Влияние состояния проточной части ГТД на его характеристики. Изменение характеристик компрессоров и турбин ГТД при изменении их состояни

  

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО РФ ПО ОБРАЗОВАНИЮ

гОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ  ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

 

Кафедра трубопроводного  транспорта

 

 

 

 

 

Тема: «Влияние состояния проточной части ГТД на его характеристики. Изменение характеристик компрессоров и турбин ГТД при изменении их состояния. Оценка влияния изменения состояния ГТД на термогазодинамические характеристики».

 

 

Выполнил:

Проверил:

 

 

 

 

 

Самара 2011

          Содержание

1. Введение…………………………………………………………………3
2. Влияние состояния проточной части ГТД на его характеристики…..6

3.   Изменение характеристик компрессоров и турбин ГТД при изменении их состояния…………………………………………………………..11

4. Оценка влияния изменения состояния ГТД на термогазодинамические характеристики……………………………………………………………………16

5.  Заключение……………………………………………………………...21

6.  Список литературы……………………………………………………..23

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

Проточная часть компрессора состоит из 22 ступеней. Половина корпуса компрессора ( со стороны нагнетания) снаружи покрыта теплоизоляционным материалом.

Участок проточной части компрессора между колесом и спиральной улиткой, в которой за счет снижения скорости повышается давление воздуха, называется диффузором. Последний зажат между вставкой  и упругим резиновым кольцом  и зафиксирован от проворачивания штифтом.

В проточной части компрессора осуществляется в основном конвективный теплообмен. Температура газа сравнительно мала, поэтому лучистым теплообменом можно пренебречь. Тогда критерий Пекле исключается. Можно исключить также и критерий Фруда, так как влияние сил тяготения на поток при небольшой разнице уровней струи на входе в компрессор и на выходе из него очень мало.

Для предотвращения утечки рабочего газа из проточной части компрессора в каждом корпусе компрессора предусмотрены специальные масляные сальниковые уплотнения, работающие по принципу масляного затвора.

Поддерживать чистоту проточной части компрессоров, турбин и теплообменных аппаратов необходимо потому, что загрязнения вызывают ухудшение их рабочих характеристик и могут привести к снижению надежности ГТУ.

В настоящее время в газотурбостроении нашли применение два типа компрессоров — осевые и центробежные. Несмотря на то, что центробежные компрессоры по сравнению с осевыми дешевле в изготовлении и проще по конструкции, они не нашли такого широкого применения как осевые, главным образом из-за своего низкого к.п.д., не превышающего 80 - 82 %. Используются центробежные компрессоры главным образом в установках малой мощности (до 200 ± 300 кВт) с небольшими расходами воздуха и там, где использование осевых компрессоров по каким-либо причинам оказывается нецелесообразным.

Осевые компрессоры применяются, как правило, одно- и двухкорпусные (двухкаскадные) с промежуточным охлаждением рабочего тела. Правда, компрессоры с промежуточным охлаждением рабочего тела используются крайне редко.

На нерасчетных режимах наблюдается рассогласование первых и последних ступеней, меняются утлы атаки профильной части лопаток. Для уменьшения рассогласования ступеней применяют различные способы регулирования компрессоров Возможные цели регулирования следующие: повышение запаса устойчивости; снижение уровня вибронапряжений; повышение эффективности ГТУ на нерасчетных режимах; изменение соотношения  и  или  на рабочих режимах для улучшения характеристик двигателя. Методы регулирования условно можно разделить на две группы: 1) регулирование изменением характеристик системы, например, путем поворота сопловых лопаток в турбине: 2) регулирование изменением характеристики компрессора, например, путем частичного выпуска рабочего тела из промежуточной ступени, изменением геометрии проточной части компрессора.

Термин турбина происходит от латинского turbineus – вихреобразный или turbo – волчок. Турбина и есть тяговый двигатель, в котором механическая энергия на валу машины получается за счет преобразования кинетической энергии газовой струи, в свою очередь полученной в результате преобразования кинетической энергии сгоревшего топлива.

Непременным условием создания любого теплового двигателя является наличие материальной среды – рабочего тела. В качестве рабочего тела в двигателях целесообразнее всего использовать газы, получающиеся при сгорании топлива, так как именно они имеют при этом наивысшую температуру. Чтобы непрерывно превращать теплоту в работу, необходимо, наряду с расширением, осуществлять компримирование рабочего тела, причем при таких условиях, чтобы работа сжатия в круговом процессе была меньше работы расширения. Получаемая в тепловом двигателе полезная работа определяется как разность работ расширения и сжатия рабочего тела.

Рабочие лопатки газовых турбин – одни из наиболее напряженных деталей газовых турбин. В процессе работы они испытывают значительные статические напряжения от действия центробежных сил и движения газового потока; динамические напряжения от неравномерности потока, термические при пуске и остановке агрегата. Все это приводит к необходимости обеспечить надежное крепление лопаток, их самоустанавливаемость по направлению действия центробежных сил, выполнять из высоколегированной стали на никелевой основе, применять для них интенсивное воздушное охлаждение.

В условиях эксплуатации непрерывно изменяются все энергетические характеристики газоперекачивающих агрегатов, в связи с чем постоянно возникает задача оперативного определения основных показателей ГПА и, прежде всего, мощности и к.п.д. по параметрам, характеризующим режимы их работы.

Теоретические, многочисленные экспериментальные и эксплуатационные данные о режимах работы ГПА позволяют утверждать, что любой режим работы газоперекачивающего агрегата, заданный значениями входных и выходных температур газа t₁, t₂, входных и выходных давлений p₁, p₂, частотой вращения вала n, температурой и давлением окружающего воздуха p_нар, t_нар, однозначно, независимо от состояния нагнетателя и ГТУ, определяет значения всех основных технологических величин ГПА – политропного к.п.д. нагнетателя h_пол, объемной подачи Q, мощности N_e, расхода топливного газа В и эффективного к.п.д. ГТУ h_е.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Влияние состояния проточной части ГТД на его характеристики.

Характер и интенсивность загрязнения проточной части компрессоров и турбин газотурбонагнетателей зависят от влажности, солености и места забора воздуха, качества и вида используемых горюче-смазочных материалов, качества сгорания топлива, температуры выпускных газов и других факторов.

Стенки проточной части компрессора выполняют весьма важную роль эффективного устройства дополнительного дробления капелек воды в потоке сжимающегося газа, хотя это связано с потерей энергии и эрозией лопаток. Кроме того, капельки воды в проточной части хорошо перемешиваются с газом вследствие различных направлений векторов скорости капелек и газа. Все эти процессы способствуют улучшению теплообмена капель с окружающим газом и их испарению. Однако в результате действия центробежных сил некоторая часть крупных капель все же может попадать на корпус компрессора и образовывать на нем жидкую пленку, которая будет частично испаряться и стекать вниз. Для удаления воды из ступеней корпус компрессора в нижней части должен иметь дренажи. Как показали экспериментальные исследования , при работе мощных паровых турбин с высокими окружными скоростями рабочих колес ( 300 - 350 м / с) коэффициент влагоудаления из влажного пара под действием центробежных сил в последних ступенях турбин оказывается очень низким: 2 - 3 % - за рабочими лопатками и 0 5 - 1 % - за направляющим аппаратом.

          В проточную часть компрессора газ поступает через всасывающий патрубок и затем в полость всасывания с переменной по величине скоростью.

          Неподвижные элементы проточной части компрессора  выполнены из литых чугунных дисков, скрепленных между собой призонными болтами. Диафрагмы, установленные в корпусе с помощью подвесок со специальными пружинами, имеют возможность расширяться по периферии, не меняя своего концентрического положения относительно оси расточки корпуса. Внутри элементов проточной части образованы каналы для прохода газа. Диффузоры и направляющие аппараты выполнены в виде лопаток. Лопатки отфрезерованы совместно с основным диском, который болтами крепится к промежуточному диску. Торцовые зазоры между лопатками и направляющими аппаратами и стенками соответствующих дисков устанавливают с алюминиевыми регулировочными прокладками. Для компенсации тепловых расширений между корпусом и диафрагмами сделан радиальный зазор, равный 1 мм. Зазоры в проточной части компрессора проверяются при двух положениях роторов. В первом положении метка фланцевой втулки муфты ротора низкого давления должна находиться наверху. Для замеров во втором положении роторы поворачиваются на 90 градусов по часовой стрелке, если смотреть от турбины.

         Наличие в проточной части компрессора деталей, загрязненных маслом, возможно при некачественном обезжиривании компрессора. Кроме того, предполагают, что масло может попадать в проточную часть и накапливаться на деталях компрессора во время его эксплуатации в том случае, если оно содержится в азоте, используемом при пуске компрессора, или в сжимаемом кислороде. Действительно, некоторые количества масла могут содержаться в азоте и в кислороде, поступающих в компрессор из регенераторов установок, в том случае, если очистка воздуха перерабатываемого установками осуществляется в масляных фильтрах. Несмотря на то, что опытами это еще не подтверждено, в настоящее время решено отказаться от оснащения воздухоразделительных агрегатов воздушными масляными фильтрами.

При выходе из проточной части компрессора воздух попадает в диффузор и из него в выходной патрубок. В диффузоре продолжается сжатие воздуха за счет понижения его кинетической энергии.

Возникновение пульсации в проточной части компрессоров объясняется периодическим, быстро повторяющимся отрывом вихрей с рабочих и направляющих лопастей. Снижение пульсаций давления часто обеспечивается при уменьшении подачи путем дросселирования. Однако уменьшение подачи может привести к помпажу компрессора.

Критерием необходимости очистки проточной части компрессора и ГТУ служит снижение мощности установки при одинаковых условиях всасывания воздуха.

Обледенение воздушных фильтров и проточной части компрессоров не допускается. При необходимости воздухозаборные тракты ГТУ должны быть оборудованы устройствами, предотвращающими обледенение.

В процессе доводочных работ в проточной части компрессора были обнаружены следы задеваний, причина их - неравномерность удлинения неизолированного корпуса и всасывающего трубопровода при резком их охлаждении. Для устранения этих явлений во всасывающий трубопровод компрессора был встроен мягкий компенсатор из брезента, а горячая часть корпуса была покрыта сплошным слоем изоляции.

Масса газа, утекающая из проточной части компрессора через неплотности в окружающую среду, называется внешней утечкой или просто утечкой. Утечки токсичных или взрывоопасных газов через особые сборные устройства опять подаются в линию всасывания компрессора, а не выбрасываются в атмосферу.

Для определения массовых расходов в проточной части компрессора сделаем следующие упрощающие процесса допущения: 1) течение газа во всей проточной части одномерное и адиабатное; 2) каждый канал, через который перемещается газ, может рассматриваться при определении его сопротивления как круглое отверстие с острыми кромками и площадью поперечного сечения эквивалентной площади канала; 3) процесс движения газа в канале установившийся, соответствующий мгновенным параметрам газа до и после канала; 4) коэффициенты расхода, получаемые при продувке каналов стационарным потоком, справедливы и для нестационарного течения.

          Для уменьшения гидравлических потерь трения вдоль проточной части компрессора необходимо стремиться к тому, чтобы динамическая составляющая была меньше, а статическая - больше.

Под обратным направляющим аппаратом понимают участок проточной части компрессора, соединяющий выходное сечение диффузора предыдущей ступени со входным сечением рабочего колеса следующей ступени. В большинстве случаев поток подводится к рабочему колесу без закрутки. Таким образом, обратный аппарат должен изменить направление потока в обеих плоскостях. В меридиональной плоскости поток поворачивается на 180 градусов и направляется от периферии к центру, а в радиально - окружной плоскости поток должен в основном освободиться от закрутки. Естественно, что такой аппарат не может быть безлопаточным.

Снижение мощности за межремонтную кампанию обусловлено заносом проточных частей компрессоров и ухудшением экономичности турбин из-за изменения радиальных зазоров. Снижение мощности зависит от интенсивности эксплуатации. Как правило, требования стандарта и технических условий завода-изготовителя о максимально допустимом снижении мощности за межремонтную кампанию (5 % номинальной мощности) не выполняются.

Метод Казакевича с поправками на изменение плотности вдоль проточной части компрессора может с успехом применяться для получения представления о параметрах возможных автоколебаний. Необходимым условием использования данного метода является знание вида характеристик компрессора и внешней сети как в устойчивой, так и в неустойчивой части.  

          После обезжиривания перед подачей кислорода необходимо всю проточную часть компрессора тщательно продуть азотом для удаления паров растворителя. Если обезжиренная машина не может быть сразу запущена в эксплуатацию, рекомендуется заполнить ее азотом и до пуска держать открытой подачу небольшого количества азота к концевым лабиринтам.

Рабочие зазоры в лабиринтных уплотнениях, устанавливаемых в проточной части компрессоров и турбин, лежат обычно в пределах 6,03 – 0,5 мм. Если лабиринтные уплотнения расположены на малых радиусах, то зазоры уменьшают до 6, 01 – 0,3 мм. При зазорах, меньше указанных, возможно разрушение гребней от соприкосновения с сопряженными деталями вследствие деформации роторов и корпусов при различных режимах работы двигателя, особенно в полете.

На газодинамические характеристики в значительной степени влияет качество сборки проточной части компрессора. В частности, превышение величин радиальных и диаметральных зазоров в уплотнениях между ступенями влечет за собой перетечки сжатого воздуха по ротору. Это приводит к снижению экономичности газодувных машин во время эксплуатации по мере приближения сроков ремонта.