидна,
особенно в современных условиях,
когда
стремление к
независимости потребителей электроэнергии от мощных энергетических
систем стала экономически целесообразной в связи с разработкой:
-* современных высокоэффективных турбинных ступеней;
• новых конструктивных и технологических
решений в
области
проектирования турбинных двигателей;
• высокооборотных вентильных генераторов;
• газодинамических лепестковых подшипников.
В научном мире малые энергетические установки с турбинным
приводом,
мощностью
до
нескольких
сотен
киловатт,
называют
микротурбинами. Основной тип микротурбин - малорасходные турбины
(МРТ).
МРТ разрабатывались на основе опыта, накопленного при создании
мощных энергетических ГТУ и ПТУ. Малые высоты лопаток МРТ при
относительно низких ^ объемных расходах рабочего тела приводили к
необходимости введения парциального впуска, снижающего эффективность
ступени в прямой зависимости от снижения степени впуска. Необходимо
отметить, что дополнительные потери от парциальности: на краях активных
дуг, вентиляционные, краевые и от трения, ниже потерь связанных со
снижением высот и проходных сечений лопаточного аппарата, что и
обусловило широкое распространение парциальных МРТ. Один из вариантов
классической сверхзвуковой активной ступени МРТ, а также ступень
конструкции ЛПИ, представлены на рисунке 4.1.
118
Рисунок 4.1. Классическая сверхзвуковая активная ступень с парциальным
подводом рабочего тела (слева) и ступень конструкции ЛПИ
!
Как уже отмечалось, в семидесятые годы прошлого века профессор
Кириллов И.И. определил новое направление в развитии ступеней МРТ —
ступени ЛПИ. Разработка и исследование высокоэффективных ступеней
осуществлены
под
руководством
профессора
В.А.
Рассохина.
Отличительными чертами ступеней такого класса являются: малые углы
выхода потока из соплового аппарата ах, малые углы входа в рабочее колесо
Рь большие углы поворота потока в рабочем колесе О., большой
относительный шаг сопловых и рабочих лопаток tlb, трансзвуковые и
сверхзвуковые скорости в сопловом аппарате и рабочем колесе.
Поскольку такая ступень способна переработать значительный перепад
энтальпий (до 330 кДж/кг и выше), то общее количество ступеней в
проектируемой установке снижается, что, в сочетании с высокой частотой
вращения ротора, позволяет добиваться уникальных
массогабаритных
характеристик.
Работы по совершенствованию проточных частей МРТ велись
постоянно. Однако возможности детального изучения сложных физических
явлений, происходящих в проточной части МРТ, были существенно
ограничены невозможностью траверсирования потока в расчетных сечениях
ступеней, являющегося основным методом изучения проточных частей
классических ступеней. Последнее обстоятельство является следствием
соразмерности характерных размеров проточной части и размеров приемных
частей зондов. Основными методами
физических экспериментов для
119
исследования
МРТ являлись интегральные
методы
показателей
эффективности
предоставляющие
ступеней,
оценки
основных
только
количественные характеристики и не раскрывающие существа процессов,
происходящих в проточной части ступени.
Аналитическое описание пространственной структуры потока в МРТ
является сложной и малоизученной в турбиностроении задачей. В настоящее
время современные
программные комплексы расширяют
возможности
изучения физических явлений, происходящих в отдельных элементах МРТ с
учетом их взаимного влияния. Использование трехмерных газодинамических
расчетов на основе программного комплекса CFX позволяет повысить
качество проектирования проточных частей (ПЧ) турбинных ступеней.
4.1. Анализ структуры потока в ступени ЛПИ
Исследования структуры
потока в ступени
ЛПИ малорасходной
турбодетандерной установки численными методами представлены в работе
[57].
В работе исследовалась базовая ступень
микротурбрдетандерного
генератора МДГ-20 диаметром 126 мм с углом выхода из СА ai= 5°, углом
входа
в РК Pi= 10,5°. Ступень
выполнена
без бандажа,
степень
парциальности г=0.612, осевой зазор AZo3= Змм, проектная внутренняя
мощность 26 кВт (модель 605).
Фотографии СА и лопаток РК исследуемой ступени представлены на
рисунках 4.2 и 4.3.
Рисунок 4.2. Сопловой аппарат
Рисунок 4.3. Лопатки рабочего
колеса
120
Постановкой задачи определены вопросы как исследования течения в
турбинной ступени, так и определения осевого усилия, действующего на РК
ступени.
С целью определения осевого усилия, действующего
на РК, в
расчетную модель были включены области между диском РК и статорными
деталями, имеющие место в реальной проточной части, рисунок 4.4.
Решалась
стационарная
задача.
Модель
турбулентности
SST
высокорейнольдсовая, Y+ от 15. Геометрическая модель и сечение расчетной
области приведены на рисунке 4.5.
Рисунок 4.4. Геометрия модели 605
Рисунок 4.5. Сечение расчетной
области
Важным вопросом в постановке задачи является способ стыковки
неподвижного СА и вращающегося РК. Следуя опыту расчетов транс- и
сверхзвуковых ступеней, а также учитывая высокую степень окружной
неравномерности вследствие невысокой степени парциальности [58] для
стыковки СА и РК в стационарной постановке использовался интерфейс
Frozen Rotor. Для определения осредненных параметров ступени было
рассмотрено четыре характерных положения РК по углу поворота РК
относительно СА.
Результаты численных расчетов представлены на рисунках 4.6...4.10
[57].
121
п
к
KP
Рисунок 4.7. План тангенциальной составляющей скорости
во входном сечении сопла (Az=2 мм от поверхности входа):
п - периферийный вихрь; к - корневой вихрь
Цветовое разрешение и планы скоростей определяют наличие вихревой
структуры
потока седловидной
формы п и к ,
рисунки
4.6
и
4.7,
"захвативших" всю проточную часть сопла, рисунок 4.8,а, разделив поток
посередине высоты сопла.
На рисунке 4.8,а, видно, что в косом срезе вихревые структуры
пик,
рисунки 4.6 и 4.7, переходят в сложную систему вихрей 1 и 2. Корневой
вихрь
1 вращается против часовой стрелки при взгляде
по потоку,
периферийный 2 - по часовой стрелке. Поток 1 практически не отслеживает
цилиндрические
обводы
прямолинейной.
На
КС
поток
сопла,
2
траектория
цилиндричность
движения
обводов
близка
к
оказывает
существенное воздействие. Разделение еще более контрастно определяется
на рисунках 4.9 и 4.10.
122
с
1 3 2
1+2
a)
6)
Рисунок 4.8. Линии тока в косом срезе СА:
а) - вид со стороны входа потока в СА; б) - вид со стороны выхода; с и д кромки косого среза сопла; 1 - корневой поток сопла; 2 - периферийный;
1+2 - суммарный поток на выходе из СА; 3 - часть потока 2 из предыдущего
сопла
1+2
MW\
Velocity
Streamline 5
—т5.144е>0С2
/
I
A.
4 2в5е Ю02
• 3 385е >0С2
2.505е+0С2
1.625в+0С2
[msM)
Щ
Щ
Ш
''••л.
Рисунок 4.9. Планы тангенциальных скоростей в осевом зазоре (0.5 Azo3) и КС
сопла в пространстве исследуемой модели
(шаг планов - 5 , нумерация соответствует рисунку 4.8)
Картины
линейчатого
течения,
течения
рисунки
рабочего
4.8...4.10,
тела
в
показывают
пространстве
реальность
осевого
зазора,
закономерность которого обоснована профессором И.И. Кирилловым [56]. В
123
проточной части ступени наблюдается
отклонение
пространственных
поверхностей тока от линейчатых гиперболоидов в зонах взаимодействия
вихревых структур между собой, с вихревыми структурами пассивного газа в
корне и ограничивающими поверхностями ступени на периферии и торцом
соплового аппарата.
Рисунок 4.10. Визуализация потока в меридиональных сечениях,
расположенных под углами 20° (а) и 35° (б) к кромке сопла, ближайшей к
критическому сечению сопла (дуга косого среза сопла 36,7°);
с - середина осевого зазора; д - поверхность КС сопла; нумерация потоков
1.. .3 соответствует рисунку 4.8; 4 - суммарный отраженный поток;
РЗ - радиальный зазор над РК
Поток 2, в результате отражения от периферии, разделяется на два
потока — поток 3, рисунок 4.11, и поток, суммирующийся в дальнейшем с
потоком 1, с образованием потока 4. Поток 4, рисунок 4.10, отраженный от
периферии, частично входит в РК с периферии радиального зазора, частично
— из осевого зазора.
Картина течения РТ на входе в РК представлена на рисунке 4.12.
124
0.5 bz0,
3
КС
Рисунок 4.11. Вид на осевой зазор в
Рисунок 4.12. Пространственное
конце КС сопла, номер потока 3
течение рабочего тела на входе в РК:
соответствует рисунку 4.8
ЗО - зона отражения
На рисунке 4.12 корневые сечения на входе в рабочее колесо
заполнены
мощными
вихревыми
структурами
пассивного
относительная
величина
газа,
следовательно, практически не работают.
На рисунке 4.13
представлена
расхода
рабочего тела по сечениям радиального зазора к основному расходу.
Наличие максимума в районе 1/3 ширины лопаток рабочего колеса Вг,
вполне вероятно, характеризует зону второго отражения струй соплового
аппарата от периферии, после чего, рисунок 4.14, поток заполняет проходные
сечения лопаток РК.
Относительный расход в тшредщ
исходного варианга, %
SMkttty
-f
r
$ОД|.002
1' Щ
км»
№»
ZM
4М
йМ
%№ К».*» ИМ
14М
Рисунок 4.13. Изменение
Рисунок 4.14. Линии тока на вогнутой
относительного расхода через
поверхности лопатки РК
радиальный зазор над РК в
зависимости от расстояния от
входной кромки
125
4.2. Исследования влияния конструктивных элементов на
эффективность ступени
В работе [58] определено существенное влияние утечек рабочего тела
через радиальный зазор и потерь кинетической энергии рабочего тела в
процессе эжекции пассивного газа из осевого зазора между сопловым
аппаратом и рабочим колесом в корневой части ступени на эффективность
ступени.
'
i '
Указанные факторы снижают Мв и классических ступеней. Для МРТ их
влияние существенно возрастает с уменьшением угла выхода потока из
соплового аппарата щ.
Утечка рабочего тела через радиальный зазор приводит к следующим
последствиям. Во-первых, к уменьшению расхода активной части рабочего
тела в межлопаточных каналах рабочего колеса, при этом мощность ступени
снижается прямо пропорционально уменьшению расхода рабочего тела. Вовторых, к повышению статического давления за ступенью, что влечет за
собой уменьшение располагаемого перепада на ступень. В совокупности оба
фактора уменьшают эффективность турбинной ступени.
Эжекция пассивной среды осевого зазора из придисковой области
перед РК, вследствие малой реактивности в корневых сечениях РК, приводит
к образованию мощных паразитных вихревых структур в этой зоне.
Следствием этого является малая загруженность проходных сечений РК, до
половины высоты лопатки заполняемых пассивной средой в корневой
области, и дополнительные потери кинетической энергии активного рабочего
тела,
связанные
с диссипацией
кинетической
энергии
в
процессе
эжектирования пассивной среды осевого зазора, рассмотренные в разделе
4.1.
В работе [58] представлены расчеты ступеней ЛПИ и анализ влияния
радиального зазора (Дг), наличие бандажа рабочего колеса и конструкции
уплотнения радиального зазора.
/
•
126
Другим
важным
конструктивным
фактором,
влияющим
на
эффективность ступени, являются разгрузочные отверстия, способствующие
постоянному возобновлению массы пассивной среды в рассматриваемом
осевом зазоре.
Оценка
'
влияния разгрузочных
отверстий
рабочего
колеса
на
эффективность турбинной ступени и структуру потока в проточной части
является задачей раздела 4.2.1.
4.2.1. Исследования влияния разгрузочных отверстий на
эффективность ступени
В настоящем исследовании используются подходы вычислительной
гидрогазодинамики, изложенные в [57]; расчетные модели строятся на базе
. •-
.
• •s
••
апробированной на кафедре ТГиАД СПбГПУ методики численного
моделирования течения в проточных частях малоразмерных турбомашин.
Для решения поставленной задачи, исследуются следующие модели
турбинных ступеней с постоянным средним диаметром 126 мм, рисунок 4.15:
1.1.
Турбинная ступень МДГ-20 с натурным С А (6 сопел) без
разгрузочных отверстий (модель 605N) с рабочим колесом без бандажа;
1.2.
Турбинная ступень МДГ-20 с разгрузочными отверстиями
(модель 603 В) с бандажом;
1.3.
Турбинная ступень МДГ-20 без разгрузочных отверстий (модель
603BN) с бандажом;
1.4.
Турбинная ступень МДГ-20
с увеличенным
расходом,
с
-разгрузочными отверстиями (модель 903ВЗ) и с бандажом.
Трехмерные расчетные модели базовых вариантов представлены на
рисунке 4.15.
127
Рисунок 4.15. Базовые модели
а - усик корневого уплотнения; б - бандаж РК
Характеристики уплотнений в исследуемых моделях представлены в
таблице 4.1.
Таблица 4.1
Модель
605N
603В
603BN
903ВЗ
Корневое
уплотнение
Открытый осевой
зазор 0,5 мм
Закрытый осевой
зазор 0,5 мм
Периферийное уплотнение
Нет; радиальный зазор 0,5 мм
Открытый осевой зазор 0,5 мм;
радиальный зазор над гребнями
бандажа 0,3 мм
Закрытый осевой зазор 0,5 мм;
радиальный зазор над гребнями
бандажа 0,3 мм
Рисунок 4.16. Конструктивное исполнение проточной части в
исследуемых моделях (слева направо: 605N, 603В, 903ВЗ)
128
Модель 605N аналогична соответствующей модели 605, рассмотренной
в работе [58], отличие состоит в отсутствии разгрузочных отверстий в
рабочих колесах новых ступеней.
.,
Во всех расчетных моделях заложен квазистационарный подход,
применимость которого для данного класса задач обоснована в работе [57].
Его суть заключается в расчете полей скоростей, давлений и температур для
конкретного момента времени; при этом во вращающихся
областях
происходит переход в относительное движение. Поскольку в малоразмерных
турбомашинах преобладает струйное сверхзвуковое течение [57], кромочные
следы от сопел практически отсутствуют. Это позволяет считать, что
периодичность явлений, происходящих в проточных частях малоразмерных
турбомашин, определяется шагом рабочих лопаток. Поэтому, для получения
осредненных характеристик турбинной ступени при квазистационарном
подходе
необходимо
рассчитывать
некоторое дискретное
количество
мгновенных положений рабочего колеса относительно соплового аппарата в
пределах шага рабочих лопаток. В настоящей работе рассчитывались четыре
положения РК относительно СА, характеристики модели турбинной ступени
рассчитывались для каждого положения и усреднялись.
Методика расчета для одного положения
По
результатам
численного
расчета
определяются
P^G>CPWl>P2>C2>W2>4>K>Gyr>Fz-
Для скоростей и параметров торможения производится осреднение
квадратов
этих
величин по расходу
в .соответствующих
статические величины осредняются по площади.
сечениях,
s
'
Параметры c ^ w - ^ p ^ c ^ 1 ^ определяются на расстоянии 1 мм по оси Z
от входных и выходных кромок рабочего колеса.
•
Крутящий момент на рабочем колесе определяется с учетом момента,
действующего на бандаж, момента, действующего на корневой обвод РК, а
также с учетом момента, действующего на диск РК.
129
Осевое усилие F z определяется по поверхностям диска, рабочих
лопаток и бандажа.
Последовательность расчета:
1. — Располагаемый перепад энтальпий на ступень по
статическому
давлению за ступенью:
Яо = с Л - | 1 - ( | )
2.
Л
|.
(4.1)
Степень расширения в ступени:
*т=~.
3.
(4-2)
Перепад энтальпий на ступень за вычетом потерь с выходной
скоростью:
2
2
4. ~" Работа Эйлера:
Я а - 0,5 - {4 - с§) • (w| - i^ 2 ).
5.
(4.4)
Внутренний КПД ступени (с учетом потерь от трения бандажа):
Мшпп
t h
30(7Я0'
6.
Мощность ступени (с учетом потерь от трения бандажа):
7.
*«*?«25
30
Окружной КПД ступени:
•
{
}
(4.6)
Ни
8.
Окружной КПД ступени по параметрам торможения:
Ч1~%
(4.8)
Результаты расчетов по приведенной методике сведены в таблицу 4.2.
130
Таблица 4.2
№п/п
Параметр
1
2
3
4
Го, К
5
6
7
8
9
10
11
12
1У.К
Ро, МПа
р"0, МПа
Модель
605 [58]
327,4
327,4
Модель
605N
327,4
Модель
603В
327,4
327,4
327,4
1,5
1,5
1,5
288,7
1,5
1,5
287,8
292,5
287
291,6
0,600
0,65
0,6
0,65
Модель
603BN
327,4
327,4
1,5
1,5
р 2 , МПа
302,9
0,600
Pz> МПа
0,78
1,5
289
302,0
0,6
0,77
2,29
0,319
142,35
2,29
0,319
142,6
2,29
0,319
142,50
2,29
0,319
142,6
110,85
112
132,30
132
49,27
0,338
52,66
0,346
71,25
0,465
0,500
т2,к
Ч, к
**Я1
G, кг/с
Я 0 , кДж/кг
До, кДж/кг
13
14
flFH, кДж/кг
15
0,346
0,369
16
»?«
С
62,99
0,439
0,442
0,444
0,470
0,476
0,540
17
18
19
JV, кВт
Fz, кг
Gy./G, %
15,37
-2,04
15,76
-10
-
-
19,98
-6,00
15,62
21,13
-15
12,85
?),
Гистограммы КПД ступеней и осевого усилия представлены на
рисунках 4.17; кроме того, на эти диаграммы
нанесены результаты,
полученные в [58].
F,. кг
15
10
5
0
605
605N
603В 603BN
а)
б)
Рисунок 4.17. Гистограммы коэффициента полезного действия (а)
и осевого усилия (б)
131
По представленным результатам
целесообразно повторить
вывод
работы [58] о безусловной необходимости выполнения рабочего колеса с
уплотнением радиального зазора, то есть с бандажом.
В рамках настоящего исследования также очевидны преимущества
выполнения
рабочего
колеса
ступени
с
бандажом
и
уплотнением
радиального зазора. В моделях без бандажа, отсутствие
разгрузочных
отверстий РК привело к увеличению внутреннего коэффициента полезного
действия Дт|в на 0,8%, а осевого усилия AFZ на 7,96 кг. Для ступеней с
бандажом: Ат|в=2,6%; AFZ=9 кг.Утечка рабочего тела через радиальный зазор
для ступеней с бандажом Gy/G сократилась на 2,77%. Для ступеней без
бандажа количественная оценка расхода рабочего тела, проходящего через
сечения радиального зазора, перпендикулярные оси z, представлена на
рисунке 4.18.
Характер
изменения расхода
по
сечениям
радиального
зазора
свидетельствует о равенстве расходов рабочего тела в первых по потоку
сечениях и снижении•]расходов в 605N по сравнению с 605. Расходы
увеличиваются до сечения с максимальным расходом и далее уменьшаются,
аналогичным образом изменяется и разница относительных
расходов.
Положение максимума расхода соответствует положению максимума модели
605.
GyT/G, %
Model 605
- - Model 605N
0,00
5,00
10,00
15,00
Расстояние от входной кромки, мы
\
Рисунок 4.18. Относительный расход рабочего тела через сечения
радиального зазора
132
Программная визуализация линий тока в радиальном зазоре над
бандажом представлена на рисунке 4.19. Порядок расположения рабочих
колес слева направо в соответствии с таблицей 4.2.
Мпм
\жг**щ2
а)
б)
v
Stieea&ne 2
- i 6.23CW--O02
4.673«-002f;
.
yk 3 115О+002 B g j
1
В
jy?j^?fe^^
•h1.S58e-002Sg
1
0.0ООе+О00
tme A -1]
™ S.OOOc-000^[ms'-lj
^ ^ ^•
•
^ < y ^ ~
с)
!£>•
—- ' -
__—
Д)
Рисунок 4.19. Линии тока над бандажом в исследованных моделях
(слева направо: 605(a), 605N(6), 603В(с), 603ВЫ(д))
Интенсивность заполнения линиями тока радиального зазора по
моделям
свидетельствует
о
положительном
влиянии
отсутствия
разгрузочных отверстий на расходные характеристики.
Линии тока на входе в проточную часть рабочего колеса представлены
на рисунке 4.20. Порядок расположения рабочих колес слева направо в
соответствии с таблицей 4.2, аналогично рисунку 4.19.
у
133
3 346.ЧЮ2
a)
6)
с)
д
Рисунок 4.20. Линии тока на входе в проточную часть рабочего колеса
(слева направо: 605(a), 605N(6), 603В(с), 603В>4(д))
На
рисунках
видно
снижение интенсивности
корневого
вихря
пассивного газа и увеличение наполняемости проходных сечений рабочим
телом для ступеней без разгрузочных отверстий.
4.2.2. Исследования влияния безлопаточной части соплового
аппарата на эффективность ступени
Анализ работ раздела 4.1 и исследований раздела 4.2.1 свидетельствует
о необходимости уменьшения потерь рабочего тела через радиальный зазор и
снижения интенсивности вихревых структур в корневых сечениях соплового
аппарата и рабочего колеса. Одним из возможных вариантов решения задачи
представляется безлопаточный сопловой аппарат на выходе из основного СА,
представленный на рисунке 4.16, модель 903ВЗ.
134
Модель 903ВЗ аналогична модели 903В1 [58]. В новой модели
реализована безлопатбчная часть за косым срезом соплового аппарата.
Диаметры корневой и периферийной поверхностей, равны соответствующим
диаметрам косого среза. Наличие безлопаточной части позволяет выполнить
осевой зазор закрытым, увеличить гидравлическое сопротивление потокам
утечки
рабочего
тела
и эжекции пассивного газа
осевого
зазора.
Безлопаточные сопловые аппараты широко применяются в турбинных
ступенях.
;
Сравнение модели
903ВЗ
произведем
с
ее
аналогом
903В1,
рассмотренным в работе [58].
Результаты расчетов сведены в таблицу 4.3 и представлены на рисунке
4.21.
Таблица 4.3
№п/п
Параметр
Модель 903В1 [58]
Модель 903ВЗ
1
2
3
То, К
327,4
327,4
327,4
327,4
1,5
1,5
4
ро, МПа
р0,МПа
5
т2,к
1,5
284,4
1,5
284,8
6
т;,к
287,3
287,2
7
8
/?2,МПа
р | , МПа
0,610
0,64
2,25
0,609
0,64
va
0,531
140,8
134,6
82,13
0,573
0,583
0,531
141,02
135,92
81,95
0,573
0,581
Q*
0,610
0,603
9
10
11
12
43
14
15
16
"Я
G, кг/с
Нв, кДж/кг
Щ, кДж/кг
Ни, кДж/кг
%
2,26
17
N,KBT
42,87
18
FZ,KT
-99,34
42,91
-104,47
19
Gyx/G, %
12,27
9,19
135
6
°' %
ПО
FZ.H
105
0.550
100
0,500
95
90
0.450
85
j
!
i
i
1
SO
0.-400
903BI
903B1
9Q3B3
. -
.
.
• • : , . . . .
:
.
.
.
.
.
.
•
.
.
.
•
•
9Q3B3
6)
a)
Рисунок 4.21. Гистограммы коэффициента полезного действия (а)
и осевого усилия (б)
Анализ результатов расчетов показывает отсутствие
преимуществ
модели 903ВЗ по внутреннему коэффициенту полезного действия г)в.
Примечательно увеличение осевого усилия F z , свидетельствующее
об
уменьшении потерь кинетической энергии рабочего тела на эжекцию
пассивного газа. Расчеты демонстрируют снижение утечек рабочего тела на
3,08%.
В работе [58] при сравнении моделей 905 и 903 показано, что снижение
расхода утечки на 14% привело к увеличению КПД на 4,2%, следовательно, в
нашем случае можно ожидать повышение Т|в. Однако, даже при наличии
некоторого положительного эффекта от применения безлопаточной части
соплового аппарата, увеличения эффективности ступени не наблюдается.
Воспользуемся
визуализацией
CFX
для
выявления
источников
повышенных потерь кинетической энергии рабочего тела, с этой целью
проанализируем планы скоростей в косом срезе сопел сопловых аппаратов
исследуемых моделей, представленные на рисунке 4.22.
f I
У
136
a)
6)
Рисунок 4.22. Планы скоростей в косом срезе сопел:
а - модель 903В1, б - модель 903ВЗ
На рисунках видно, что модель 903ВЗ имеет более заполненные
проходные сечения. Угол отклонения потока в данном случае можно оценить
по месту выхода кромочного следа из СА. На планах а) кромочный след
наблюдается еще на четвертом по ходу движения рабочего тела плане, на
планах б) на четвертом плане его уже нет. Учитывая, что ширина косого
среза в месте четвертого плана у 903ВЗ модели больше, следовательно,
отклонение угла выхода потока из соплового аппарата от геометрического
угла он выше, чем в 903В1. Последнее обстоятельство в совокупности с
увеличенной поверхностью трения в косом срезе за счет увеличения
корневой
и
возможность
периферийной поверхностей
повышения
эффективности
модели
ступени
903 ВЗ,
за
счет
исключили
введения
безлопаточной части соплового аппарата.
4.2.3. Методический аспект подготовки и проведения трехмерных
газодинамических расчетов
При подготовке планов скоростей моделей раздела 4.2.2 выявлено
некоторое несоответствие расчета и картины течения рабочего тела в
137
проточных частях радиальных зазоров исследуемых моделей. Для анализа
несоответствий рассмотрим картину течения рабочего тела, рисунок 4.23.
а)
б)
Рисунок 4.23. Линии тока на входе в проточную часть РК и в
радиальном зазоре: а - модель 903В1, б - модель 903ВЗ
Интенсивность линий тока в радиальном зазоре модели б) выше, чем у
модели а), что свидетельствует об увеличении расхода над РК модели 903ВЗ.
Расчеты свидетельствуют
об уменьшении расхода утечки в указанной
ступени по сравнению с моделью 903В1.
Необходимо отметить, что картина течения на входе в проточную часть
рабочего колеса полностью соответствует течению в сопловых аппаратах и
увеличению угла отклонения потока от геометрического угла он в модели
903ВЗ.
Указанное местное несоответствие привело к необходимости оценки
качества сетки. Выяснилось, что в связи с усложнением конфигурации
проточной части утечки рабочего тела за счет нависания усика бандажа над
внешней поверхностью усика периферии безлопаточной части соплового
аппарата, сетка в этом месте выполнена более густой, чем у 903В1 модели.
Последнее обстоятельство и объясняет увеличение количества линий тока в
радиальном зазоре модели 903ВЗ от модели 903В1.
138
Заключение по выполненным расчетным исследованиям
1.
На эффективность ступени оказывает существенное влияние
величина надбандажной утечки рабочего тела и потери кинетической
энергии рабочего тела на эжектирование пассивного газа в корне рабочих
лопаток.
2.
Отсутствие разгрузочных отверстий в исследованных ступенях
не приводит к существенному росту осевого усилия, однако позволяет
ощутимо повысить эффективность ступени.
3.
Закрытый осевой зазор позволяет снизить величину протечек
рабочего тела, однако увеличение поверхностей трения в сопловом аппарате
сводит на нет преимущества закрытого осевого зазора перед открытым.
4.
Доработка
бандажного
уплотнения
без
соответствующей
доработки корневого уплотнения может привести к росту осевого усилия.
5.
Для
визуализованным
увеличения
надежности
анализа
картинам течения, необходимо
моделей
выполнение
по
сеток с
сопоставимыми размерами ячеек и адекватным принципом построения.
139
Глава 5. ПРОЧНОСТНОЕ ОБОСНОВАНИЕ ТУРБИНЫ
РАСШИРИТЕЛЬНОЙ МАЛОРАСХОДНОЙ ТУРБИНЫ
ТУРБОДЕТАНДЕРНОЙ УСТАНОВКИ МДГ-20
5.1. Описание исходных геометрических параметров рабочего
колеса турбины
Геометрия, скорость вращения и другие параметры рабочего колеса
(РК) расширительной турбины были выбраны и уточнены в результате
предшествующих расчетов, рисунок 5.1.
Рисунок 5.1. РК после аэродинамического расчета
Диаметр посадки РК на вал был изменен из
конструктивных
соображений с 0 34 на 0 26, а диаметр расположения четырех шпилек
крепления РК изменен с 0 46 на 0 38.
Окончательная геометрия рабочего колеса с отверстиями под шпильки,
а
также
с
четырьмя
разгрузочными
представлена на рисунок 5.2.
отверстиями
в
полотне
диска
140
Рисунок 5.2. Окончательная геометрическая схема РК расширительной
турбины
—
Исходные данные для расчета на прочность представленного рабочего
колеса сведены в таблицу 5.1.
Таблица.5.1
№
1
2
3
4
5
6
7
8
9
параметр
!
Скорость вращения
Материал
Плотность материала
Модуль упругости материала
Коэффициент Пуассона
Радиальный градиент
температуры
Коэффициент линейного
расширения
Условный наружный диаметр
колеса
Радиальные напряжения на
наружном диаметре колеса граничное условие.
величина
размерность
40000 (4190)
алюминиевый сплав
2800
11
0.72-10
0,3
об/мин (р/с)
40
°С
2,25-10"5
1/К
116
мм
34
МПа
кг/м
Па
141
Исходный расчет выполнялся в осесимметричной постановке методом
начальных параметров [59, 60]. Геометрия диска задавалась по точкам
(рисунок 5.3) с последующей аппроксимацией (рисунок 5.4).
( 0,005
°)
( 0.03 ^
ООП
0.03
0.012
0.03
0014
0.015
0.03
hi :=
0.025
0.025
0.019
0.025
0.030
0.025
0.045
0.019
^0.058 у
10.013 J
Рисунок 5.3. Задание геометрии РК: R- радиальная координата сечения, м;
hi- ширина сечения, м
0. )5?
i
1
г
t
i
4
0.024
i
I
t
I
i
j
_-
0.012
"'
f
6x10" 3
I
0
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
0.06
г
Рисунок 5.4. Геометрия рабочего колеса: h/2 - величина равная половине
ширины рабочего колеса
142
Распределение
температуры
вдоль
радиуса
было
представлено
функцией
Г(г) = ДГ(г/д)\где
А71 - радиальный градиент температуры;
R — наружный радиус диска рабочего колеса.
Функция Т(г) изображена на рисунке 5.5.
Рисунок 5.5. Радиальное распределение температуры рабочего колеса (°С)
Радиальные распределения суммарных радиальных
тангенциальных
напряжений
(центробежных
представлены соответственно на рисунках 5.6 и 5.7.
и
и суммарных
температурных)
143
8x10'
7x10
6x10
5x10
0Т|
4x10
3x10
2x10
1x10'
Ou
О
5x10""3 0.01 0.015 0.02 0.025
0,03 0,035 0.04 0.045
0.05
0.055 0.Об
Г
Рисунок 5.6. Радиальное распределение суммарных радиальных
напряжений, МГТа
7
8x10
I
1
7хЮ 7
_
бхЮ 7
5х10
7
4хЮ
7
1
|
1
™ — ~ -
—
,_
,—
!
I __ _— . ~
- _
S
S
г
t
t
СГ6[
t
>
—
—
t
i
ЗхЮ 7
2х10
|
1 \
7
:
|1 ! X
\
\
7
1x10
\
1
0
5x10
3
0.01 0.015
0.02
0,025
{
;
1
1
0.03 0.035 0.04
n
0.045
0.05
0.055
0.06
:
Рисунок 5.7. Радиальное распределение суммарных тангенциальных
напряжений, МПа
144
Учет концентрации напряжений в области отверстий под крепежные
шпильки и в области разгрузочных отверстий проведен по формулам из
работы [61].
Местное
окружное
напряжение в
нижней точке
эксцентричного
отверстия
где kt - коэффициент концентрации напряжений, OQ - окружное напряжение в
этой
точке
при отсутствии
отверстия
(концентратора). Коэффициент
концентрации напряжений
kt=3-(d/b)-ar/oe ,
где d - диаметр отверстия; b - расстояние между краями отверстия по
окружности, на которой расположены эксцентричные отверстия; OQ, a r напряжения в точке эксцентричного отверстия при отсутствии
отверстия.
Исходные
данные
и
результаты
расчета
этого
коэффициентов
концентрации в области отверстий под скрепляющие шпильки и в области
разгрузочного отверстия представлены в таблице 5.2.
Таблица 5.2
Кол-во
Радиус
Диаметр Расстоя Радиальные Тангенци­
отверстии отверсти отверстий, ниеб, напряжения, альные
>
и
d, мм
мм
о>, МПа напряжен
мм
ия,
h
ств, М П а
Отверстия
под
шпильки
Разгрузочные
отверстия
19
4
7
22
81
77
1,62
45
4
8
61
54
45
1,67
Таким образом, максимальные напряжения в области отверстий под
шпильки Umax составят 77-1.62 = 125 МПа, а максимальные напряжения в
области разгрузочных отверстий CW составят 45-1.67 = 75 МПа.
145
Выбор материала диска
В качестве материала для диска рабочего колеса можно предложить
алюминиевый сплав В95пч после смягчающего старения [62], алюминиевые
сплавы ВД17 [61] и АК6 [62].
У сплава В95пч после смягчающего старения предел
текучести
=
^о.2 410 МПа при предельном удлинении 13%. У сплава ВД17 предел
текучести ао.2
>
320 МПа при температуре 273 К. У сплава АК6 предел
текучести ао.2 > 299 МПа при предельном удлинении 12%.
Формально все из перечисленных материалов подходят для рабочего
колеса с коэффициентом прочности, превышающим 1,8. Предпочтение
необходимо отдать алюминиевому сплаву, лучше приспособленному для
работы в области пониженных температур.
t
146
Глава 6. НАТУРНЫЙ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ СТЕНД, ОБЪЕКТЫ
ИССЛЕДОВАНИЯ, МЕТОДИКИ ПРОВЕДЕНИЯ НАТУРНЫХ
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ И ОБРАБОТКИ
РЕЗУЛЬТАТОВ. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ
ИССЛЕДОВАНИЙ
6.1. Выбор промышленного объекта для размещения
микротурбодетандерного генератора
При
выборе
объекта
для
испытания
опытного
образца
микротурбодетандерного генератора МДГ-20 принимались во внимание
следующие обстоятельства:
1.
Для
обеспечения
возможности
бесперебойного
снабжения
природным газом бытовых и промышленных потребителей ГРС должна
иметь не менее трех редуцирующих ниток между входным и выходным
коллекторами.
2. Работа микротурбодетандерного
локального
источника
электрической
генератора, как автономного
энергии,
регулируется
по
электрической нагрузке, то есть через турбину пропускается ровно такое
количество газа, которое требуется для выработки потребной в настоящий
момент мощности. Таким образом, потребление газового потребителя,
обслуживаемого ГРС, должно быть не меньше этой величины.
3. Подача природного газа конечному потребителю определяется
режимами работы его технологического оборудования и никак не связана с
потребностями в электрической энергии на ГРС, то есть регулирование по
газовой нагрузке и регулирование по электрической нагрузке не связаны
между собой t что следует учитывать при выборе ГРС. Работа основного
потребителя газа.
— 4.
С
учетом
необходимости
проведения
серии экспериментов,
требующих перемонтажа как самого микротурбодетандерного генератора,
так и технологических узлов подготовки и редуцирования газа, а также
измерительной
аппаратуры
и
её
коммуникаций, ГРС
должна
быть
территориально расположена в пределах мобильной доступности от СанктПетербурга.
После анализа параметров газораспределительных
выбрана
ГРС
«Сертолово»,
Ленинградской
области,
расположенная
рисунок
в
6.1,
станций, была
поселке
как
Сертолово
удовлетворяющая
вышеперечисленным требованиям.
Рисунок 6.1. Общий вид ГРС «Сертолово»
На ГРС «Сертолово» редуцирующих ниток четыре, рисунок 6.2, то есть
при монтаже вместо одной из них микротурбодетандерного генератора три
других в состоянии обеспечить газом потребителей, при любых условиях.
На
рисунке
«Сертолово»
с
6.2
приведена
установкой
экспериментального
стенда
полная технологическая
вместо
для
одной
из
схема
редуцирующих
исследований
опытной
ГРС
ниток
модели
микротурбодетандерного генератора (обозначен на схеме АЭИ МДГ-20).
148
Рисунок 6.2. Технологическая схема ГРС «Сертолово»
Основные технические характеристики ГРС «Сертолово» приведены в
таблице 6.1.
Таблица 6.1.
1994 год
Дата ввода в эксплуатацию
219x8
Диаметр входного газопровода D y , мм
5,5
Проектное давление газа на входе ГРС Р вх . Пр-, МПа
0,6
Проектное давление газа на выходе ГРС PBblx.im., МПа
0,38...0,6
Рабочее давление газа на выходе ГРС Р„ых.раб-, МПа
54,4
Проектная производительность ГРС Qnp:, тыс.куб.м/ч
2...12
Рабочая производительность ГРС Qpa6, тыс.куб.м/ч
Перечень выходных газопроводов с указанием диаметра D y , мм, Сертолово, Dy= 426 мм,
давления P v , МПа.
Pv=0,6 МПа
В
состав ГРС «Сертолово» входит основное
технологическое
оборудование - мультициклонные устройства очистки газа, подогреватели
газа ПГ-10 с промежуточным контуром, устройства ввода метанола,
регулирующие устройства (линии редуцирования газа), системы измерения и
учета газа, системы автоматики и телемеханики, одоризационные установки,
трубопроводная арматура и вспомогательные устройства.
' 149
6.2. Описание экспериментального стенда
Экспериментальный
стенд,
предназначенный
для
исследований
опытной модели микротурбодетандерного генератора МДГ-20 включает в
себя, рисунок 6.3:
- микротурбодётандерный генератор электрической мощностью 20 кВт
(МДГ-20);
- входной блок подготовки технологического газа, (ВБПтг);
— - выходной блок редуцирования технологического газа, (ВБРтг).
Входной блок подготовки технологического газа обеспечивает:
- очистку технологического газа от механических примесей с помощью
патронного фильтра;
- учет расхода газа с помощью расходомера или суживающего
устройства;
-
подогрев
газа
в
теплообменнике
до
входной
температуры,
обеспечивающей невыпадение гидратов в конце процесса расширения газа в
турбине;
- поддержание стабильного давления технологического газа на входе в
пропорциональный регулятор, с помощью регулятора давления РД-L
•
.
/
.
'
'
-
.
.
•
•
•
•
•
'
•
. — Пропорциональный регулятор регулирует подачу на турбину расхода
газа, обеспечивающего выработку необходимой мощности.
Блок управления осуществляет электрическое управление МДГ-20.
Выходной блок редуцирования технологического газа предназначен
для поддержания стабильного давления на выходе из турбины, на уровне,
соответствующем давлению в выходном коллекторе ГРС.
150
SKSSSi
«ч;
Ф
ГЭС
УН
«УМ
SSJt
•»
a :i> :»
НИН51 5
&! *с*я I "
, !»
Выходной блокредущрованкя
хехкояопяесшзто гша
!i п
«;•*
есжа-jse
Вжодкой блокдадготовш
тешоясгшесшга газа (ВЕШт)
"у:
-®Кз
itanant
Ха!?»&аа!в
5sss\
Турбогенератор
Ми*рз15рбод«аздеркый генератор электрической
мощностью 20кВ т (ЩГ-20)
Рисунок 6.3. Схема экспериментального стенда для испытаний микротурбодетандерного генератора электрической
мощностью 20 кВт на ГРС «Сертолово»
i
i
151
Экспликация оборудования экспериментального стенда с техническими
характеристиками приведена в таблице 6.2
Экспликация оборудования экспериментального стенда
Обозначение
РД-1 _
FA-12
Наименование
BFL/025SRrPe^HTOp
давления со встроенным
клапаном-отсекателем
Патронный фильтр для
высокого давления FA-12АР ANSI 600
Кол-во
1
1
Таблица 6.2
Техническая характеристика
Рвх=1.5...5.4МПа,
Рвых=1.5МПа
3
<3=1200нм /час
Р в х мах до 90 бар
Тгаза+ЮС.ЛООС
Т
Теплообменник в >
цилиндрическом кожухе
1
№3,№3а,№9а
Шаровой кран с ручным
управлением Ду15мм,
РубЗ кг/см2
Шаровой кран с ручным
управлением Ду25мм,
РубЗ кг/см2
Крап шаровой с ручным
управлением Ру63кг/см2, Ду
50мм
Кран шаровой с
электроприводом ДУ 50мм,
РубЗ кг/см2
Сбросной
предохранительный клапан
серии v/20-2/
3
Фильтрующая способность 5мкм
до 98%. Индикатор уровня
засорения с дистанционной
передачей сигнала.
Тепловая производительности от
14500 до 29000 ккал/час, давление
газа до 90 бар, температура газа
+10С... 100С. Давление воды 6 бар,
предохранительный клапан для
воды.
Масса 0,8
1
Масса 1,3
3
Масса 7,1
2
Масса 40
1
2
Диапазон настройки от 15,0 до 21,0
бар. Производительность в точке
настройки 15,5 бар составляет 1970
нм3/час
Масса 6
3
Пределы измерений -30...+50С
1
Унифицированный выходной
сигнал 4... 20мА
Унифицированный выходной
сигнал 4... 20мА
Предел измерений 0.. .2МПа
Рвых=2,5...5бар
!
№16
№4, №4а, №46
№1,№5
СИПК 25-100
№11в,№12в
Т1 1,4,5
ТЕ 6
РТЗ
Р12
РД-2
,*
*"
Кран шаровой с ручным
управлением Ду50мм Ру
6кг/см2
Термометр
биметаллический
Термопреобразователь
взрывозащищённый
Интеллектуальный датчик
избыточного давления
Манометр
Регулятор давления FN/050SRANSI600RE
DN50/DN50
1
1
1
152
Обозначение
№76, №66,№26
№2
№5а
OK
ви
ТЕ 2
Р14
Наименование
Шаровой кран с ручным
управлением
Кран шаровой с
электроприводом
Кран шаровой с
электроприводом
Клапан обратный
поворотный
Вентиль игольчатый
15с54бк
Термопреобразователь
взрывозащищённый
Манометр
РТ1
Интеллектуальный датчик
избыточного давления
Р1 3
Манометр
Кол-во
3
Техническая характеристика
Ду25мм, Ру бЗкг/см
Ду100мм,Ру63кг/см^
Ду50мм, Ру 63кг/см2
ДуЮО, Ру63кг/см 2
Ру160кг/см 2 ,Ду25
Унифицированный выходной
сигнал 4... 20мА
Предел измерений 0... 1 МПа
1
Верхний предел измерения 1 МПа.
Унифицированный выходной
сигнал 4...20 мА
Предел измерений 0... 1 МПа
6.3 Объекты исследования
Объектом исследования является микротурбодетандерный генератор МДГ20 электрической мощностью до 20 кВт, рисунке 6.4. На рисунке 6.5-6.12
изображены детали и узлы объекта исследования.
Рисунок 6.4. Внешний вид
микротурбодетандерного
генератора МДГ-20
Рисунок 6.5. Статорные
Рисунок 6.6. Рабочее
детали высокооборотного
колесо расшири-
электрогенератора
тельной турбины
153
Рисунок 6.7. Статор
Рисунок 6.8. Сопловой
Рисунок 6.9.
электрогенератора с
аппарат расширительной
Лепестковый упорный
рубашкой охлаждения
турбины
газодинамический
подшипник в сборе
шШШШ'-
Рисунок 6.10. Упругий
Рисунок 6.11 Блок
Рисунок 6.12. Ротор
элемент лепесткового
опорного
турбогенератора
газодинамического
газодинамического
подшипника.
подшипника
На
рис
6.13
показана
основная
часть
экспериментального
стенда,
предназначенного для исследований опытной модели МДГ-20, вид со стороны
зала редуцирования. На переднем плане расположен МДГ-20, справа и на заднем
плане — входной блок подготовки технологического газа.
154
•>
*
'•%.
J
'
••*••••
МИИДмИЯИшНИИ
Рисунок 6.13. Экспериментальный стенд для проведения испытаний МГД-20.
Исполнение турбогенератора - взрывозащищенное.
Положение
оси
вращения
турбогенератора
-
горизонтальное
по
направлению потока газа.
6.4. Методики проведения натурного эксперимента и обработки
натурных экспериментальных данных [6]
Цели испытаний:
Целью испытаний является подтверждение работоспособности и получение
характеристик турбогенератора МДГ-20.
Задачи испытаний:
1. Подтверждение работоспособности МДГ-20.
2. Получение характеристик МДГ-20 при использовании рабочего колеса
турбины без бандажного уплотнения.
3. Получение характеристик МДГ-20 при использовании
бандажного
уплотнения на периферии рабочего колеса турбины.
4. Проверка влияния конструктивных изменений турбины на основные
параметры турбогенератора МДГ-20.
—
'
' / ' ' '•
*, 155"
6.4.1 Методика и программа проведения натурного эксперимента
1. При выводе установки на назначенный режим необходимо сделать временную
выдержку до стабилизации параметров основных исследуемых величин, после
чего произвести по три замера основных параметров.
2.
Полученные результаты
необходимо
проанализировать.
Адекватность
полученных результатов оценивается по максимальной разнице измеряемых
величин. Разность не должна превышать 5-И0% от измеренной величины.
Погрешность
эксперимента
выше
означенных
величин
необходимо
компенсировать, по крайней мере, двумя дополнительными замерами.
3. Необходимо регистрировать число пусков «к» и продолжительность работы
МДГ-20 «t», а также любые нарушения работы подшипников в журнале.
4. Необходимо определение осевых усилий Р ос , возникающих на номинальном и
переменных режимах МДГ-20 в натурных условиях ГРС «Сертолово». Следует
установить датчики осевого усилия на МДГ-20.
5. Следует измерять температуру охлаждающего газа на входе «Т30ХЛ» и на выходе
из электрогенератора «Т50хл» на номинальном и переменных режимах и перепад
давления (р2ОХЛ — Р5°хл )• Установить термопары и датчики давления.
б.Оценить уровень теплового состояния генератора по температуре корпуса «Т4».
Установить термопары.
7. Необходимо измерение расхода рабочего тела G r . Установить участок для
измерения расхода.
8.0ценить
влияние
^
начальной
температуры
газа
перед
турбиной
=
тоо(то) 278...325К на характеристики МТГ-20, произвести оценку состояния газа
при отрицательных температурах за турбиной. Установить датчики температур.
9,Оценить влияние давления газа перед турбиной р0=(6...20)-105 Па на
характеристики МДГ-20 при противодавлениях р2=(3.-.9)-105 Па. Установить
датчики давления.
1
156
10. Определение влияния частоты вращения ротора на характеристики МДГ-20 в
диапазоне частоты вращения ротора турбины п = О...40000об/мин. Установить
датчик частоты вращения турбины.
6.4.2. Методика обработки натурных экспериментальных данных
В процессе эксперимента определяются следующие величины:
1. Ро, [Па] - избыточное статическое давление на входе в сопловой аппарат;
"
'
'. f
2. tQi [К] - статическая температура на входе в сопловой аппарат;
3. ра [Па] - барометрическое атмосферное давление;
4.«i [об/мин] — частота вращения ротора;
5. Pi [Па] — избыточное давление перед расходомерным устройством;
6. t\ [К] - температура перед расходомерным устройством;
7. А/?! [Па] — перепад давлений на расходомерном устройстве;
8. п2 [об/мин] - частота вращения ротора расходомерного устройства;
9. Ри [Па] - избыточное статическое давление в зазоре между СА и рабочим
колесом;
10. р21 [Па] - статическое давление за рабочим колесом.
Обработка данных проводится в следующей последовательности:
1. Статические давления: Pi = р а + ZPii
/п,[Па],
где п — количество дренажных отверстии в сечении.
( п Л
2. Статические температуры: Tj=273+ Etjj /п,[Па],
где п - количество термоприемников в сечении.
3. Плотность рабочего тела в расчетном сечении:
р; = - ^ - , [ к г / 3 ],
Gy
/
4. Скорость потока в расчетном сечении: С; = ——,[уЛ
Pi-n
где F - площадь рассматриваемого проходного сечения.
157
Pi
Cf
5. Полное давление в сечении: Pi = Pi н—-—,[Па],
р:С?
6. Полная температура в сечении: Т* = Tj +
— ,[Па],
7. Теоретический расход рабочего тела через СА: G t = bpoFKpq(A,)/A/To ,[кг/с],
где
FKP\M
J - суммарная площадь критических сечений СА; д(Л) - безразмерная
k+l
плотность тока: b = -\|| —
2 Ъ-1
k + l.
8. Степень расширения в турбине: пт = р01р2.
9. Располагаемый перепад энтальпий в турбине:
k-l
Н1=с р Т5[1-(1/я т ) к ],[Дж/кг].
10.
Условная скорость, соответствующая перепаду энтальпий на ступень:
C 0 =^2hX[M/c].
^
11.
л-D-n
г
г-
12.
Окружная скорость рабочего колеса турбины: и = ———[м / cj.
60
Характеристическое число: и/Со-
|о
U a--II a++UU;b - I b + U C - I c
_U
Электрическая мощность турбины: Мэл = a a
г
\J^\->
где Urn Ij — напряжение и ток, измеренные на 3-х фазах.
14.
Электрический коэффициент полезного действия:
N.э
цэл = \
я
.
Н 0 -G t
6.4.3. Термодинамические хараюгеристики рабочего тела (природного
газа)
Расчет теплофизических свойств рабочего тела производится с учетом
сложного состава транспортируемого природного газа. Состав газа принят в
соответствии со Свидетельством ЭМ 06.03.001-06/10 (certificate of compliance) от
18.05.2006
г.
Приведенные
свойства
компонентов
теплотехнического справочника или получены интерполяцией.
газа
взяты
из
158
Таблица 6.3
N
Компонекты
Формула
Молярная
Объемная
Массовая
Молярная
ДОЛЯ
доля
доля
масса
компонента
компонента
Cpi
Си
Cpi
Ср,
(1=0°С),
(1=5°С),
(t=25°C),
(1=100°С),
Дж/("*К)
МкГК)
Мкгтд
Дж/(и*К)
компонента компонента (ц, Дж/(и*К)
W.%)
йЛ)
!9.%)
кг/шоль)
к,
к,
(t=0°C)
(|=5°С)
(г=25°С)
k,(t=100°C)
1
метан
СН4
97,833
97,915
958372
16,043
518,259
2165,40
2179,55
2236,15
2448,40
1,3146
1,3120
13017
1,2685
2
этан
ЪН,
0871
0,868
1,5887
30,070
278,501
1647,10
1668,12
1752,18
2067,40
1,2017
1,1987
1,1874
1,1544
3
пропан
С,Н,
0,265
0,281
0,7022
44,096
188,549
1549,50
1572,87
1666,33
2016,80
1,1385
1,1362
1,1276
1,1031
4
изобутан
С4Н10
0,0418
0,0407
0,1443
58,123
143,046
D
0
D
D
D
О
D
D
5
норм бутан
C<BIJ
0,43
00417
0,1479
58,123
143,046
D
D
П
О
•
D
в
•
неопентан
С5К12
0,00054
0,00052
0,0023
72,150
115,236
D
0
D
0
D
D
D
7
изопентан
CsHl2
0,00795
0,00759
0,0334
72,150
115,236
D
D
D
0
D
D
D
8
норм пектан
С5Н12
0,00654
0,00819
0,0272
72,150
115,236
D
D
D
а
а
а
а
D
D
D
9
гексаны
CeHl4
0,0028
0,0024
0,0126
86,177
98,479
D
П
D
D
0
О
гелганы
C7H1J
0,00071
000062
0,0038
100,204
82,974
П
D
D
D
а
•
10
П
11
октаны
CaHie
0,0005
0,0005
0,0035
114,231
72,785
D
а
а
•
•
0
D
О
D
D
CO2
0,0318
0,0317
0,0851
. 44,010
188,919
814,60
819,74
839,50
913,60
1,3018
1,2995
1,2904
1,2607
12
углекислый
газ
а
•
13
азот
N2
0,812
0,814
1,3912
28,013
298,796
1039,20
1039,35
1039,93
1042,10
1,3998
1,3997
1,3994
1,3982
14
кислород
O2
0,00747
0,00748
0,0146
31,999
259,832
91460
915,75
919,53
933,70
1,3967
1,3961
1,3939
1,3858
15
пары воды
H2O
000567
0,00541
0,0059
18,013
461,577
1859,40
1860,95
1867,13
1690,30
1,3302
1,3298
1,3284
1,3231
И
вся с и е »
D
100,31658
100,00081
100,0008
16,391
507,261
2127,70
2141,77
2196,03
2408,95
1,3130
1,3103
1,3000
1,2667
2146,55
2160,66
2217,09
2428,67
1,3894
1,3068
1,2967
1,2640
Дг я расчёта воз ьмем значения:
3900
j * * ^ ?
3700
3500
3300
Я
\ 3100-
1
£290027002500
1
2300
()
50
100
150
200
250
300
350
400
450
500
t,"C'
Рисунок 6.14. График зависимости изобарной теплоемкости С р от температуры
газа
1,32 -
Г
Г
--
'
1,3
1,28
1,26 1,24
1,22
1,2
1,18
1,16
)
50
100
150
200
250
300
350
400
450
»
5(
»,°с
Рисунок 6.15. График зависимости показателя адиабаты кот температуры газа
159
6.4.4 Состав и физико-химические показатели природного газа
Параметры газа на входе в ГРС соответствуют по физико-химическим
свойствам ГОСТ5542-87 и по термодинамическим свойствам ГОСТ23194-83:
1. Температура от минус 10 до +25 °С.
2. Рабочее давление - от-2,0 МПа до 5,35 МПа.
3. Среднее рабочее давление- 3.0 МПа.
Таблица 6.4
№
п/п
Г
2
Состав газа
Содержание, моль/моль
i
if
Компоненты газа, (объемные %)
Метан, % объемные
'- >'
97,282
1
Этан, % объемные
1,194
8
Пропан, % объемные
изо-Бутан, % объемные
Бутан, % объемные
изо-Пентан, % объемные
Пентан, % объемные
0,403
0,075
0,095
0,017
0,013
9
Гексан, % объемные
0,011
10
Углекислый газ, % объемные
0,049
3
4
5
6
7
11
12
№
п/п
" 'Азот, % объемные
Кислород, % объемные
Физико-химические показатели
0,859
0,000
Единица
измерения
3
Таблица 6.5
Значение
1
Низшая калорийность
ккал/м
8079
2
Число VOBBE
ккал/м
11849
3
Плотность абсолютная
кг/м3
0,6888
4
Плотность относительная
5
Массовая концентрация сероводорода
мг/м
1,010
6
Массовая концентрация меркаптановой серы
мг/м3
3,020
7
Влагосодержание
0,5716
-1
мг/м
соответствует
состоянию
насыщения
160
6.4.5 Особые свойства газа
Природный газ, поступающий на ГРС, имеет следующие свойства:
- неагрессивный, содержащий жидкие углеводороды,
метанол
(СЮ ОН), турбинные
масла, воду
этиленгликоль,
и механические
примеси в
следующих количествах:
•
влага и конденсат - до 1500 мг/нм ,
•
мехпримеси - до 10 мг/нм ;
•
с размером отдельных частиц - до 1 мм.
Допустимое наличие в газе реагентов, вызывающих коррозию:
•
сероводород (H2S) - не более 1 мг/нм ;
•
натрий + калий — не более 1 мг/нм3.
- концентрационные пределы воспламенения - от 5 до 17% (в смеси с
воздухом при 0,101325 МПа и 20°С),
- низшая теплотворная способность - 7900 ккал/м ,
- точка росы:
•
по воде - не выше минус 10°С при давлении 42 кгс/см2,
•
по углеводородам
кгс/см2,
s
- не выше минус 5°С при давлении от 42 до 70
161
6.5. Результаты расчетно-экспериментальных и натурных
исследований МДГ-20
.
-
-
-
•
^
•
•
.
'
.
'
Испытания рабочего колеса без бандажного уплотнения
Таблица 6.6
Нагстася
Скорость
IT,
0,и"ч
Угол Ш О ,
«.гряд.
Д являем fn
•идола РД 1.
РяхДВХя
ДЯЯ-ИЯЯ»
ша»х&к1Т,
Рк^АШя
Дяялавпя
Mi.mftit,
РЯЫ!.,
Mtb
Тямл*ря
туря
ftttUS,
Т,*С
Тяшнр*
тур»
kuiajn,
I,»C
Няпр.е
Г.У-ЗВ,
Гл., В
Напр. с
1У-20,
1в.., В
iy-го.
If», В
Pactoarua,
Напр.*
Сучч.
Tut,
Суим.
Сумч.
то«,
kt-A
1»»,А
Х.Х.
329S0
1136,3
18,4
1,43
0,82
041
24,7
20,5
224,1
223,9
223,9
-
-
-
' w,-
32980
1272,3
19,1
1,43
0,89 .
0,51'
25,6
21
223,8
224
224
4,8
4,8
4,8
333S0
1622,5
22,5
1,43 '
'25,3
18,1
. 224,2
224,1
224
9,5
8,8
8,8
32640
1729,5
24,8
1,43
24,9
16,3
224,1
224
223,9
10,7
10,6
10^
5 •.
6,3
0,51 !.
:
" . -U2
:
«
0,53
•.'
Испытания рабочего колеса без бандажного уплотнения
Таблица 6.7
ДмиМк.ММ
Танеева
Tfft
тг.
Р»ж.,:1Щ*
1,»С
Тамарят
5»»
.ansae*,
1,<С
Htep. *
UUUX,
In».
В
к«*в.<
452
452
Иаср. с
«Л».
В
V&S-.
в
Uajju..
35»
359
в
Кяяр. <
SV-2»,
l'i»a,,B
Кае.,*
*У-5»,
На*».*
sy-м,
Vet»-. В
Та*,
455
220
220
220
1,3
В
•
35600
"
17,5
1,3
-
35600
"
22,2
•
339
340
449
443
453
220,2
220,1
220,2
2
5
1,11
36100
22,8
23,4
16,8
324
325
452
452
456
214,2
213,1
212
6,3
1,17
35600
23,5
23,5
15,7
313
313
443
443
444
231,2
230,5
11,3
1,33
3SC00
34,6
22,9
и,з
295
295
437
437
434
216,4
215,8
Х.Х.
-
•
1м,
1<*.
И*.А
U*,*
1,4
М
' 2,4
2,3
7,5
7,4
7,4
230,3
8,3
8,8
8,7
216,2
14,1
14,5
14,5
Испытания рабочего колеса с бандажным уплотнением
Таблица 6.8
Нагрызся
расягога.
Яягружа
»Ш1*.0Я««аЯ
Crop»»»
ТГ.
et,ej*t"M«M
PlCXfcl
УаалМЭО,
«.гряд.
Д а . «им* «я
ЮДИЙИ'Д!,
£яьАШл.
Да ялами*
ыядеааТГ,
бИ-МПа
Даялиаяа
кааммас,
£•»№•
Т*эт,ра
•xoja.
Т«ипара
Tjpa
Т.Х
Напр. с
БУ4»,
L4*,B
Яакр,*
iy-ie,
in», В
HaavsC
•аУ-20,
VC»,B
TOM,
Сумм»
тек,
**•-.*
-
-
7,7
7,6
7,6
224
15,3
13,2
15,0
224
224
15,2
19,1
19,2
224
224
224
19,2
19,0
19,1
8,1
224
224
224
21,0
19,0
19,0
7,6
224
224
224
20,9
20,6
18,8
XX
XJC.
34160
"
13,3
1,44
0,83
0,52
17,0
10,1
224
224
224
•
5
5
34260
•
20,2
1,43
1,04
0,51
23,5
15,9
224
224
224
10
10
34020
•
23,5
1-43
1,23
0,52
24,1
16,2
224
224
11,9
12
33670
"
30,0
1,43
1,30
0,54
23,9
10,4
224
12,3
13
33600
'
34,9
1,43
1,34
0,53
23,7
8,8
13,4
13,5
33660
-
.40,0
1,43
1,36
0,54
23,6
13,5
14
32400
1956
89,4
1,43
1,37
0,54
23,7
-
Сумм,
та».
Hf.»
162
Ниже представлены (рисунок 6.16) результаты расчётно-экспериментальных
и натурных исследований расширительной турбины турбодетандерной установки
МДГ-20 на ГРС «Сертолово».
Зависимости основных характерно** турбинной
ступени ЛГИ МДГ 20 • нвисммосги or ( u / C j
s
ь-/<
/
s
f
i
im
-
"
—
~\
.s
\У
'/
/
ОД
1Ц
9,3
04
Ц5
06
uft,
Рисунок 6.16. Зависимости основных характеристик турбинной ступени ЛПИ
МДГ-20 в зависимости от (и/С0)
1 - расчётный окружной КПД для РК с бандажом; 2 - расчётный
внутренний КПД для РК с бандажом; 3 - экспериментальный внутренний КПД
для колеса без бандажа; 4 - расчётный внутренний КПД
На рисунках 6.17 и 6.18 приведены зависимости электрического КПД и
электрической мощности МДГ-20 от расхода газа G, полученные при натурных
испытаниях.
Приведенные результаты исследований показали значительные потери
энергии в электрической части МГД-20, что является значительным резервом для
его дальнейшего совершенствования.
163
Зависимость КПД от расхода газа G
0.5-]
/
к
• _J_%
Й лч
А
-
ft ч U,*J "
Д*-*"*"*"
•п
А
\**~
*^-—'—"
•
•
КПД_6ез банд"^^-
•
\}щ& -
А
*
(
А^~""
^**
«•
•
'"
S
00,18
0.2
0,22
0.24
С, иг/с
0.28
0,26
0,3
Рисунок 6.17 График зависимости электрического КПД МДГ-20
от расхода газа G
За»нсимость N «т расхода r«» G
-20
15
« •
•
*
10
М_6аа_8ача
-*"
п
0, >5
^
^& * ^
0. 15
•
••••
02
0, >5
03
-S
^/^^^"^
-10
-15
G.KT/C
Рисунок 6.18. График зависимости электрической мощности МДГ-20
от расхода газа G
164
t
Заключение
1. В результате выполненных расчетно-экспериментальных исследований был
обоснован
выбор
характеристик,
реализован
микротурбодетандерный
конструктивной
генератор
схемы
МДГ-20,
и
практически
который
прошел
сертификацию, был испытан и запущен в опытную эксплуатацию. Основные
технические характеристики МДГ-20:
Входные параметры:
Рабочее тело:
природный газ ГОСТ
5542-87
Давление газа, МПа
1,5
Диаметр трубопровода, Dy, мм
50
Чистота газа, мкм
не более 10
Выходные параметры:
Давление газа, МПа
0,6
Диаметр трубопровода, Dy, мм
100
Номинальная электрическая мощность, кВт
20
Номинальное выходное напряжение (линейное), В
380
Номинальное выходное напряжение (фазное), В
220
Число фаз
3+РЕ
Частота, Гц
50
Коэффициент искажения сшгусоидальности выходного не более 12
напряжения, %
Общие параметры:
Скорость Частота вращения ротора турбогенератора,
об./мин
36000
Расход редуцируемого газа, нм3/час
не более 1700
0
Перепад температуры по газу, С
КПД турбины, %
не более 42
не менее 70
165
Входные параметры:
20
Назначенный срок службы, год
не более 2500
Общее количество пусков
Установка экологически чистая ,
ГОСТ 12.1.005-88
Уровень шума в пределах нормы
ГОСТ 12.1.003-83
Сейсмическое воздействие по шкале MSK-64
Не менее 7 баллов
2. Выполненный анализ потребителей электрической энергии на ГРС позволил
выбрать необходимый диапазон мощности микротурбодетандерного генератора
10...20 кВт.
3.
Обзор
существующих
конструкций
турбодетандеров,
выпускаемых
промышленностью, показал отсутствие на рынке агрегатов подобной мощности с
высокими массогабаритными характеристиками.
4. При создании МДГ-20 были обоснованы и применены новые технические
решения
основных
узлов
- малорасходная
турбина
конструкции ЛПИ,
газодинамические подшипники, высокооборотный электрогенератор с частотой
вращения ротора 36000 об/мин.
5. Численными методами была изучена физическая пространственная структура
потока в проточных частях турбины для ступеней без бандажа и с бандажом, что
позволило улучшить внутренний КПД на 9,3... 11,9%.
6. На эффективность ступени оказывает существенное влияние величина
надбандажной утечки рабочего тела и потери кинетической энергии рабочего тела
на эжектирование пассивного газа в корне рабочих лопаток.
7. Отсутствие разгрузочных отверстий в исследованных ступенях не приводит к
существенному росту осевого усилия, однако позволяет ощутимо повысить
эффективность ступени.
8. Создана испытательная база для проведения промышленного эксперимента на
ГРС, работающей в штатных режимах эксплуатации, при подаче на МДГ-20 части
расхода газа ГРС, до 1700 нм3/час.
166
9. На ГРС "Сертолово" была выполнена серия промышленных экспериментов,
показавшая работоспособность как установки в целом, так и системы охлаждения
электрогенератора МДГ-20. Электрический КПД МДГ-20 при применении
турбинной ступени без бандажа составил 26%, а для ступени с бандажом до
37,5%.
8. Комплекс проведенных экспериментальных и натурных исследований позволил
провести сравнение полученных натурных характеристик с расчётными данными
МДГ-20 на натурных параметрах, показать их удовлетворительную сходимость и
разработать рекомендации на совершенствование МДГ-20.
10. Выполненный объем расчетно-теоретических исследований, принятые в
работе принципы конструирования и научно обоснованные технические решения
позволили непосредственно подойти к рабочему проектированию и изготовлению
опытного
образца
локального
источника
газораспределительных станций, что дало возможность
образец и приступить к его доводке в натурных условиях.
электроэнергии
для
создать его опытный
- -
167
Список сокращений и условных обозначений
G, кг/с - расход рабочего тела;
N, кВт — мощность;
7Сг - степень расширения в турбине;
Ро, Па - полное давление рабочего тела перед турбиной;
TQ, К — полная температура перед турбиной;
Рг, Па - давление рабочего тела за турбиной;
к - показатель адиабаты;
R, Дж/кг-град — газовая постоянная;
h, Дж/кг-град — энтальпия;
s, Дж/кг-град — энтропия;
Но, кДж/кг-град — располагаемый перепад энтальпий на ступень;
п, об/мин — частота вращения;
т| - КПД турбины, цикла;
ц. - коэффициент расхода;
ф - коэффициент скорости соплового аппарата;
\j/ - коэффициент скорости рабочего колеса турбины;
и/Со — характеристическое число;
и - окружная скорость рабочего колеса турбины;
Со - изоэнтропийная скорость, С 0 = л/2Н* ;
р т - термодинамическая степень реактивности.
Геометрические характеристики проточной части турбины и ее элементов.
u, z, г - оси координат, соответствующие направлению окружной скорости и, оси
турбины z и радиусу г;
D, м - диаметр турбины;
I, м - длина лопатки;
Ь, м - хорда профиля;
В, м - ширина решетки вдоль оси z;
t, м - шаг решетки;
168
а, м — горло решетки (диаметр окружности, вписанной в характерное сечение
межлопаточного канала);
F, f, м - площади проходных сечений;
fc - геометрическая степень расширения сопел соплового аппарата;
8, м — зазор;
Аь м — толщина входной кромки;
А2, м - толщина выходной кромки;
pi, р 2 , град - углы входа в рабочее колесо и выхода из рабочего колеса;
1
do, а ь град — углы входа в сопловой аппарат и выхода из соплового аппарата;
р у , град — угол установки профиля.
Кинематика потока:
с, м/с - абсолютная скорость;
w, м/с - относительная скорость;
и, м/с - окружная скорость;
а, град - угол между положительным направлением оси и и проекцией вектора
абсолютной скорости на плоскость zu;
р, град - угол между положительным направлением оси и и проекцией вектора
относительной скорости на плоскость zu;
Индексы:
в - внутренний;
и - окружной;
opt - оптимальный;
min - минимальный;
t - теоретический;
ср — средний;
расп. - располагаемый;
0 - сечение перед сопловым аппаратом;
1 — сечение между сопловым аппаратом и рабочим колесом;
2 - сечение за рабочим колесом;
3 - сечение перед питательным насосом;
169
4 - сечение за питательным насосом;
к — параметры за конденсатором;
э - электрический;
—
осредненный, относительный, приведенный.
Сокращения:
ЛПИ - Ленинградский политехнический институт;
СПбГПУ — Санкт-Петербургский государственный политехнический
университет;
МАИ - Московский авиационный институт;
МЭИ - Московский энергетический институт;
МГТУ - Московский государственный технический университет;
КТЗ - Калужский турбинный завод;
Т — турбина;
СА — сопловой аппарат;
РК - рабочее колесо;
МРТ - малорасходная турбина;
КПД - коэффициент полезного действия;
Условные обозначения и сокращения, не представленные выше, поясняются
в тексте.
170
Список литературы
1. С.Н. Беседин, НА. Забелин, В.А. Рассохин, Л.Л. Плаксин, Г.А. Фокин.
Разработка и создание нового класса автономных энергетических установок
малой
мощности
для
магистральных
газопроводов,
компрессорных
и
газораспределительных станций. Наука и техника в газовой промышленности
2. Беседин С.Н., Рассохин В.А., Фокин Г.А., Харисов И.С. Разработка и
создание
автономных
: энергетических
установок
малой
мощности
с
расширительной турбиной на базе турбин конструкции ЛПИ для магистральных
газопроводов и газораспределительных станций. ООО «НТЦ «Микротурбинные
технологии»», ГОУ «Санкт-Петербургский государственный политехнический
университет».
3. Фокин Г.А. Применение автономных химических и нетрадиционных
источников
электрической
энергии
для
энергообеспечения
линейных
потребителей магистральных газопроводов и газораспределительных станций.
Научно-технические ведомости СПбГПУ, ВАК. 4-1(89)2009
4. Фокин Г.А. Проблемы энергообеспечения линейных потребителей
магистральных
газопроводов и газораспределительных
станций. Часть 1//
Научно-технические ведомости СПбГПУ - 2009 - №4.
5. Фокин Г.А. Проблемы энергообеспечения
магистральных
линейных потребителей
газопроводов и газораспределительных
станций. Часть 211
Научно-технические ведомости СПбГПУ- 2009 - №4.
6. Челазнов А.А., Иванов А.В., Великий С.Н. Состояние и перспективы
применения автономных источников на объектах ОАО «Газпром» // Перспективы
применения
потребителей:
автономных
Материалы
источников
заседания
для
электроснабжения
Научно-технического
линейных
совета
ОАО
«Газпром» - М.: ООО «ИРЦ Газпром», 2007. - с. 14-34.
7. Великий С.Н., Даки Н.В., Геращенко А.Г., Данильянц И.А., Бондаренко
А.В. Применение автономных источников питания для электроснабжения
газораспределительных
станций // Перспективы
применения
автономных
5
,
'
:
;
, 171
источников для электроснабжения линейных потребителей: Материалы заседания
Научно-технического совета ОАО «Газпром» - М.: ООО «ИРЦ Газпром», 2007. С. 75- 83.
8. Андреев СВ., Забелин Н.А., Петров СП., Рассохин В.А. Создание
автономного локального источника электрической энергии для электроснабжения
линейных потребителей на базе малорасходной турбины конструкции ЛПИ //
Перспективы
применения
автономных
источников
для
электроснабжения
линейных потребителей: Материалы заседания Научно-технического совета ОАО
«Газпром» - М.: ООО «ИРЦ Газпром», 2007. - с. 113-124.
9. Голубев С В . Варианты построения систем электроснабжения линейных
потребителей
автономных
магистральных
источников
газопроводов
для
//
Перспективы
электроснабжения
линейных
применения
потребителей:
Материалы заседания Научно-технического совета ОАО «Газпром» - М.: ООО
«ИРЦ Газпром», 2007. - с. 6 -14.
10.
К.
Исомура,
высокоскоростных
Ш.
Того,
Ш.
Танаки
(Япония)
микроподшипников и динамики роторов
«Исследование
для
газовых
микротурбин».
11. Подшипники с газовой смазкой / Под ред. Н.СГрэссема и Дж.У.Пауэлла
/ Пер^с англ. под ред. С.А.Харламова.- М.: Мир, 1966.- 423 с.
12. Болдырев Ю.Я., Григорьев Б.С, Заблоцкий Н.Д., Лучин Г.А. и др.Прецизионные газовые подшипники// под. ред. Филиппова А.Ю. и Сипенкова
И.Е., СПб., ФГУП ЦНИИ «Электроприбор», 2007, с.504.
13. Румянцев М.Ю., Захарова Н.Е., Сигачев С И . - Опыт разработки
высокоскоростных электротурбомашин на кафедре ЭКАО МЭИ. // Вестник
Московского Энергетического Института. М.: Изд-во МЭИ, 2007. №3. с.45-50.
14.
А.С
№934749.
Газодинамический
подшипник./Захарова
Н.Е.,
Маханьков Е.П., Брагин А.Н., Баранов В.Г., Листратов Н.И. // Бюллетень, 1983,
№21.
15. Гидродинамическая теория смазки: Сб. классических работ / Под ред.
Л . С Лейбензона.- М.-Л.:Тостехтеориздат, 1934.- 245 с.
172
_1 6. Шейнберг C.Pc Газовая смазка подшипников скольжения (теория и
расчет) // Трение и износ в машина.- 1953.- Вып. 8.- с. 107-204.
'
17. Лучин Г.А., Пешти Ю.В., Снопов А.И. Газовые опоры турбомашин.- М.:
!
Машиностроение, 1989.- 240 с.
18. Сытин А.В. Решение комплексной задачи расчета характеристик
радиальных лепестковых газодинамических подшипников.- //Диссертация на
соискание ученой степени кандидата технических наук, Орел, Орловский
государственный технически университет 2008, 201с.
19. Лойцянский Л.Г." Механика жидкости и газа.- М.: Наука, 1987.- 840 с.
20. Пинегин СВ., Захарова Н.Е., Брагин А.Н. Некоторые конструктивные
особенности лепесткового газодинамического подпятника. / // Трение и износ.
Т.2. 1981, №6. с.1017-1021.
21. Брагин А.Н., Сигачев С И . Демпфирование в лепестковом газовом
подшипнике. // Трение и смазка в машинах. Тезисы докладов Всесоюзной
конференции. Сентябрь, 1983г., Челябинск. Челябинск: тип. «Транспорт», 1983.
с.143-144.
22. Левина Г.А., Смирнов В.В., Захарова Н.Е., Брагин А.Н., Бояршинова
А.К. Исследование лепестковых газовых опор. // Трение, износ и смазочные
материалы. Труды международной научной конференции. Тезисы докладов в 5-и
томах.
Том
IV.
Ташкент,
1985.
Изд-во Ташкентского
политехнического
института, 1985. с.43-44.
23.
Сигачев
СИ.,
Семенов
А. А.,
Брагин
А.Н.
Повышение
виброустойчивости лепестковых газовых подшипников. // Газовая смазка в
машинах и приборах. (Всесоюзное научно-координационное совещание, 18-20
сентября 1989г., г.г. Ростов-на-Дону - Новороссийск). Тезисы докладов. М.: Издво Академии Наук СССР, 1989. -с. 128.
24.
Левина Г.А., Бояршинова А.К. Решение упругогидродинамических
задач и анализ нагрузочных характеристик лепесткового газодинамического
подпятника с профилированными лепестками // Машиноведение.- 1989.- № 5.- с.
88-94.
^
173
25. Агишев Г.Г., А.В.Гужиев, И.В.Курбатов Лепестковый газодинамический
подшипник. В
сб. Материалы межвузовской научно- практической конф.
«Проблемы подготовки инженерных кадров ВМФ по обеспечению эффективной
эксплуатации вооружения и военной техники». СПб.:ВМИИ, 2011, 499с.
26. Агишев Г.Г., А.В.Гужиев, И.В.Курбатов К расчету
характеристик
радиального
лепесткового
подшипника. В
динамических
сб.
Материалы
межвузовской научно- практической конф. «Проблемы подготовки инженерных
кадров ВМФ по обеспечению эффективной эксплуатации вооружения и военной
„техники». СПб. :ВМИИ, 2011, 499с/ <
27.Тимошенко СП., Войновский-Кригер С. Пластинки и оболочки / Пер. с
англ.-М.: ГИФМЛ, 1963.-635с.
28. Peng, Z.-C, and Khonsari, М.М., 2006, "AThermohydrodynamic Analysis of
Foil Journal Bearings"ASME J. of Tribology, 128(3), pp. 534-541.20.
29. 20. Дроздович B.H.- Газодинамические подшипники, Л., Машиностр.,
1976,с.207.
30. А.С.Кельзон, Ю.П.Циманский, В.И.Яковлев. «Динамика роторов в
упругих опорах», М., «Наука», 1982 .
31. Бать М.И., Дженалидзе Г.Ю., Кельзон А.С.- Теоретическая механика в
примерах и задачах, том 2, М., Наука, с.664.
32.
Делекторский Б.А., Мостяев Н.З., Орлов И.Н. Проектирование
гироскопических электродвигателей.- М.: Машиностроение, 1968, 252с.
33. DellaCorte, С : "Stiffness and Damping Coefficient Estimation of Compliant
Surface
Gas Bearingsfor
Oil-Free Turbomachinery,"
NASA/TM—2010-216924,
ASME/STLE IJTC 2010-41232
34. Бусурин B.H., Иванов B.A., Рассохин B.A. Многоцелевые автономные
энергетические установки малой мощности (статья). Теплоэнергетика №3, 1993.
35. Бусурин В.Н., Рассохин В.А., Садовничий В.Н., Высоконагруженные
малорасходные ступени ШШ для перспективных турбоустановок. Сб. научных
трудов. Исследование элементов теплоэнергетических установок. Изд. БГТУ.
Брянск. 1999.
•'•-'—
174
-
36. Гринкруг Л.С., Кириллов И.И., Рассохин В.А.
Аэродинамическое
совершенствование проточных частей перспективных паровых и газовых турбин.
Экспериментальное исследование решеток с большим относительным шагом.
Отчёт о НИР, т.323152, 1984.
37.
Гринкруг
Л.С.,
Кириллов
И.И., Рассохин
В.А.
Оптимальный
относительный шаг турбинных решёток (статья). НИИинформ-энергомаш, № 267
ЭМ-85ДЕП от 28.05.85
38. Гринкруг Л.С., Кириллов И.И., Рассохин В.А. О выборе оптимального
шага
турбинных
решеток
турбопривода
(статья).
«Вопросы
повышения
надежности и эффективности судовых энергетических установок».
Тезисы
докладов отраслевой научно-технической конференции. Владивосток. 1985
39. Гринкруг Л.С., Кириллов И.И., Куприянов О.Е., Рассохин
В.А.
Исследование сверхзвуковых решеток профилей малорасходных турбин. Отчёт
ЛПИ, т.323151, Л., 1987, инв. № 0287.0089569
40. Гринкруг Л.С., Кириллов И.И., Куприянов О.Е., Рассохин
В.А.
Исследование турбин малой пропускной способности с большим относительным
шагом (статья). Труды ЛПИ, №426, 1988
41. Кириллов И.И., Гринкруг Л.С., Куприянов О.Е., Рассохин В.А. Выбор
оптимальных геометрических параметров осевых малорасходных турбин. // Тез.
Докл. Всесоюзной научно-технической конф.: Научные проблемы современного
энергетического машиностроения и их решение. 28-29 января 1987г. - Л., 1987. С. 118-119.
42.
Рассохин
В А.
Турбины
конструкции
ЛПИ:
Преимущества,
характеристики, опыт разработки и применение. Энергомашиностроение. Труды
СПбГПУ, № 491. Изд. Политехнического университета, СПБ, 2004.
43. Рассохин В.А. Выбор параметров малорасходных турбин. Методические
указания/СПбГТУ. СПб., 1997
44. Рассохин В.А., Фершалов Ю.Я. Сопловые аппараты с малым углом
выхода // Труды
ДВГТУ. Сер. 3. Кораблестроение и океанотехника.
Владивосток, 1993. - Вып. 111.-с.75-78.
-
175
j
•5
45. Рассохин B.A., Садовничий В.Н., Черников В.А. Высоконагруженные
ступени для перспективных паровых и газовых турбин (тезисы на немецком
языке). XXX Коллоквиум Техн. Университет. Дрезден. 1998
46. Экспериментальные исследования решеток профилей с большим
относительным шагом: Отчёт / ЛПИ; Руководитель темы И.И. Кириллов. - №
323152; Инв. № 0284.0054811. Л., 1984.-67 с.
47. Дроздович, В.Н. Газодинамические подшипники/ В.Н.Дроздович
,^//Ленинград.-Машиностроёние.- 1976.-182 с.
<
"г
!
-
'.!
•
*•
*
>
48 Лучин, Г.А. Газовые опоры турбомашин/ Г.А.Лучин, Ю.В.Пешти, А.И.
Снопов // М.Машиностроение.- 1989. - 276 с,
49. Зиновьев Г.С. Основы силовой электроники НГТУ, Новосибирск 2001
50. Разработка и производство силовой электроники, Каталог продукции и
применений, Корпорация Триол, 2002.
51. Климов В.П. Источники бесперебойного питания серии ДПК средней
мощности, Электрическое питание, №2,2006.
~Ъ2. В.Климов, А.Москалев Трехфазные источники бесперебойного питания:
схемотехника и технические характеристики, Электронные компоненты, №8,
2005.
53.
В.Климов,
С.Климова
Энергетические
показатели
источников
бесперебойного питания переменного тока, Электронные компоненты, №4, 2004.
54. Воробьев А.Ю. Влияние ИБП на систему электроснабжения, Вестник
связи, №7, 2006.
55. Агунов А.В. Статический компенсатор неактивных составляющих
мощности с полной компенсацией гармонических составляющих тока нагрузки,
Электротехника, №2, 2003.
56. Теория турбомашин, издание второе, переработанное и дополненное,
Ленинград, изд. Машиностроение, 1972].
57. Рассохин В.А., Забелин Н.А., Раков Г.Л., Себелев А.А., Смирнов М.В.
Опыт
численного
моделирования
течения
в
малорасходных
конструкции ЛПИ. «ANSYS Advantage», №17, 2012, с. 26 - 33; [3].
ступенях
176
58. [Забелин Н.А., Раков Г.Л., Рассохин В.А., Себелев А.А., Смирнов М.В.
Исследование особенностей течения в малорасходных турбинных ступенях
конструкции ЛПИ. //Научно-технические ведомости №1 (166). Изд-во СПбГПУ.
Санкт-Петербург, 2013. с. 45-53. [4]],
59. www.turboexpanders.ru/zapch
60. Харисов И.С., Рассохин В.А., Забелин Н.А., Матвеев Ю.В.. Методика
проведения экспериментальных исследований ступеней турбоустановок малой
мощности на стендах СПбГПУ. Научно-технические ведомости СПбГПУ. 2012 г.,
№1(142), с. 119-123
177
Приложение А
АЛ. Анализ мирового уровня разработок и эксплуатации. Описание
зарубежных турбодетандеров для ГРС. Турбодетандер фирмы АББ
Созданный
безопасность
компанией
эксплуатации,
АББ турбодетандер
полностью
обеспечивает
автоматическое,
высокую
безвахтенное
обслуживание и высокую экономичность на полной и частичной нагрузках.Этот
турбодетандер (рисунок АЛ) характерен интеграцией турбины и генератора на
одном
валу
в
одном,
высокоскоростной,
общем
кожухе.
центростремительной
Он, в
турбины
основном,
с
двумя
состоит
из
колесами
и
индукционного генератора, установленного на валу между указанными колесами,
которые размещены вместе с ним в общем, герметичном, устойчивом к давлению
кожухе. Так как генератор вращается с высокой скоростью, он генерирует
электрический ток высокой частоты. Для снижения частоты тока за генератором
установлен
электронный
регулятор,
который
обеспечивает
поддержание
напряжения, силы и частоты тока, совместимые с электрической сетью. Таким
образом,
обычная
механическая
коробка
передач
заменена электронным
конвертером частоты, который может быть расположен вне классифицируемых
зон риска.
1
it
< '
1
Входные
-' , '' 178
направляющие
,
,
аппараты
с
поворотными
лопастями,
установленные перед каждым рабочим колесом турбины, в комбинации с
регулятором ее скорости, обеспечивают высокую эффективность при любом
расходе и перепаде давлений газа, в том числе на частичных нагрузках.
Ротор электрического генератора установлен на едином валу с колесами
турбины и, следовательно, вращается со скоростью турбины.
охлаждается
Генератор
непрерывным потоком газа с давлением выше атмосферного
воздуха. Таким образом, концептуально, взрывчатая смесь газа и воздуха никогда
'
t'~
'<
не может образоваться внутри кожуха генератора.
„ <
'* -
Вращающиеся части турбины и генератора расположены в общем,
герметичном, устойчивом к давлению кожухе. Их вал не выходит за пределы
этого кожуха. Таким образом, никакой системы уплотнения не требуется для
предотвращения утечек газа в атмосферу. Электрические части генератора, как
стационарные, так и вращающиеся, никогда не входят в контакт с опасными
газовыми смесями. Все эти части размещены в общем с турбиной кожухе, в
окружении чистого природного газа, что полностью исключает риск взрыва.
Вал турбодетандера снабжен радиальными и осевыми подшипниками,
которые выполнены в виде высокоточных роликов и шаров.
"На нормальных эксплуатационных режимах, масляная система смазки
подает во все необходимые места отфильтрованное масло с температурой около
45°С. Потери тепла масляной системы используются, вместе с потерями тепла
электронного конвертера частоты, для подогрева газа в подогревателе первой
ступени, который установлен до основного подогревателя по ходу газа. %
Электронный конвертер частоты является обязательным компонентом
данного турбодетандера (т.к. он не имеет механической коробки передач), без
которого было бы невозможно передать ток высокой частоты (200-300 Гц) от
генератора к электрической сети.
Программируемые
автоматический
цифровые
модули
позволяют
осуществлять:
пуск, регулирование, защиту, контроль и дистанционное
179
управление турбодетандером.
газ
Принципиальная схема системы управления
отурборасширителем фирмы АББ показана на рисунке А. 1.2.
Принципиальная с*»** системы улрзмеиия гюотурворжжириг»*»»» Фирмы AS8
Рисунок АЛ .2. Принципиальная схема системы управления
газотурборасширителем фирмы АББ
Компания АББ не поставляет основной подогреватель газа, который должен
быть установлен перед турбиной. Обычно, он входит в поставку инжиниринговой
компании, которая ведет весь проект.
Несколько десятков турбодетандеров данного проекта успешно работают в
течение многих лет в таких странах Европы как: Бельгия, Нидерланды, Германия,
Великобритания, Чешская Республика, Словацкая Республика и Венгрия.
-АЛЛ. Турбодетандер фирмы Ротофлоу
Корпорация Ротофлоу
(Лос-Анджелес,
Калифорния, США)
создала
турбодетандер для ГРС (в 1963 г.), (рисунок А.1.3), который, кроме США, также
изготавливается и продается в Европе компанией Атлас Копко, а в США компанией «Дженерал
Электрик». Этот турбодетандер
имеет
не такую
современную, по сравнению с турбодетандером компании АББ, конструкцию с
180
механической коробкой передач (редуктором). Однако разумная цена делает его
привлекательным для ряда покупателей.
Так,
например,
он
входит
в
«Перечень
импортной
продукции,
рекомендуемой ОАО «Газпром» для освоения отечественным производителям в
2007-201 Огг», с ориентировочным объемом потребности в год 8-16 штук.
Рабочее колесо показано на рисунке А. 1.3.
Рисунок А. 1.3. Турбодетандер компании Ротофлоу
Рисунок А. 1.4. Рабочее колесо
В конструкции могут быть использованы несколько типов редукторов —
внутренние и наружные, одно- и многоступенчатые. Кроме того, существует
вариант конструкции без редуктора, в которой турбина вращается с частотой,
требуемой электросети. Габариты такого турбодетандера и его масса достаточно
велики, по сравнению с редукторной схемой.
Мощность работающих турбодетандеров находится в диапазоне от 50 до
15000 кВт.
.181
-
А.1.2. Турбодетандер фирмы Атлас Копко
Фирма «Атлас Копко» изготавливает турбодетандеры
для генерации
энергии из перепада давлений на ГРС и ГРП, начиная с 1975 года. Всего фирмой
изготовлено более чем 5000 работающих в различных областях промышленности
турбодетандеров.
Фирма «Корпорация Ротофлоу», лидер в турбодетандерной технологии,
сейчас являются частью «Атлас Копко».
Особенности проекта: . ;- : .
- надежные, регулируемые входные сопла управляются автоматически или
вручную;
-
для
достижения
максимальной
эффективности,
рабочие
колеса
согласованы по эксплуатационным характеристикам с прикладной задачей;
- обеспечен многочисленный выбор уплотнений вала с целью обеспечения
оптимального уплотнения практически для любой прикладной задачи;
- комбинация радиальных и осевых, упорных подшипников помогает
осуществить центровку и обеспечить тем самым надежную эксплуатацию. Они
могут быть выполнены в виде: втулочных радиальных и винтовых, осевых,
упорных подшипников скольжения; с титрованной колодкой радиальных и
конических осевых, упорных подшипников скольжения или с титрованной
колодкой радиальных и^с титрованной колодкой конических осевых, упорных
подшипников скольжения;
динамические
свойства
ротора
заранее
определены
точным
математическим моделированием и анализом. Это позволяет оптимизировать
подшипники и компоновку уплотнения с целью минимизации вибрации,
возникающей вследствие дисбаланса и избежать подсинхронных вибраций;
- автоматическая компенсация упорных сил снижает потери энергии и
уменьшает
осевые, упорные
перемещения, вызванные эксплуатацией
на
нерасчетных режимах турбоэкспандера, работающего в режиме компрессора.
182
Предусмотрены,
на
выбор,
гидравлическая
и
пневматическая
системы
компенсации;
- датчики контроля вибрации и скорости вращения ротора;
- предусмотрены на выбор, соответствующий прикладной задаче, корпусы
литые или изготовленные из отдельных частей.
Внешний вид этого турбодетандера представлен на рисунке А. 1.5.
Рисунок А.1.5. Турбодетандер фирмы Атлас Копко
А.1.3. Турбодетандер фирмы RMG
Турбодетандер компании RMG (Германия):
- не содержит масла, нет загрязнения газа;
- технология магнитных подшипников обеспечивает длительный срок
службы (20 лет);
- нулевой выброс вредных веществ от турбогенератора;
- износостойкий, не требует интервалов для технического обслуживания с
использованием большого количества материалов;
- низковибрационный и малошумный, не требует звукоизоляции;
-
удобен
в обслуживании,
подсоединен
к
системе
телемеханики,
дистанционная диагностика;
- система управления процессом для регулирования всех параметров
эксплуатации;
- ротор генератора с постоянными магнитами и специальными бандажами
для максимальной окружной скорости до 270 м/с;
183
- цифровая регулировка магнитных подшипников;
- встроенное в турбину устройство для регулировки сопловых лопаток;
;
- непосредственная связь турбины с генератором.
Турбинное колесо проектируется непосредственно под давление газа и
расход, имеющиеся в конкретной установке. Благодаря ей обеспечивается
абсолютно износостойкое вращение ротора с незначительными потерями. Все
колебания нагрузки и силы в роторе, обусловленные режимом эксплуатации,
полностью
выравниваются
регулирующих
магнитным
устройств.
Имеется
полем
при
аварийная
помощи
система
цифровых
подшипников
(предохранительные подшипники - шариковые).
Генератор проектируется как двухполюсная синхронная машина. Ротор
явнополюсный, с постоянными магнитами, охлаждается газом. Статор покрыт
слоем из электротехнической листовой стали с малыми потерями.
Корпус газонепроницаем и не имеет утечек, поскольку нет выступающих
валов. Охлаждается водой или газом.
Выпрямление высокочастотного
переменного тока в
промежуточном
контуре.
Преобразование для питания сети (400 В / 50 Гц) в соответствии с
требованиями для предприятий электроснабжения.
Синусоидальные фильтры, сглаживающие дроссели и фильтры радиопомех
предотвращают
„загрязнение
сети".
В
аварийных
ситуациях
тормозной
прерыватель с внешним сопротивлением высокой нагрузки забирает остаточную
энергию у системы. Важные с точки зрения безопасности функции являются
составной частью измерительно-контрольного защитного устройства. Тепловые
потери силовой электроники отводятся в тепловой цикл технологического
процесса.
Принципиальная схема турбогенератора с блоком управления показана в
соответствии с рисунком А. 1.6.
184
Сопротиэленне высокой магругки
••Дреесель
Тормозной прерыватель»
•Ломехопоказляющий
фильтр
•Главный контактор
ЛреоЬразоеатеяь. ,
• ш
Выпрямитель •
Kt i
litKG'
i
I "'••• \ — / J
»•( * }
I lit } ! • ' * I
'
III
Олхронныи гешрзтор с
постоянными магнитами
{*• I
rf
Глагньм выключатель
Схрусокияьшй фильтр»-'
Рисунок А. 1.6. Турбогенератор с блоком управления
В
нижеследующей
таблице
АЛЛ
описаны
три
типоразмера
турбодетандеров.
Внешний вид турбодетандера представлен на рисунках А. 1.7 и АЛ .8.
Таблица АЛ Л. Технические характеристики турбодетандеров
тур^*****
MTS l i t
j £«Ш01СЙ Й6№№
^ //f
I' £2£>i№W*3<* С рЩШ(Я***#т
-"' {«(УкаяЛ лвлзтхи
, « м и .48 5i(5
Шх&Омхл s&uwr&v
£о*гмш#шея-*мз*й^Р«<£«<* \%,Ъ"6£
.waw 70fta?
<2500#Hv*/«t
,/
^2,5-*,5
*3?-20,25 /•
1у
| Ckh*fW*»<wu Мз6ужда***мй
!
Нши*еШ'т иъаш
*W
'»
"' Т*х1<$Л01Уч»С**Ш ГЗЯШ
jT»«*c^cfEN»es»« rcvsu
?ю#*$*
""
'2.^-*,5
6 25-20 23
ЬЯНГрО***$ 9СЭ&?ЙфЛ$1#Ы%
• ûѫ««МШ*Я ШГНИ?Ш1*
j 1 ^ Ф ^ ш * (лаплитй*!»
^fr-^iwC*CW13»jK:»№*
M50»2Tf
зг«йо^/м^1
1ъ*ъ
~ '
"1*1ттл»т*м,
у
^Ь*7Ш*ш
ЪчсУГй
...л.
,.
Улра»я*им« й№до£ра*вдо#?г»«8с*0Ш1,»р*м«миаг»«ак*
£ш$ш* >р**тро»«ж»
»se? 70 6-13
.?06С0»чг* •*«
15 0(^>-М^ч
*глд»^« «о*в*й*«хе
wtv&4>r*w*aiMu т-т
'яг^т
1
}
<
р%?*ткят*»'Ч
Пост&*я*«м>1 «йГ«иг4«и
(tripi»«i« ы г ж и ^ . *
щищ *
ч еъряоюн вот атки
j <IfrfM<pOW*£< * ( И Й ? * Д ^ М Й В Й
/ | ЦН^^Ш* ШГ^УТИИ*
»&д**к>е мпьад+ни*
Ь«3*вт '
й<у*и*аям<** »««i*fCT*
• р$&ц.1ян&* йр*гу1&ръшч>*и
й,2Ь-25,25
>- ^ №ГШЧШШ #ЗГИ»ТЗ««
Църтщщт*
вжр*
Cf»s,aC «лажд*и«я
^u$50
te*U4$H
I РШЧЧ^йП С р«*>7!(^»Л«^»Ы
ТИР
-s
я
5**М WHWpTOS
,-»*
}у '
^ ? a
I
L-I*^MM,S-5^MM,
3 2 ОЭ-3
ф?ит
-*?6*
,?^J0
С - 1 860 ««, S - S00 «*»t
П*1500 *ш
:
*Н-1Я>9им
}e* 2 6 5 0 ^ }
J « 2 75CS;£
„ ^ _ .«.„,-»»*««,«™. <. ^
. ™.™ „ „ „ _
f
E^M «wt*pt!sp
„.„„,...,
, SF*M Я К И В Т ^ С
«о tww^ctwK (GST
по т#*^й«^и*» Si 5-'
- } № к&т
-П
/
P*W»*j*i
J
iP**iu»^
1^9 20 £тар*ткй# wipoTMW*-*}
\%»%Ш,Ю1., /
H*HOQuui~№MUi,
r~W>*w
?
v
„,
ЗОГк
, 1
(? 44 ^ х £ * !
!* 23 ("с^-мко* CW»F^*K»B-^
i?Uti»^
11? 20 |Т^ЖвЗ-№# WTJ«*«lft4j
8 * J^*iO м«*
f
Н * 2 <09 ««(-»*0Й м»).
?•60Sмм
1
8 * 3 *СУ *«».
H*2430«Mj-*3ew«J,
Т*й00ыы
1
185
КяеммсФМ к.ороЗк*.
ВЫП{НИН4ТвЛ» Г: ВДЦЯЧЬВД
-охлаждением
Газонепроницаемые
- ка-З^льни*- &50ДЫ
Упл^>г*ени<? £яя -дещиш (Я утечки
паза
Турбинное
L_J~
~П1г
Герметичный корпус.
'МДО£НК041О4ДОНЛГМКИ
Рисунок А.1.7. Внешний вид турбодетандера
Т ^ б и и и с * копе«о
Kcpnf;
Гв«8| п о р
Система магнитных
подшипников
Рисунок А. 1.8. Внешний вид турбодетандера
Основные характеристики упомянутых выше зарубежных турбодетандеров
приведены в таблице А. 1.2
186
Таблица А. 1.2. - Основные характеристики зарубежных турбодетандеров,
используемых на ГРС
Технические
характеристики
1 Турбина
1.1 Тип
1.2 Степень
расширения газа
в одной ступени
1.3 Мощность
одной ступени,
кВт
1.4 Наличие
редуктора
Фирма изготовитель
АББ,
Ротофлоу
Атлас Копко,
RMG,
международная международная международная
Германия
фирма
фирма
фирма
радиальная с
радиальная с
радиальная с
радиальная с
регулируемыми регулируемыми регулируемыми регулируемыми
сопловыми
сопловыми
сопловыми
сопловыми
лопатками
лопатками
лопатками
лопатками
до 6
ДО 6
до 6
до 3500
до 3000
до 3500
150,450,600
нет
есть
есть
нет
асинхронный
синхронный
синхронный
синхронный
газ
вода
вода или газ
вода или газ
масляные
масляные
масляные
магнитные
до 60 000
3000
3000
до 45 000
есть
нет
нет
есть
) до 4,5
2 Генератор
2.1 Тип
2.2 Способ
охлаждения
2.3 Подшип­
ники
2.4 Номиналь­
ная частота
вращения,
об/мин
2.5 Силовая
электроника
г
А.1.4. Описание турбодетандеров для ГРС производства СССР и РФ
С точки зрения энергосбережения в газотранспортной системе на сегодня
весьма перспективной является утилизация энергии избыточного давления
природного газа в турбодетандере. Турбодетандером называется утилизационная
(т.е. не потребляющая топлива) расширительная турбина, механически связанная
с потребителем ее мощности, например электрогенератором, компрессором и т.п.
В газовой промышленности турбодетандеры используются для:
187
-
пуска газотурбинной установки (ГТУ) газоперекачивающего агрегата
(ГТА), а также для проворачивания ее ротора при остановке (с целью его
охлаждения);
при этом турбодетандер работает на транспортируемом газе с
выпуском его после турбины в атмосферу;
- охлаждения природного газа (при его расширении в турбине) в установках
его сжижения;
- охлаждения природного газа в установках его «промысловой» подготовки
1
для .транспорта по трубопроводной,; системе
вымораживания и т.п.);
]
'г\
''%
' '
(удаление
влаги путем ее
'
- привода компрессора высокого давления с целью подачи газа в пиковые
хранилища;
- выработки электроэнергии на ГРС системы транспорта природного газа к
его потребителям с использованием в турбине перепада давлений газа между
трубопроводами высокого и низкого давления.
Последний из упомянутых пунктов и является предметом рассмотрения
данной диссертации.
Каждый день во всем мире огромное количество природного газа
транспортируется
по
трубопроводам
от
источников
до
f
потребителей.
Компрессоры большой мощности, приводимые в действие, в основном,
газотурбинными двигателями, используются для сжатия газа с целью его
транспортировки. Такое же оборудование используется во многих пунктах
(компрессорных станциях) по длине газопровода для компенсации потерь
давления газа от трения, поддерживая, таким образом, необходимое давление газа
по длине газопровода. Как только газ достигает области распределения, он,
обычно, передается от газотранспортной компании к компании, которая
обслуживает потребителей газа. Так как газ, обычно, транспортируется при
давлении, во много раз выше, чем требуется конечному потребителю, то между
трубопроводами транспорта газа и сетью его распределения установлены так
называемые газораспределительные станции (ГРС). ГРС, в основном, состоит из
дроссельных клапанов и подогревателей газа. Подогреватель газа необходим для
t
V
I
*
1
188
компенсации температурных потерь в дроссельных клапанах. Аналогичные
устройства, называемые газораспределительными пунктами (ГРП), обычно,
устанавливаются
между
сетью
распределения
газа
и
его
конечными
пользователями.
Энергия потребляется как в процессе сжатия газа, так и в процессе его
расширения. При этом потребление энергии в процессе сжатия газа происходит в
результате работы, которую необходимо совершить для сжатия газа до давления в
трубопроводе и поддержания этого давления на требуемом уровне в процессе его
транспортировки. В процессе расширения газа на ГРС и ГРП энергия
потребляется для восстановления его температуры после охлаждения в результате
этого расширения.
Восстановление этой энергии на ГРС и крупных газораспределительных
предприятиях
(ГРП)
возможно
путем
замены
дроссельных
клапанов
турбодетандером, что позволяет генерировать электричество или произвести
другую полезную работу. Однако следует отметить, что при этом часть этой
энергии должна быть затрачена на подогрев газа. Газ должен быть подогрет для
предотвращения выпадения из него гидратов в проточной части турбины,
приводящего к снижению ее надежности. Для этого необходимо, чтобы
температура газа за турбиной составляла не менее плюс 5°С. Кроме того,
необходимо, чтобы она не превышала допустимую температуру, гарантирующую
надежную
работу
теплоизоляционного
и
антикоррозийного
покрытий
газопровода (не более плюс 40°С). Подогрев газа повышает его внутреннюю
энергию и, тем самым, мощность турбодетандера. Повышается также КПД
турбодетандера. Существует несколько типов турбодетандеров, которые могут
быть использованы для указанной цели, в том числе: ротационные, поршневые,
винтовые
и турбинные. Последние
из упомянутых
являются
наиболее
целесообразными для ГРС, т.к. способны работать с большим количеством газа и
большими перепадами его давлений. Мощность турбодетандера зависит от
количества газа, его температуры и перепада давлений.
189
Эта мощность может быть использована не только для выработки
электричества, но и в других, указанных выше целях.
Турбодетандеры не являются новой технологией на мировом рынке. Эти
механизмы, в пределах мощностей от 1 до 6 МВт, производятся такими всемирно
известными международными компаниями как АББ и Атлас Копко. Наилучший
из них изготавливается в течение многих лет заводом АББ в Брюсселе и имеет
мощность от 1 до 3,5 МВт. В настоящее время владельцем этого завода является
Атлас Копко.
В соответствии с рисунком А. 1.9, изображена принципиальная схема
турбодетандерной установки указанных выше фирм.
Рисунок А. 1.9. Принципиальная схема турбодетандерной установки
где 1 - турбина; 2 - электрогенератор; 3 - регулятор давления; 4 регулирующий клапан; 5 - подогреватель газа; 6 - газопровод высокого давления;
7 - байпасный трубопровод; 8 - регулятор давления; 9 — байпасный клапан; 10газопровод низкого давления.
Природный газ поступает к установке по газопроводу высокого давления 6,
проходит подогреватель 5, регулирующий клапан 4 и расширяется в турбине 1.
Отдав свою энергию турбине 1, газ через газопровод низкого давления 10
'
190
поступает к потребителю. Мощность турбины 1 передается генератору 2,
производящему электрический ток.
Природный газ нагревается в подогревателе 5 для предотвращения
выпадения из него влаги и тяжелых фракций (гидратов, пропана, бутана и т.п.).
Для этого необходимо, чтобы температура газа за турбиной составляла
около
5°С.
Регулирующий клапан 4 турбины 1, управляемый регулятором давления 3,
поддерживает необходимое потребителю значение давления газа после турбины 1
*
в газопроводе низкого давления 10.
Байпасный трубопровод 7 используется в процессе пуска установки, ее
нормального и аварийного выводов из действия. В этих случаях байпасный
клапан 9, управляемый регулятором давления 8, поддерживает необходимое
потребителю значение давления газа в газопроводе низкого давления 10.
Таким образом, турбодетандеры утилизируют собственные энергетические
ресурсы газотранспортной системы и достаточно просты в эксплуатации.
Однако существуют два больших препятствия для внедрения этой
технологии, а именно:^ пригодность участка (ГРС, ГРП) для возможного
размещения турбодетандера и законодательные барьеры.
Выбор ГРС (ГРП) для размещения турбодетандера важен с многих точек
зрения, основной из которых является экономика. Кроме того, важными
соображениями при выборе участка являются:
- доступность
близлежащей электросети или другого рынка для
электричества;
- требования к воздушному шуму с точки зрения удаленности от жилья;
- наличие земельного участка для размещения установки;
- величина сезонных изменений расхода и давления газа.
Одним из главных соображений в анализе возможности производства
электричества на ГРС является законодательная область. Существует три
основных типа компаний, которые могут участвовать в рассматриваемой
технологии, причем все они, в большей или меньшей степени, законодательно
191
регулируются.
Первым
из
упомянутых
'типов
компания, деятельность которой регулируется
является
газотранспортная
Федеральным
регулирующим
органом. Вторым - газораспределительная компания, деятельность которой
регулируется Местным (город, область, регион, и т.д.) регулирующим органом.
Третьим — энергетическая компания, деятельность которой может регулироваться
как Местным, так и Федеральным регулирующими органами. Это регулирование
может определять тип бизнеса, которым может заниматься компания. На первый
взгляд, .энергетическая компания является наиболее логичным покупателем
произведенного на ГРС электричества, однако на нее могут влиять множество
факторов. Например, если эта компания имеет достаточную мощность для
обеспечения потребителей электричеством, маловероятно, что она будет покупать
его у газовой компании. С другой стороны, Федеральный закон заставляет ее
покупать электроэнергию от нетрадиционных источников, но реально, на
практике, он пока работает плохо.
Таким образом, каждый конкретный случай должен рассматриваться с
указанной точки зрения.
Только в одной России существуют многие тысячи ГРС и ГРП, но далеко
не все из них подходят
для рассматриваемой
технологии.
По оценкам
специалистов на территории РФ существует всего около 600 объектов - ГРС и
ГРП,
располагающих
турбодетандерных
условиями
для
строительства
и
эксплуатации
агрегатов, которые могут выработать до 15 млрд. кВт-ч
электроэнергии в год.
Вместе с тем, все ГРС нуждаются в электроснабжении для собственных
нужд.
А.1.5. Турбодетандер ОАО «Турбогаз»
В СССР в период с 1981 по 1984 годы были проведены обширные
исследования по выбору оптимальных схем утилизационных турбодетандерных
установок на ГРС, ГРП и КС, в которых энергия избыточного давления газа
192
преобразуется в электрическую энергию. В результате в 1986 году впервые в
СССР была изготовлена утилизационная энергетическая установка УТДУ-2500
мощностью
2500
кВт
для
ГРС.
Промышленный
образец
установки
эксплуатируется на ГРС № 7 г. Днепропетровска с 1991 года и до настоящего
времени.
Эти
работы
проводило
Всесоюзное
научно-производственное
объединение (ВНПО) «Союзтурбогаз», которое было основано в 1975 году по
решению
Министерства
предприятие
по
газовой
созданию
и
промышленности
внедрению
в
СССР,
отрасли
как
головное
передового
энерготехнологического оборудования. До 1991г. предприятие входило в состав
«Газпрома», в настоящее время ВНПО «Союзтурбогаз», переименовано в ОАО
«Турбогаз» и принадлежит Украине (г. Харьков).
За период с 1991 по 2008г. ОАО «Турбогаз» внедрило турбодетандерные
установки, в соответствии с рисунком АЛЛО, на следующих объектах (см.
таблицу А. 1.3.)
• дмиш * шве
Рисунок АЛЛО. Утилизационная энергетическая установка УТДУ-2500
ОАО «Турбогаз»
193
Таблица А. 1.3. Объекты ОАО «Турбогаз»
Наименование объекта
УМГ «Харьковтрансгаз» ДК
«Укртрансгаз», ГРС-7
Днепропетровского ЛП УМГ
Минская ТЭЦ-4
ГРП-2, г. Новолукомль
ГС «Солоха», ГПУ
«Полтавагаздобыча»
ГРС, г. Одесса
ГРС, г. Запорожье
ГРС, г. Северодонецк
РУП "Гомельэнерго", Гомельская
ТЭЦ-2
Страна
Количество
Установленная
мощность, кВт
Украина
1
2500
Беларусь
Беларусь
2
2500
2500
Украина
2500
Украина
Украина
Украина
4000
4000
4000
Беларусь
4000
АЛ.6. Турбодетандер ООО «Криокор»
Много Российских компаний пробовали создать турбодетандер.
Так,
например, один из них, разработанный ООО «Криокор», (рисунок А. 1.11.),
аналогичен проекту корпорации Ротофлоу и находится в эксплуатации с 1994 г.
на ТЭЦ № 21 г. Москвы, но имеет ряд проблем, обычных для экспериментальных
установок.
Рисунок А Л. 11. Турбодетандер ООО «Криокор»
194 '
Основные технические характеристики указанного агрегата приведены в
нижеследующей таблице А. 1.4
.
Таблица АЛАОсновные технические характеристики
Наименование параметра
Расчетная величина
1 Мощность на клеммах генератора, МВт
5Д
2 Максимальный часовой расход газа, тыс. нм /час
175
3 Давление газа перед детандером, ати
12
4 Давление газа за детандером, ати
:
:;- ^:-.2,5'-В;' ; ?:-
5 Степень расширения газа в турбине '.;
:;.../.;;••'••.;3,7Й-л-'.
6 Температура газа перед турбиной, °С
по
7 Температура пара на входе в газоподогреватель, °С
250
8 Температура газа за турбиной, °С
5, не менее
9 Тип передачи мощности от турбины к электрогенератору
Понижающий
редуктор
10 Масса, т
70
11 Габариты турбоэкспандера:
- длина, м
8^6
- ширина, м
1
- высота, м
3,1
12 Охлаждение генератора и масла системы смазки
Кирпичное здание
13 Размещение турбоэкспандера и его систем
14 Размещение газоподогревателя
Водяное
;-
15 Тип газоподогревателя
16 Наличие промежуточного теплоносителя для подогрева
газа .
17 Срок окупаемости (в ценах 1995 г., без учета инфляции
и дисконтирования), лет /
Вне здания
трубчатый
теплообменник
нет
5
К числу недостатков турбодетандера ООО «Криокор», по сравнению с
зарубежными аналогами, следует отнести следующее:
- регулирование давления газа за турбиной осуществляется штатными
клапанами ГРП, в то время как регулятор турбины поддерживает частоту ее
вращения. Это, с одной стороны, может привести к неустойчивой работе системы
195 ,
подачи газа на ТЭЦ, а с другой - требует существенного расхода газа через
клапаны ГРП (запас на регулирование) и, следовательно, недобора мощности
турбиной;
- использование водяного охлаждения электрогенератора и масла системы
смазки, вместо воздушного или газового, заметно усложнило установку;
- экономичность работы турбины ниже, в особенности на частичных
нагрузках;
^
- относительные массогабаритные показатели хуже.
Его относительно меньшая (на 20-25%) стоимость не компенсирует
отмеченные выше недостатки.
Аналогичными недостатками обладает и указанный выше турбодетандер ОАО
«Турбогаз». Основные характеристики турбодетандеров приведены в таблице
А.1.5.
Таблица А.1.5. Основные характеристики турбодетандеров ОАО «Турбогаз»
и ООО «Криокор»
ОАО «Турбогаз»,
Украина
Осевая с регулирующим
клапаном
ООО «Криокор»,
Россия
Осевая с регулирующим
клапаном
до 4
до 4
от 8 до 2500
до 5000
есть
есть
2.1 Тип
синхронный
синхронный
2.2 Способ охлаждения
вода или газ
вода
масляные
масляные
2.4 Номинальная частота
вращения, об/мин
3000
3000
2.5 Силовая электроника
нет
нет
1 Турбина
1.1 Тип
1.2 Степень расширения
газа в одной ступени
1.3 Мощность одной
ступени, кВт
1.4 Наличие редуктора
2 Генератор
2.3 Подшипники
•таi
АЛ.7. Турбодетандер Н1Ш «Газэлектроприбор»
В настоящее время до промышленного производства и применения
доведено устройство ТСКЗиЭ, разработки НПП «Газэлектроприбор» (г.Харьков).
В устройстве используется расширительная турбина мощностью 2 кВт с
напряжением 48 В (или 24 В) постоянного тока. В составе устройства отсутствует
инвертор для получения переменного напряжения 50 Гц, 220 В. Устройство
специализировано
для
питания катодной
защиты
ГРП
и
ГРС
малой
производительности с давлением газа на входе не более 1,6 МПа и предназначено
для работы в базовом режиме (режим S-1). Расширительная турбина снабжена
понижающим
редуктором
и
встроенным
регулятором
напряжения,
что
обеспечивает стабильное'выходное напряжение при колебании частоты вращения
ротора в широких пределах (номинальная частота вращения ротора генератора
3000 об/мин, а частота вращения турбодетандера осевого типа
10000-12000
об/мин). Для ограничения частоты вращения ротора турбодетандера при сбросе
нагрузки используется встроенный в корпус центробежный отсекатель газа
(автомат безопасности). Более 30 устройств ТСКЗиЭ эксплуатируются на ГРП
Украины.
Основные недостатки устройства - это ограниченный ресурс редуктора,
необходимость его периодического обслуживания и обеспечение безопасности
работы устройства при отказе центробежного отсекателя газа. Для применения
этих устройств на ГРС и ГРП ОАО «Газпром» необходимы Российские
сертификаты и разрешительные документы Ростехнадзора.
