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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Изменение характеристик компрессоров и турбин ГТД при изменении их состояния.

В настоящее время наибольшее распространение получили системы автоматического регулирования, включающие командный орган или регулятор, с помощью которого осуществляется слежение за величиной регулируемого параметра и вырабатывается импульс, соответствующий отклонению регулируемого параметра от номинального значения; регулирующий орган, изменяющий характеристику компрессора или сети (поворотные лопатки, клапаны); исполнительный механизм, служащий для связи между регулятором и регулирующим органом. Конструкции и динамика систем регулирования рассматриваются в специальных курсах.

Основными способами регулирования осевых компрессоров являются: 1) выпуск части рабочего тела из средних ступеней на проходных режимах; 2) поворот направляющих лопаток; 3) деление проточной части на каскады.

  Выпуск рабочего тела (воздуха) через противопомпажные клапаны является наиболее простым и широко распространенным способом регулирования на пусковых режимах. За промежуточными ступенями компрессора организуется один, два или три сброса воздуха в атмосферу. При этом увеличивается расход через первые ступени, и они удаляются от границы помпажа, а последние ступени переходят в зону более высоких значений КПД и напора. Изменение характеристики компрессора при открытии противопомпажных клапанов показано на рисунке. 1.1 Количество сбрасываемого воздуха через клапаны составляет 15...25 % расхода через компрессор. Поворот лопаток направляющих аппаратов широко применяется в компрессорах с большими степенями сжатия. При неизменной частоте вращения n, а соответственно и окружной скорости u, прикрытие направляющих лопаток вызывает снижение осевой составляющей скорости , проекции скорости , т.е. расхода и напора; изодрома смещается влево и вниз. Уменьшается потребляемая компрессором мощность. Если компрессор, приводимый турбиной, находится на свободном валу ГТУ, то вследствие неизменности подводимой мощности его обороты повышаются. Поворачивают как лопатки входного направляющего аппарата, так и направляющие лопатки нескольких первых ступеней (2...6 венцов). Граница помпажа при прикрытии лопаток смещается влево. Иногда, в некоторых авиационных двигателях регулирующими выполняют все направляющие венцы компрессоров. Углы поворота в различных венцах должны быть различными, максимально прикрываются на проходных режимах первые направляющие лопатки, последние, если они регулируемые, должны быть при этом максимально открытыми. Изменение характеристики компрессора при регулировании лопатки показано на рисунке 1.2.

Рисунок 1.1 Характеристика осевого компрессора при закрытых  и открытых противопомпажных клапанах

Рисунок 1.2 Изменение характеристик компрессора при регулировании лопатки; - номинальный угол установки; - лопатки прикрыты

 

Газовые турбины являются тем элементом ГТУ, где потенциальная энергия продуктов сгорания преобразуется в механическую энергию на валу агрегата.

Основными элементами газовой турбины с внутренней теплоизоляцией при выносной камере сгорания являются: внешний корпус, обеспечивающий прочность и жесткость установки, внутренний корпус, обеспечивающий направление потока газа, выполнен из жаростойких материалов малой толщины и отделен от внешнего корпуса слоем изоляции.

Наряду с обычными требованиями прочности и жаростойкости, корпуса газовых турбин должны обеспечивать минимальные радиальные зазоры над вершинами лопаток. Дело в том, что большие радиальные зазоры приводят к перетоку газов от ступени к ступени, минуя лопатки, что приводит к снижению мощности и к. п. д. ГТУ. Кроме того, пуски и остановки ГТУ приводят к резкой смене температуры рабочего тела, омывающего корпус и ротор турбины. В условиях их разной тепловой инерции это так же определяет радиальный зазор при стационарном режиме работы ГТУ. Корпуса газовых турбин по технологическим соображениям имеют горизонтальные и вертикальные разъемы.

В активной ступени турбины относительные средние скорости потока газа перед рабочим колесом и за ним одинаковы по величине (w1=w2). В рабочем колесе активной ступени потенциальная энергия газа не преобразуется в кинетическую, поток здесь лишь меняет направление своего движения. Вследствие изменения направления скорости потока на рабочих лопатках возникает сила, создающая вращающий момент. Давление газа в пределах рабочего колеса практически не меняется.

В реактивной ступени турбины потенциальная и внутренняя энергия преобразуются в кинетическую в направляющем аппарате и рабочем колесе. В ступени этого типа газ после направляющего аппарата в осевом зазоре имеет более высокое давление, чем давление за ступенью (р1 › р2). Вследствие разности давлений по обе стороны рабочего колеса газ получает ускорение, в силу чего поток на выходе из рабочего колеса имеет относительную скорость w2 большую, чем скорость w1. При этом кинетическая энергия в относительном движении возрастает на величину (w2/2 – w1/2). Следовательно, в реактивной ступени турбины вращающий момент на рабочем колесе возникает вследствие отклонения потока в нем, в результате реакции, возникающей под влиянием изменения относительной скорости движения газа.

Важной причиной снижения мощности ГТУ в процессе эксплуатации является увеличение радиальных зазоров в проточной части ТВД. При недостаточно высокой культуре эксплуатации ГТУ КС снижение мощности агрегата находится в прямой зависимости от числа их пусков в работу. Из-за пусковых нагрузок ухудшаются условия работы подшипников, нарушается центровка роторов и возрастает вибрация, что, в свою очередь, ведет к задеванию рабочих лопаток о статор. Кроме того, при увеличении частоты пусков увеличивается вероятность заброса температуры при запуске, нарушения условий эксплуатации на нестационарных режимах, что также ведет к нарушению условий взаимного перемещения статора и ротора от теплового расширения. Однако, опыт эксплуатации ГТУ на нефте- и газопроводах показывает, что основное влияние на снижение мощности ГТУ оказывает не столько число пусков агрегатов, сколько качество выполнения этих пусков обслуживающим персоналом КС.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Среднестатистическая зависимость эффективной мощности Ne установки от наработки t с учетом влияния снижения характеристик турбины (зона 1) и компрессора (зона 2)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Оценка влияния изменения состояния ГТД на термогазодинамические характеристики.

Анализ изменения приведенных характеристик ЦБН в процессе эксплуатации показывает, что наиболее стабильными являются характеристика (N_i/p₁)_пр = f(Q_пр), а следовательно, и Dh_пр = f(Q_пр) для ЦБН и (ВQ_нр)_пр = f(N_{е пр}) для ГТУ. Приняв в первом приближении предпосылку об отсутствии сдвига этих характеристик, можно построить упрощенную термогазодинамическую модель и соответствующую ей методику диагностики, описываемую следующей системой расчетных соотношений.

 

Разность энтальпии газа в нагнетателе (в кДж/кг):

 

Dh = c_pm1Dt – (c_pD_h)_m2Dp,

 

где c_pm1 – среднее значение теплоемкости газа при условии p₁ = idem в интервале температур от t₁ до t₂; (c_pD_h)_m2 – среднее значение величины c_pD_h пр условии t₂ = idem в интервале давления газа от p₁ до p₂; Dp – разность давлений газа в нагнетателе (Dp = p₂ – p₁); Dt – разность температур газа в нагнетателе (Dt = t₂ – t₁).

Величины c_pm1 и (c_pD_h)_m2 можно определить, например, из следующих эмпирических соотношений:

 

c_pm1 = (0,37+0,63r_CH4) [(0.03 - 0.0009p₁)t_m+0.11p₁+2.08], ;

(c_pD_h)_m2 = (1,37-0,37 r_CH4) [0.000012t₂²- 0.00135t₂+0.031)p_m – 0.00463t₂+11.19], ;

 

где r_CH4 – мольная концентрация метана в газе (в долях единицы);

t_m – среднее арифметическое значение температуры газа (в ⁰С),

t_m = ;

p_m – среднее арифметическое давление газа (в МПа), p_m = ;

Потенциальная работа процесса сжатия газа «эффективный напор» (в кДж/кг):

 

w_1,2 = (pv)_mln ,

где (pv)_m – среднее значение потенциальной функции pv в процессе сжатия, (pv)_m = .

Величины p₁v₁ и p₂v₂ определяют из следующих эмпирических соотношений:

 

p₁v₁ = (1,49 r_CH4 – 0,49) [0.017p₁+0.555)t₁ – 2.73p₁+139.4],

 

p₂v₂ = (1,49 r_CH4 – 0,49) [0.017p₂+0.555)t₂ – 2.73p₂+139.4],

 

Политропный к.п.д. процесса сжатия газа в ЦБН (фактический):

 

h_пол = w_1,2/Dh.

 

Приведенная разность энтальпии газа (в кВт×мин/кг):

 

Dh_пр = ( )² ,

где n₀ – номинальная частота вращения силового вала нагнетателя.

 

Паспортный политропный к.п.д.:

 

h_пол(п) = Dh_пр^i-1.

Коэффициент технического состояния нагнетателя:

 

K_н = h_пол/h_пол(п).

 

Эффективная фактическая мощность ГТУ (в кВт):

 

N_e = ( )_прp₁( )³+N_мех,

 

где величины, входящие в выражение, определяют из соотношений:

 

p₁ = ;

( )_пр = Dh_пр^i-1.

 

Паспортная мощность ГТУ (в кВт):

 

Ne⁽ⁿ⁾ = Ne₀ [1-4.2(1- ) ]× .

 

Коэффициент технического состояния ГТУ:

 

K_ГТУ = N_e/ Ne⁽ⁿ⁾.

 

Объемная подача ЦБН:

 

Q = ( ).

 

Теплота сгорания топлива (в кВт) при условии, что относительный расход топлива на холостом ходу по отношению к расходу топлива на номинальном режиме составляет В_х.х » 0,25, определяется по следующему соотношению:

 

BQ_нр = (Ne₀ +3 Ne).

 

Расход топлива (в м³/ч):

 

B = BQ_нр/Q_нр.

 

Эффективный к.п.д. ГТУ:

 

h_е = Ne/(BQ_нр).

 

Коэффициенты a_i и b_i из соотношений определяются путем обработки приведенных характеристик ЦБН и представлены в табл. 1, 2.

Приведенная методика может быть применена для отдельного ГПА и для группы последовательно работающих агрегатов. В последнем случае методика позволяет оценить усредненное техническое состояние группы агрегатов. Расчет производится по тем же соотношениям, исходными данными будут параметры группы ГПА.

Упрощенная методика термогазодинамической диагностики предусматривает необходимость измерения температуры газа на входе и выходе ЦБН с относительно высокой степенью точности 0,1-0,2⁰С. Как правило, эти замеры производят в процессе эксплуатации приборами, не обеспечивающими такой точности, например, термометрами сопротивления. Кроме того, на ГПА некоторых типов имеются замеры лишь одной из температур (на входе или выходе ЦБН). В то же время рассмотренная термогазодинамическая модель ГПА является замкнутой и исключение из нее любого параметра недопустимо. Однако модель позволяет заменить один из замеряемых параметров, например одну из температур газа в нагнетателе на расчетный параметр, например объемную подачу, мощность, расход топливного газа. При такой замене в качестве базовой рассматриваются не приведенная разность энтальпии газа в нагнетателе, а приведенная объемная подача или приведенная относительная внутренняя мощность, по которым и можно найти все необходимые величины с помощью характеристик ГПА.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

Оптимизация профилей проточных частей компрессоров и газовых турбин осуществляется при рассмотрении трехмерного течения рабочего тела, аэродинамическом исследовании и соответствующем расчете профилей. Более перспективно, в отношении парогазовой технологии, повышение начальной температуры газов, которая на современных энергетических ГТУ приблизилась к 1500 С. При ее увеличении возникают определенные противоречия: с одной стороны, необходима высокая экономичность КС, а с другой - низкая концентрация вредных выбросов МОЛ и СО. Ведущие фирмы-производители ГТУ снижают эмиссию вредных газов путем отработки системы предварительного смешения топлива с воздухом в КС ГТУ для создания обедненных смесей в сочетании с системой каталитического горения.

Необходимость увеличивать установочную мощность ГТУ заставляет применять в начале проточной части компрессора сверхзвуковые и трансзвуковые ступени, что позволяет повысить производительность и создаваемое давление.

Деление проточной части на каскады широко распространено в конструкциях авиационных и судовых газотурбинных двигателей, а также использовано в стационарной ГТУ типа ГТН-25 Невского завода. Каскадом двигателя называют группу ступеней, установленных на отдельном валу и приводимых отдельной турбиной. Суммарная степень сжатия делится на две или три составляющие, в зависимости от числа каскадов. Связь между каскадами газодинамическая. В процессе эксплуатации на переменных режимах наблюдается эффект саморегулирования за счет "скольжения" роторов, т.е. более резкого изменения частоты вращения каскада низкого давления по сравнению с каскадом высокого давления.