Текст
                    ББК 31.363
0-56
УДК 621.438
Рецензент А. К. Кирш
Ольховский Г. Г.
0-56 Энергетические газотурбинные установки. М.:
Энергоатомиздат, 1985. — 304 с., ил.
В пер.: 1 р. 70 к. 4000 экз.'
Приведены данные о циклах, схемах и конструкциях ГТУ; рас-
смотрены условия работы основных узлов, влияние конструктивных и
эксплуатационных факторов на показатели ГТУ и надежность их
работы. Приведены основные сведения о регулировании н автомати-
зации ГТУ. Сформулированы основные положения, касающиеся орга-
низации эксплуатации, содержания и методов технического обслу-
живания ГТУ.
Для эксплуатационного и наладочного персонала электростанций’
и энергоуправлений.
2303020200-037	ББК 31.363
0 051(01)-85	167 85	6П2.24
© Энергоатомиздат, 1985

ПРЕДИСЛОВИЕ Идея теплового двигателя, близкого по принципу действия к совре- менной газотурбинной установке, возникла очень давно: первый патент на такой двигатель получен Дж. Барбером в Англии в 1791 г. Попытки реализовать ГТУ разных типов начались в первые годы XX в. [37, 87]. сднако лишь к середине 30-х годов развитие промышленности достигло уровня, сделавшего возможным первые практические успехи сначала з области вспомогательных газовых турбин, а затем самостоятельных энергетических агрегатов Первый из них был построен в 1939 г. швей- царской фирмой «Броун Бовери» (Brown Boveri) и испытан под руко- водством А. Стодолы (A. 'Stodola). При начальной температуре газов 550 °C и мощности 4 МВт КПД этой ГТУ, выполненной по простейшему .циклу, составил 18%. В нашей стране работы в области газовых турбин и сооружение пер- вых экспериментальных установок были начаты в предвоенные годы В М. Маковским в Харькове, Г. И. Зотиковым в Ленинграде и В. В. Ува- ровым в Москве [37]. Большое влияние на дальнейшее развитие ГТУ оказали работы по -созданию авиационных газотурбинных двигателей, развернутые во время войны и послевоенные годы. Широкий размах этих работ и практическая проверка разных направлений позволили быстро выработать рациональ- ные принципы конструирования, решить вопросы технологии и обеспе- чили широкое применение ГТУ сначала в авиации, а затем и в других отраслях хозяйства, в частности в энергетике. Успех применения в настоящее время и реализация принципиальных достоинств энергетических ГТУ в будущем во многом зависят от органи- зации их эксплуатации и обслуживания на электростанциях, глубины и правильности понимания эксплуатационным персоналом процессов и осо- бенностей работы конструктивных элементов ГТУ. Приобрести необхо- димые для этого знания с помощью имеющейся отечественной литера- туры по стационарным газотурбинным установкам трудно, поскольку она в основном посвящена теоретическим или узкоспециальным вопро- сам. Предлагаемая читателю книга задумана как изложение сведений о рабочих процессах, конструкциях,, условиях работы и характеристиках газотурбинных установок и их элементов, необходимых специалистам по наладке и эксплуатации, чтобы правильно оценивать режимы работы и «состояние оборудования, причины их изменения, а также предотвращать
появление тех или иных трудностей и находить эффективные средства их преодоления. Для этого нужно было рассмотреть вопросы, относя- щиеся к различным областям газотурбинной техники. Автор стремился сделать это достаточно глубоко и в то же время без чрезмерного услож- нения текста формулами, выводами и доказательствами, чтобы материал был доступен и интересен читателям с разной технической подготовкой и квалификацией. Более подробную информацию по конкретным вопро- сам можно получить в литературе, список которой прилагается. Книга написана с учетом собственного опыта автора в изучении пред- мета, его опыта в области освоения и эксплуатации газотурбинных уста- новок, приобретенного во Всесоюзном теплотехническом институте им. Ф. Э. Дзержинского (ВТИ), где эти работы были организованы Г. И. Шуваловым, а также по результатам разработок энергомашино- строительных заводов (ЛМЗ, НЗЛ, ХТЗ, УТМЗ и др.), исследовательских и наладочных организаций (ЦКТИ, СТЭ и др.). Многие вопросы, полу- чившие отражение в книге, решались при активном участии И. Н. Сквир- ского, А. Г. Тумановского, Р. А. Липштейна, А. И. Механикова, Н. И. Ольховской и других сотрудников ВТИ, которым автор искренне благодарен. Отзывы и замечания по книге можно направлять по адресу: 113114, Москва, М-И4, Шлюзовая наб., 10, Энергоатомиздат. Автор
ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ А—работа, Дж, постоянные коэффициенты а — скорость звука, м/с; тем- пературопроводность, м2/с Б — барометрическое давление, МПа; Вт — расход топли- ва, кг/с Ь — хорда лопатки, мм Ь3 — удельный расход топлива С — аэродинамические коэф- фициенты (С„ — подъем- ной силы, Сх — лобового сопротивления) с — абсолютная скорость, м /с (ссг=2К Ai, — фиктивная, «адиабатная» скорость); теплоемкость, кДж/(кг-К) (ср — при постоянном дав- лении, cv — при постоян- ном объеме, ст — сред- няя) D, d — диаметр, м d — в л агосо держание, г/кг; толщина профиля лопат- ки, мм Е— энергия, энергия актива- ции, Дж; модуль упруго- сти, МПа F — площадь, поверхность теп- лообмена, м2 f — частота колебаний, Гц G — массовый расход, кг/с gn — массовая доля компонен- та в смеси ft —работа ступени, кДж/кг; коэффициент затухания колебаний I — момент инерцйи сечения, м4; момент инерции рото ра, кг/м2 i — удельная энтальпия, кДж/кг; угол атаки К — постоянные коэффициен- ты; коэффициент теплопе- редачи, Вт/(м2-К); коэф- фициент неравномерности температур; концентрация k — показатель адиабаты L, I — длина, м Lo — теоретически необходимое для горения количество воздуха, кг/кг; амплитуда колебаний I — высота лопатки, характер- ный геометрический раз- мер, м; удельная работа, кДж/кг; М — число Маха М — момент силы, Н-м т — масса, кг; показатель сте- пени tn=(k—l)/fe показа- тель степени в критери- альных уравнениях N — мощность, кВт, МВт п — частота вращения, об/мин; показатель политропы Р — сила, Н р —давление, Па, кПа, МПа; круговая частота колеба- ний Q — количество теплоты, Дж; тепловой поток Q == Gi, ‘ МВт; теплота сгорания топлив, МДж/кг q — удельные количество теп- лоты, кДж/кг, тепловой поток, Вт/м2; потери от недожога, % R — газовая постоянная, Дж/(кг-К) R, г — радиус, м s — энтропия, кДж/кг; шири- на лопатки, мм Т — температура, К; период колебаний, с t — температура, еС; шаг ре- шетки профилей, мм и — окружная скорость, м/с; внутренняя энергия, кДж/кг; цн — нормаль- ная скорость распростра- нения пламени V — объем, м3; объемный рас- ход, м3/с; теоретически не- обходимый для горения объем воздуха (м3/м3 в нормальных условиях) v — удельный объем, м3/кг; vn — объемная доля ком- понента в смеси W — момент сопротивления се- чения, м3; водяной экви- валент теплоносителя, Вт/К w — относительная скорость, м/с; wx— скорость хими- ческой реакции z — запас устойчивости ком- прессора, %; число ступе- ней а — коэффициент теплоотдачи Вт/(м2-К); коэффициент избытка воздуха; узлы по- тока в абсолютном дви- 5
жении; фазовый угол Р — параметр состава газовой смеси; углы потока в от- носительном движении; коэффициент усиления ко- лебаний у — угод раскрытия проточной части 6—размер зазора; степень не- равномерности регулиро- вания, угол отставания потока на выходе из ре- шетки, логарифмический декремент; толщина стен- ки; толщина фронта пла- мени; относительное изме- нение величины Д — разность, абсолютное из- менение величины е — степень сжатия в компрес- соре и расширения в тур- бине; интегральный коэф- фициент теплового излуче- ния; степень турбулентно- сти потока; степень нечув- ствительности регулирова- ния S— коэффициент потерь т| — коэффициент полезного действия 6 — эффективность охлажде- ния О — угол раскрытия диффу- зора х — коэффициент уменьшения работы расширения из-за отвода теплоты X — теплопроводность, Вт/(мХ ХК); приведенная ско- рость ц — молекулярная , масса, ко- эффициент нагрузки тур- бинной ступени; динами- ческая вязкость, Па-с; об- ратное качество профиля v — кинематическая вязкость, м2/м; угол установки про- филя в решетке g — коэффициент сопротивле- ния Ло — относительное давление р — плотность, кг/м3; степень реактивности о — степени регенерации, ох- лаждения, подогрева; на- пряжения, МПа т — время, с; касательная си- ла, Н <р — коэффициент полезной ра- боты; коэффициент расхо- да; коэффициент скорости в сопловых каналах; от- носительная влажность ф —- коэффициент напора; ко- эффициент скорости в ка- налах рабочих лопаток; коэффициент сепарации Частиц, поправка к темпе- ратурному напору при пе- рекрестном токе; темпера- турный фактор со — угловая скорость 3 — расчетные затраты, руб, К — капиталовложения, руб. П — поврежденность С — стоимость, руб.; удельная стоимость, руб./кВт Ц — цена, руб. Э — электроэнергия, кВт-ч сокращения ГТУ— газотурбинная установ- ка, ГТД — газотурбинный двигатель К — компрессор (КНД, КСД, КВД — низкого, среднего, высокого давления) Т — турбина (ТНД, ТСД, ТВД — низкого, среднего, высокого давления, СТ — силовая турбина) ВО — воздухоохладитель КС — камера сгорания (КСНД, КСВД — то же низкого, высокого давления) Р —регенератор ПСВ — подогреватель сетевой во- ды ПД — пусковой двигатель ЭГ — электрический генератор АПК — антипомпажный клапан ПСУ — паросиловая установка ПТ — паровая турбина, пуско- вая турбина НПГ — ннзконапорный, ВПГ — высоконатюрный, УПГ — утилизационный парогене- раторы ПВД, ПНД — регенеративные подогре- ватели питательной воды высокого, низкого давле- ния ГВ, ГН — газоводяные подогревате- ли высокого, низкого дав- ления ГГ —газогенератор , системы газификации О—система очистки ИНДЕКСЫ б — больший в — воздух; внутренний вд — вода воз — возбуждающая (сила) вт — вторичные (потери) г — газ; горячий дин — динамический изб — избыточное (давление) изг — изгибающий к—конвективный, кинетики кр — критический л—-лопатка; лучистый м — металл; меньший мех — механический н — наружный ном — номинальный опт — оптимальный отв — отведенный охл — охлаждающий п — пар
пер — переданный подв — подведенный пол —политропный пот — потери пр — приведенный; профиль- ные п.т — пламенная труба р — рабочий; растягивающий, расчетный расп — располагаемый р.к — рабочее колесо св — свободный сил — силовой см — смесь соб —собственный ср — средний ст — стенка, ступень т — теоретический, топливо тр — трения Чертой сверху обозначаются относительные в тексте. тф — теплофикационный УД — удельный ут — утечки ух — уходящие газы ф — факел х — химический; холодный х.х — холостой ход эл — электрический эф — эффективный цб — центробежный i — внутренний г — радиальный s — изоэнтропный и — окружной z — осевой 1 —-на входе 2 — на выходе * — параметры торможения ы; другие обозначения оговорены
ГЛАВА ПЕРВАЯ ЦИКЛЫ ГТУ И ПГУ 1.1. РАБОЧЕЕ ТЕЛО ГТУ Рабочее тело теплового двигателя, т. е. циркулирующую в нем среду, воспринимающую и отдающую теплоту и совершающую работу (воздух и продукты сгорания), с достаточной степенью точности можно считать идеальным газом, состояние которого описывается уравнением ppv=pjRT. (1.1) Здесь цп — объем 1 моля, равный для любого газа в Нормальных усло- виях 22,4 м3/моль; р./? — газовая постоянная. Для конкретных газов или газовых смесей с молекулярной массой, ц pv=RT. (1.1 а) Для идеального газа удельные теплоемкости при постоянном объеме cv=du/dT и при постоянном давлении cp=dildT не зависят от давления и температуры. В действительности теплоемкости немного увеличиваются с повышением температуры, а также зависят от природы газа или соста- ва газовой смеси. Зависимости от температуры термодинамических свойств различных газовых смесей, характеризуемых параметром соста- ва '.р, разработанные С. Л. Ривкиным, приведены в [60]. Параметр 'состава и относительную молекулярную массу газовой смеси можно определить из выражений ft ft Рем = Нем = Pi vi > i-l i=l гдё Vj — объемная доля компонента в смеси. Для сухого воздуха (3=1,00, [1=28,96, /<?=287 Дж/(кг-К). Для продуктов сгора- ния углеводородных топлив В = -J- 1,23fOa 4- 4,0оСОа +2,2оНаО; р- = 28,15^+32,00<?о2 44,01г/СОз 4- 18,02оН2О. Поскольку жидкие топлива близки между собой по составу, .а природные газы со- стоят в основном нз метана, выражения ;₽ и ц для продуктов сгорания этих топлив можно приближенно представить в зависимости от повышения температуры среды в камере сгорания: g=14-«Д1кс 4- 0,001924; _ р. = 28,98 4- ЬД<КС — 0,01754. Здесь коэффициенты а и b равны: Вид топлива а b Жидкое................... .0,0215-10-2 0,005-10~2 Природный газ............. 0,0206-10—2 —0,057-10—2 d— влагосодержание атмосферного воздуха, г/кг. 8
Процессы с постоянной энтропией (изоэнтропные) описываются урав- нением pvk—const, (1.2) из которого с учетом (1.1) следуют важные для практических расчетов соотношения (р1!Р2)т=Т1/Т2, (1.3) где m=(k—1)/£; индексы 1 и 2 относятся к начальному и конечному состояниям; ATs=Ti-Г2=71[1^(р2/р1)’»] (1.3а) Уравнение (1.3а) удобно для расчетов изоэнтропных процессов. Уравнение сохранения энергии для установившегося потока, записан- ное для двух произвольных сечений, имеет вид q= (г3+с22/2)-(Й+й2/2) +/, (1.4) где q — подведенная (отведенная) теплота; I — произведенная (или за- траченная) работа; с — скорость потока. В процессах, протекающих без внешнего теплообмена (адиабатно, q—0), работа определяется по формуле |/| = |(A+cI2/2)-((2+C22/2)| = |i]*-?2*|; (1.4а) здесь i*=t-|-c2/2— полная (по параметрам торможения) удельная энтальпия. Для идеального газа 1=ср\Т\ (1.5) работа, затрачиваемая в компрессоре, *к= ср (Т2 — Ti) = (cpIR) (p2v2 — X t’l); (1.5a) работа, затрачиваемая в турбине, t 1 it = cp(T;-t;)^(cpir)(P;v;-p;v*2). (1.5б) Заменяя в этих формулах ДТ* из (1.3а), получаем выражения для ра- боты в изоэнтропных процессах сжатия (Г на рис. 1.1) = ср Т, [(а/аГ ~ 11 = ср Т, (ё” — 1) (1.6) и расширения (Г на рис. 1.1) lTs = = ср 7\ [1 - (А//7.Н = с р Т, (1 - е-”). (1.7) Здесь ек—Р2/Р1 — степень сжатия в компрес- соре; £т=Р1/рг — степень расширения в тур- । бине. Из-за гидравлических потерь часть работы переходит в теплоту. Поэтому при сжатии l>ls (линия ИГ на рис. 1.1), а при расширении Kls (линия III"). Отношение t]k=^ks//k представляет собой изоэнтропный КПД компрессора (процесса сжатия), tit—H/Its — изоэнтропный КПД тур- бины (процесса расширения). Мощность, затрачиваемая на сжатие, Мк;=/кОк=бкСр7’1к(ек’п—1)/т]к, (1.8) получаемая при расширении р Ип—1тСх=СгСрТп (1—ет~’п)т]т- (1-9) г Рис. 1.1. Изображение процессов сжатия и рас- ширения в Т’.я-диаграмме
Уравнения (1.6) и (1.7) можно получить интегрированием выражения для элементарной работы в установившемся потоке dl—vdp. (1.10) Последнее выражение справедливо и для обратимых процессов, протекающих без потерь, но с отводом или.подводом теплоты. Такие процессы могут быть изображены в /«-диаграмме (линии II и III на рис. 1.1) и описаны (приблизительно) уравнением политропы pt/71—const. (1-П) В процессах III' и II" (рис. 1.1) показатель политропы ti>k, в процессах II' и III" n<k.. Внешняя работа при расширении по идеальной политропе Г П—* 7 ^пол ~ 7 (Pivi — Pzvz) “ 7 Т2) = Pi&i ~ I 1 (Ръ!Pi) п ।; (1 • 12) п — I п — 1 п — 1 L 1 количество подведенной или отведенной теплоты <7 = (^~-^(Л-7'2)=с0^Г;(7’1-7’2). (1.13) \п — 1 / п — 1 Изменение энтропии газа k— rt Т\ s^—s^ — Cv----In—-. (1-14) n—1 /2 Работа при сжатии по идеальной политропе Г/ \п—* 1 'пол = РЫ ( —Р - 1 • (1-15) п — 1 1Д Pi / J Работа в этих случаях, разумеется, не равна изменению энтальпии газа. Политропные КПД пкиол = 'пол/'>Чк и т]т пол/Дпол<т)т более строго характе- ризуют совершенство оборудования, чем изоэнтропные, так как учитывают увеличение работы к концу процесса вследствие повышения температуры среды, вызванного гид- равлическими потерями. Поскольку, однако, определение и использование изоэнтроп- ных КПД проще, они преимущественно используются в практике. Ниже, если иное не оговорено, речь всегда идет об изоэнтропных КПД. 1.2. ПРОСТОЙ ГАЗОТУРБИННЫЙ ЦИКЛ Газотурбинная установка (ГТУ) представляет собой тепловой двига- тель, в котором химическая энергия топлива преобразуется сначала в теплоту, а затем в механическую энергию на вращающемся валу. Простейшая ГТУ состоит из компрессора, в котором сжимается ат- мосферный воздух; камеры сгорания, где .в среде этого воздуха сжига- ется топливо, и турбины, в которой расширяются продукты сгорания. Так как средняя температура (или объем) газов при расширении су- щественно выше, чем воздуха при сжатии, мощность, развиваемая тур- биной, оказывается даже с учетом потерь больше мощности, необходимой для вращения компрессора. Их разница представляет собой полезную мощность ГТУ. На рис. 1.2 показаны схема, термодинамический цикл (сжатие в компрессоре 1К.—-2К, подогрев в камере сгорания 2К.—1Т, расширение в турбине 1Т—2Т, отвод теплоты 2Т—1К) и тепловой ба- ланс такой установки. Процесс (цикл) работающей таким образом ГТУ называется разомкнутым или открытым. Рабочее тело (воздух, продукты сгорания) постоянно возобновляется, забирается из атмос- феры и сбрасывается в нее. Топливо сжигается в той же среде, которая совершает работу, участвуя в процессах сжатия и расширения; Вслед- 10
ствие этих особенностей ГТУ раньше называли «турбинами внутренне- го сгорания». КПД ГТУ, как и любого теплового двигателя, представляет собой отношение полезной мощности 1Угту к расходу теплоты, полученной при сжигании топлива ^гту ~ ^гту/• (1'16) ГТУ представляет собой термодинамическую систему, для которой в соответствии с первым законом термодинамики сумма всех потоков энергии,» пересекающих границы системы (показаны сплошным кон- туром на рис. 1.2), должна равняться нулю. Из баланса энергии сле- дует tfrTy = QT-2Qn; (1.17) 1гту = ^(2т=1-Щ/(?т, (1.18) где <2т=5т(<2нр+М—общее количество подведенной с топливом теп- лоты; SQn — общее количество отведенной из цикла ГТУ теплоты, рав- ное сумме внешних потерь. Основную часть потерь теплоты в ГТУ простого цикла составляют потери с уходящими газами AQyx^Qyx—QB; AQyx/QT=:65^-80%. Доля остальных потерь значительно меньше: потери от недожога в камере сгорания (выводятся через границы системы условно, так как продукты неполного сгорания покидают ГТУ с потоком уходящих газов) IAQkc/Qt<3°/o ; потери из-за утечек рабочего тела AQyT/Qi^2%; механические потери (эквивалентная им теплота отводится из цик- ла с маслом, охлаждающим подшипники) ДЛ^мех/Qt^I %; потери в электрическом генераторе (отводятся с маслом, охлаждаю- щим подшипники, и воздухом или газом, охлаждающим обмотки) АЛ’эг/Q^ 1-^-2%; потери теплоты через изоляцию конвекцией или излучением в окру- жающую среду AQokp/Qt<3%. Приведенные здесь максимальные цифры относятся к ГТУ неболь- шой мощности. и
Для упрощения выкладок и повышения наглядности результатов в теории газовых турбин многие задачи решаются применительно к еди- нице массового расхода G, кг/с. При этом удельная работа ГТУ ^гту = Nгту/G = (QJG) — (S QJG) qvc — q^, КПД ГТУ ^гту 1 *7ух/^кс- Количество топлива, которое необходимо затратить для того, чтобы нагреть рабочее тело ГТУ, зависит от температуры перед турбиной. Из теплового баланса камеры сгорания: Л<2кс = Вт(<2нр-|-1т)г)кс — Сгкс^гкс—GikcIkc, (1.19) или на единицу массового расхода <7кс ~ Скс—‘Икс ~ ср (Лт—Лкс) . (1.19а) Для повышения температуры газов перед турбиной расход теплоты в камеру сгорания должен быть увеличен. Следствием повышения тем- пературы газов перед турбиной является увеличение работы расшире- ния (1.7) и полезной мощности ГТУ, равной ^гту — ^/т ^<к* 1 zj 2Q) ^л=^тту-д^ех-д/уэг,д или на единицу массового расхода . _Мтту_^1тМт^Т Мк *шту — Д ~ „ * °1К G1K Обозначая ЛйтТ)т=In, Ai$K/r\K=liK и пренебрегая разницей' рас- ходов (или изменяя соответственно г]т), можно записать ^гту ^т Ск- удельная работа /гту =^rry/GIK имеет важное самостоятельное значе- ние. Она характеризует габаритные размеры установки, ее массу, пло- щади и объемы помещений и, следовательно, стоимость ГТУ. Важным параметром цикла ГТУ является степень сжатия. Подстав- ляя в выражение (1.20) значения Мк и Мт по (1.8), (1.9) и вводя ко- эффициент потерь давления т=ет/ек, получаем ^гту=^кЛк{^^Г- I1 -(-кГТ Вт-.^К - D-M- (1-21) 1 °К срК 1 IK fK > Развернув аналогичным образом уравнен«ие (1.19), получим А0кс=Ок^-^к (1.22) GK I <-рт2К \ UT J L J 1 Степень сжатия влияет на мощности компрессора и турбины и тем- пературу воздуха на входе в камеру сгорания. При небольших степенях сжатия (7, рис. 1.3) из-за малых значений работ сжатия и расширения разность между ними мала по сравнению с количеством подведенной в цикл теплоты и КПД ГТУ низок (7 на рис. 1.4). С повышением сте- пени сжатия при заданной температуре газов перед турбиной до некото- рой величины бу (77, на рис. 1.3 и 1.4) разность между работой расши- 12
Рис. 1.3. Изображение термо- динамических циклов ГТУ с разными степенями сжатия в Г.з-диаграмме Рис. 1.4. Зависимости показа- телей простой ГТУ от степени сжатия при Г1Т=1200 К: TlTd)—КПД ГТУ с использованием теплоты отработавших газов рения и сжатия увеличивается, а количество теплоты, подводимой в цикл вследствие роста температуры за компрессором (на входе в каме- ру сгорания), уменьшается. КПД ГТУ при этом быстро растет (уча- сток I-1I на рис. 1.4). При дальнейшем повышении степени сжатия раз- ность между работами расширения и сжатия начинает постепенно уменьшаться, так как средние температуры этих процессов сближаются. Некоторое время (при eC&q) уменьшение расхода теплоты еще прева- лирует над снижением полезной работы и КПД ГТУ продолжает расти (участок на рис. 1.4). Повышение степени сжатия сверх вызы- вает снижение и удельной работы, и КПД ГТУ вплоть до нуля при Л’;Т=^МК- Реально достижимые в ГТУ простого цикла при разных начальных температурах газов и степенях сжатия значения КПД и удельной рабо- ты показаны на рис. 1.5. Линия 1 на этом рисунке является геометриче- ским местом степеней сжатия, оптимальных по удельной работе (ем), линия 2 — оптимальных по КПД 8т]. Рис. 1.5. Диаграмма показателей ГТУ простого цикла при 7'1к = 288 К 13
Из уравнений (1.21) и (1.22) видно, что кроме температуры газов перед турбиной (отношения Лт/Лк) и степени сжатия, удельная ра- бота, расход теплоты и КПД ГТУ простого цикла зависят также от температуры наружного воздуха Лк (эта температура меняется в срав- нительно узких пределах: от 223 до 323 К, стандартное значение Лк= =288 К); показателей, отражающих совершенство оборудования: Git/Gk (утечки, расход воздуха на охлаждение), КПД компрессора и турбины т]К и г]т, отношения ет/ек (потери давления в камере'сгорания и трактах ГТУ); теплоемкостей рабочей среды в турбине и компрессоре СрТ/срк и показателей степени тт, тк (вид топлива). Если все внутренние потери характеризовать произведением гцтЦк, а изменением свойств рабочей среды в результате горения пренебречь, можно получить простые вы- ражения для оптимальных по удельной работе и КПД степеней сжатия Г Лт 1 1— = [ Л7 il-W j2"’ (1'24> де Чгту— КПД ГТУ в точке с е=еп. Расчеты по этим формулам при 2 m^sO.5 и г]Т'<]к^0,73 дают результаты, близкие к приведенным на рис. 1.5: г1т, К 1000 1200 1400 1600 3-47 4,17 4,86 5,55 Ew 6,4 9,3 12,6 16,4 \ П.5 20 32,5 48 Оптимальные степени сжатия тем выше, чем совершеннее цикл, чем выше началь- ная температура газов и меньше потери ЧтЦк- Относительные изменения начальной температуры газов, КПД турбины и расхода воздуха на охлаждение влияют на удельную работу цикла про- порционально отношению мощностей турбины и ГТУ N !TINrTyt а изме- нения наружной температуры и КПД компрессора — пропорционально отношению мощностей компрессора и ГТУЛ^к/7Угту = (NirINVTy)—1. Величина, обратная отношению ЛЛ,т/Мгту> называется коэффициентом полезной работы. При принятых выше предположениях ? -Vg.y. 1 _ е™7^- _! NiT Лт Чт^к Она возрастает при повышении начальной температуры, уменьшении всех видов потерь и снижении степени сжатия и характеризует чувстви- тельность показателей цикла ГТУ к изменениям показателей оборудо- вания. Для современных ГТУ NVTy/NlT =0,25=0,4. Если проводить анализ цикла при постоянной степени сжатия, изменения КПД турби- ны и потерь давления, не влияТощие на расход теплоты, будут вызы- вать такие же изменения КПД, как и удельной работы ГТУ. Влияние других показателей более сложно. Разомкнутый (открытый) цикл ГТУ является не круговым, а проходным. Из атмо- сферы забирается воздух, а выбрасываются в нее продукты сгорания, состав и термо- динамические свойства которых отличаются от свойств воздуха и зависят от вида топлива и его относительного расхода. КПД такого цикла может значительно отли- чаться от КПД эквивалентного цикла без сгорания (например, на чистом воздухе. 14
который реализуется в ГТУ замкнутого процесса, см. § 9.5). Характер различия опре- деляется видом реакции горения. Так, при сжигании окиси углерода СО или газо- образного водорода Н3 из трех вступающих в реакцию молекул образуются только две молекулы продуктов сгорания: 2СО+О2=2СО2; 2Hz|-O2=2H2O. Вследствие этого объем продуктов сгорания (при одинаковых параметрах) становится меньше объема вступающей в реакцию смеси, а работа их расширения, равная ( vdp, оказывается относительно более низкой, чем работа расширения смеси газо- образного топлива с воздухом, которая сжималась (раздельно) для подачи в камеру сгорания, что вызывает снижение удельной работы и КПД цикла ГТУ. Экономичность ГТУ снижается также в тех случаях, когда с повышением температуры тепловой эффект реакции горения-уменьшается [117]. Для ГТУ с умеренной начальной темпе- ратурой (850—1100 К) изменения показателей циклов на различных видах топлива по сравнению с циклом на воздухе составляют [56]; Н2 Вид топлива СН4 со Жидкое *^ГТУ’ - . . . . —5 —6,5 5 2 8AQKC, о/о . . . . . . . 2 0,5 4 3 ^^ГТУ’ °/о • - . . . —7 —7 1 —1 Эти изменения мало зависят от начальной температуры, так как с ростом ее уве- личиваются относительный расход топлива и коэффициент полезной работы, влияющие на показатели ГТУ в противоположных направлениях. В тех случаях, когда природный газ (в основном СН4) поступает к ГТУ под вы- соким давлением и сжатия его для подачи в камеру сгорания не требуется, мощность и КПД ГТУ оказываются даже более высокими, чем при использовании жидкого топ- лива: при 7’it=1200-j-1300 К ^<Угту = 2 -г- 3 °/о, б^гту — 1,5-5-2%. 1.3. СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ЦИКЛА ГТУ Регенерация теплоты. Газы после турбины ГТУ имеют высокую тем- пературу. Часть их теплоты можно использовать внутри цикла для по- догрева сжатого компрессором воздуха перед поступлением его в ка- меру сгорания. Количество теплоты, которую необходимо подвести с топливом, при этом уменьшается, а КПД ГТУ возрастает. Принципи- альная схема ГТУ с регенерацией и ее термодинамический цикл в Т, s-диаграмме показаны на рис. 1.6. Дополнительной характеристикой такого цикла является степень регенерации:' cp=&(Akc—Ак) 1(Т2т—Ак)- (1-25) В цикле с регенерацией расходы теплоты в камеру сгорания и КПД ГТУ изменяются при изменении степени сжатия не так, как в простом цикле: Tikc—Ак-|-с> (Г 2Т—Ак); 7кс—Ср [ГД—Ак+сЦ Ат*— Ак)]- Вследствие этого оптимальные по КПД степени сжатия отличаются от найденных выше и зависят от степени регенерации. При принятых ранее упрощениях Ат 1 — <о)маКс 1il2m _ Ак^^ J (1-26) 15
При а—0,8 степени сжатия, оптимальные по КПД, в простом цикле с регенерацией ниже, чем оптимальные по удельной работе, и в зависимости от начальной температу- ры равны: ?1Т> к................... 1000 1200 1400 1600 %,...................... 4,0 5,2 6,5 7,9 Удельная работа и оптимальная по удельной работе степень сжатия в цикле с регенерацией для заданных значений температур и КПД турбомашин несколько ниже, чем в простом цикле, так как устройство регенерации связано с дополнительными потерями давления (в сумме 3,5—5%!, в том числе 1 — 1,5% в воздушном и 2,5—4% в газовом трак- тах). 1 5 10 15 20 ек Рнс. 1.7. Зависимости КПД ГТУ с регенера- цией от степени сжатия при 7'!Т = 1200 К: 1 — с учетом дополнительных потерь давления: 3 — без ннх Рис. 1.6. Принципиальная схема и термодинамический цикл ГТУ с регенерацией Зависимости показателей циклов с разной степенью регенерации от степени сжатия показаны на рис. 1.7. С повышением степени сжатия температуры за компрессором и турбиной сближаются и при Т\к~Т2т (/// на рис. 1.3) регенерация теряет смысл; при более высоких степенях сжатия Т’гк^Тгт и воздух в регенераторе будет охлаждаться, а КПД ГТУ снижаться (е>13 на рис. 1.7). Увеличение степени регенерации заметно повышает КПД ГТУ. Как было показано В. В. Уваровым, значение ее связано с характеристиками теплообменника выражением o^l-Gcp/да, (1.27) где F — площадь поверхности теплообмена; К — коэффициент тепло- передачи в регенераторе. Очевидно, что для повышения степени реге- нерации с 0,8 до 0,9 требуется удвоение площади поверхности теплооб- мена, а при о—>1 F-+oo. Усложнение цикла ГТУ. Повысить экономичность и одновременно увеличить удельную работу ГТУ можно, снижая работу сжатия и уве- личивая работу расширения. Поскольку работа l=fvdp, для этого на- 16
до стремиться снизить температуру и удельные объемы при сжатии и- повысить эти параметры при расширении. Предельным случаем явля- ются изотермические (при постоянной температуре) процессы, работа которых, равная количеству отведенной (при сжатии) или подведенной. (при расширении) теплоты, определяется из выражения lt=RT\n е. (1.28) При е=10 отношение изотермической и изоэнтропной работ составля- ет при сжатии и 1,35 при расширении. КПД идеального цикла ГТУ с изотермическим сжатием и расши- рением и полной (ст=1) регенерацией равен КПД цикла Карно: 7гту = 1 Лк/Лт- Практйческй применяются циклы ГТУ с промежуточным охлажде- нием при сжатии и промежуточным подводом теплоты при расширении,, с регенерацией или без нее. Схемы и циклы некоторых таких ГТУ пока- заны на рис. 1.8. Часто ГТУ, выполненные по простому циклу, обозначают 1-1 (один отвод и один’подвод теплоты), по циклу с одним промежуточным ох- лаждением (рис. 1.8,а)— 2-1 (два отвода теплоты), по циклу с одним промежуточным охлаждением и промежуточным подогревом (рис. 1.8,6)—2-2 (два отвода и два подвода теплоты). В результате промежуточного охлаждения конечная температура процесса сжатия оказывается более низкой, чем в простом цикле, а расход теплоты, которую необходимо подвести к камере сгорания при одинаковых температурах перед турбиной, возрастает. Промежуточный подогрев такжё увеличивает расход теплоты. Несмотря на это КПД ГТУ при усложнении цикла обычно возрастает, так как повышение мощности (удельной работы) оказывается более существенным, чем увеличение расхода теплоты. Для усложненных циклов, как и выше, можно определить оптималь- ную общую степень сжатия и оптимальное распределение теплоперепа- дов .(степеней сжатия и расширения) в турбомашинах, обеспечивающие максимальную удельную работу или максимальный КПД. Сопоставление показателей ГТУ усложненного и простого циклов приведено на рис. 1.9’ [15]. Общие закономерности для усложненного* цикла остаются такими же, как и для простого цикла. Усложнение позволяет при оптимальных степенях сжа- тия на 8—10% повысить КПД и примерно в 2 раза —- удельную работу ГТУ. Если ГТУ по циклу 2-2 выполня- ется двухвальной, оптимиза- ция степени сжатия должна Рис. 1.8. Принципиальные схемы и термодинамические циклы усложненных ГТУ: а — с промежуточным охлаждением и регенерацией; б — с промежуточны- ми охлаждением и подводом теплоты (ГТ-100) 2—138 17
производиться с учетом равенства мощностей турбомашин, расположен- ных на свободном валу = 7/^^ рис. 1.8,б).Увеличение числа отво- дов и подводов теплоты z приводит к дальнейшему, но все уменьшаю- щемуся повышению КПД ГТУ. Так, при 7’1т=1200К (7'1Т/7,1К^4,2) при оптимальной по КПД степени сжатия z......................1 2 3 4 5 со ^гту................. 32 41 49 53 56 67 контуром ABCDE на Предельным является цикл, показанный рис. 1.8,6 с двумя участками сжатия и расширения: изотермическим и адиабатным. КПД такого идеального цикла без регенерации при беско- Рис. 1.9. Показатели ГТУ разной сложности: а — зависимости 'Пр-ру* eN и е от температуры газов; *б — зависимости N/G от температуры газов; / — простой цикл (/-/) при е ; 2 — то же при ew; 3— цикл 2-1 при е ; 4—то же при ev; TQ 4V 5- цикл 2-2 при 6 — то же при en; 7 — цикл 2-2 со свободным валом КВД—ТВД (как на рис. 1.8,6) нечно большой степени сжатия, как показано В. В. Уваровым, может быть равен КПД цикла Карно. В реальном цикле с цтЦк^О.7 возмож- ны в зависимости от температуры газов и степени сжатия следующие значения КПД: Е ....... о . . 10 50 150 300 СО J при 7'1Т/7’1К=3,5 .... . . 35 44 49 50 61 ^гту при 7'1Г/7’1К=5 . . 39 50 56 58 73 1.4. КОМБИНИРОВАННЫЕ ЦИКЛЫ Теплота, которая отводится из цикла ГТУ с отработавшими газами или в воздухоохладителях, может быть частично использована вне цик- ла ГТУ. Наиболее просто подогревать с ее помощью сетевую воду в системах теплофикации, как это показано на схемах рис. 1.10,а. Количество теплоты, переданной воде, AQt0— GвдСвд ( Г^ВД--Т 1вд) - = G2TCp (Т2Т—тух) . (129) 18
Очевидно, что температура уходящих газов не может быть ниже тем- пературы обратной сетевой воды. Величина °псв = (7'2т-7,ухЖт-7'.Ва) . (1-30) характеризует степень использования располагаемой разности темпера- тур в ПСВ. Она аналогична степени регенерации. Рис. 1.10 Принципиальные схемы различных ПГУ: с —ГТУ с теплофикацией; б—ПГУ с парогенератором утилизационного типа; в — ПГУ со сбросом газов в топку котла (НПГ); г — ПГУ с высокоиапорным парогенератором (ВПГ); б — ПГУ с газовым подогревом питательной воды и вытеснением паровой регенерации; е — ПГУ на парогазовой смеси; 1— воздух из атмосферы; 2— топливо; 5 — отработавшие в турбине газы; 4— уходящие газы; 5 — вода из теплосети; 6 — вода в теплосеть; 7— свежий пар; В — питатель- ная вода; 9 — пар из контура низкого давления; 10 — промежуточный перегрев пара; 11— реге* негативные отборы пара; 12 — пар, поступающий после турбины в камеру сгорания 2* 19
Величина %св = (Лт - ТУХ)1(Т2Т -Тк) (1.31) представляет собой КПД подогревателя сетевой воды, учитывающий потери с уходящими газами. В энергетике СССР эффективность комбинированной выработки электроэнергии и теплоты оценивается КПД Ъф —- NДфгф) — /гту/(^кс +ф) (1.32) и удельным расходом условного топлива, г/(кВт-ч), 6Тф=123(Д(2кс—А(2тф) /1Уэл, (1.33) а также удельной выработкой электрической энергии на тепловом по- треблении у=А^Эл/Д'Этф. Подставив в (1.32) qt^=qzT—q7x и использовав выражение для удельной работы ГТУ /гту^'/кс—?2Т, получим ^гф =1/(1+ <7ухЛгту) • Очевидно, что значение Щф тем выше, чем ниже температура уходящих газов и выше удельная работа ГТУ. Так как температура уходящих газов и qYX ие зависят от сте- пени сжатия, ГТУ со степенью сжатия, выбранной по максимуму удельной работы, обеспечивают максимальный КПД при работе с теплофикацией. Значения этого КПД при 7’Ух==423 К (150°С) приведены на рис. 1.4. При 7'ц=1200 К и е=7ч-12 они * достигают 60 % при удельной выработке на тепловом потреблении (700 кВт-ч/Гкал). Подвод дополнительной теплоты qs за счет сжигания топлива перед подогревате- лем сетевой воды не изменяет КПД т]Тф, если вследствие этого не изменяется темпе- ратура уходящих газов. В этом случае общее количество подведенной теплоты 2iy= =9кс+<7д, а выработанной для теплофикации <7тф=<72тЧ~<7д—<?уУ; члены, содержащие qa, в знаменателе уравнения (1.32) сокращаются. Выработка электрической энергии на тепловом потреблении при этом, конечно, уменьшается. Неполнота сгорания допол- нительного топлива и повышение температуры уходящих газов снижают т]Тф. Теплота отработавших в ГТУ газов может быть использована так- же в паросиловом цикле [2, 106]. В общем случае КПД ПГУ _ ___ Л'пГу ___ ^ГТУ + ЛПСУ ____ ^ГТУ ^ГТУ । ФпСУ’ЗпСУ /! ^пгу —--------------------------------• (1-34) Здесь <2гту — количество теплоты, подведенной к рабочему телу ГТУ, определяется по (1.19): Qncy— количество теплоты, подведенной к па- роводяной среде в котле. В простейшей бинарной парогазовой установке по схеме, показанной на рис. 1.10,6, I, весь пар вырабатывается в котле-утилизаторе (УПГ): ОттуДФг = 1 • ^ГТСУ = С2Т 4упг; ’Зпгу =’’Уту + (1 — 71гту)71упг ''Incy. (1.34а) * Д*2уГ1Г dqv 42Т —?ух Тэт — Л’х .„ А , где 4vrrr = —ri--— У.— =-------7.---—т—~т— = °,° = 0.8 (в зависимости, А 'УНГ Q2T q2r q2r 72т — /н 1 главным образом, от 7’у1); т)псу = /пт/дн = 0,3 ч-0,45 в зависимости от параметров пара qn — теплота, затраченная в котле на выработку 1 кг пара; d=Gn/6?r — относи- тельный расход пара. Из (1.34а) легк^ получить, что при Т,т= 1200-=-1300 К, ^гту^О.З и реальных значениях т) уПрй=0,6ч-0,8 и Чису = 0,3 ч- 0,4 КПД бинарной ПГУ может достигать 20
Рис. 1.11. Зависимости темпера- туры отработавших в ГТУ газог и КПД бинарной ПГУ с ГТУ про- стого цикла от степени сжатия и начальной температуры: /—. степени сжатия, оптимальные по КПД при степени регенерации а=0,8; .2 — степени сжатия, оптимальные по удельной работе 45—47%. Влияние параметров газотурбинного цикла на показа- тели бинарных ПГУ с учетом воз- можной связи параметров пара' с температурой отработавших в га- зовой турбине газов иллюстриру- ется рис. 1.11. КПД ПГУ суще- ственно возрастает с повышени- ем начальной температуры газов. При Tit— const кривые Чпгу =Г(ек) вблизи оптимумов проходят очень полого. Давление пара и КПД паррвого цикла сравнительно слабо влияют на КПД би- парных ПГУ, Это объясняется тем, что минимальный температурный напор в котле- утилизаторе достигается на горячем конце экономайзера, а температура газов в этой точке и зависящая от нее температура уходящих газов возрастают с повышением давления, а КПД котла снижается. Паровая регенерация, если оиа вызывает повыше- ние температуры уходящих газов, также приводит к снижению КПД ПГУ и вслед- ствие этого нецелесообразна. Использование парового цикла с контуром низкого давления (рис. 1.10,6,//) позво- ляет при умеренных (750—800 К) температурах газов на выходе из турбины утили- зировать дополнительное количество низко потенциальной теплоты, снизить температу- ру уходящих газов и повысить за счет этого КПД ПГУ (на 2—4 %) несмотря на то, что "^псу несколько снижается. При этом появляется вторая точка с минимальным температурным напором в начале испарительной зоны низкого давления. При повышении температуры газов За турбиной до 900—950 К выгоды цикла с контуром низкого давления исчезают. При еще более высоких температурах газов -перед котлом (1000—1050 К) низкую температуру уходящих газов можно получить при применении паросилового цикла с довременными высокими параметрами и промежуточным перегревом пара (рис. 1.10,6, III), что приведет к существенному повышению КПД ПГУ. Столь высокие температуры отработавших в турбине газов соответствуют начальной температуре в газотурбинном цикле 1600—2000 К- В настоящее время их можно получить, только сжигая Перед котлом дополнительное топливо. Так как в этом случае часть мощности паросилового контура вырабатывается за счет теплоты дополнительно подведенного топли- ва, цикл комбинированной установки пере- стает быть бинарным. Степень бинарности тем меньше, чем больше доля топлива, сжигае- мого перед котлом, и относительный расход пара, меньше доля газотурбинной мощности и коэффициент избытка воздуха в уходящих газах. В пределе при полном использовании кислорода, содержащегося в отработавших в ГТУ газах, оптимальные параметры и струк- тура паросилового цикла становятся близки- ми к традиционным (рис. 1.10,6 и г) .Такой цикл может быть реализован также путем сжигания всего топлива между компрессором Рис. 1.12. Зависимость КПД ПГУ от соотношения газо- и паротурбин- ной мощности: J—паротурбинная установка; 2, 3—па- ровые циклы с промежуточным перегре- вом и без него I 21
и турбиной ГТУ в топке ВПГ, как это изображено на рис. 1.10,г. Так при этом массовый расход через газовую турбину и мощность ГТУ возрастают, экономичность- ПГУ с ВПГ, работающих на жидком топливе или природном газе высокого давления, при прочих равных условиях оказывается несколько более высокой. Из общего выражения для КПД теплового двигателя (1.18) применительно к ПГУ можно записать [2] <7ух + ^ПГУ 1 г> ~~ 1 /ГТу -j- ?ух + </nd (I-35> Qr где <?к— теплота, отведенная при конденсации 1 кг пара. При сжигании перед котлом дополнительного топлива значения дл, дк, а при ^Срт/Свд и <7ух не зависят от параметров газотурбинной части. Вследствие этого ма- ксимальный КПД ПГУ будет достигаться при максимальном значении I гту и, сле- довательно, при оптимальной по удельной работе степени сжатия Так как мощность паровой части таких ПГУ в несколько раз больше мощности газотурбинной части, КПД их меньше зависит от .начальной температуры газов и со- вершенства газотурбинного цикла. В [2] показано, что расходы рабочих сред целе- сообразно оптимизировать по'минимуму потерь теплоты. Так как обычно I гту /<7Ух> >1 пт /9к. максимальный КПД ПГУ достигается при равенстве водяных эквивалентов уходящих газов и питательной воды, т. е. й=срг/сВд=ьО,25. При d>cpr/cBa целесо- образно сохранить паровую регенерацию дли подогрева доли питательной воды d'= —d—СрГ/свя. Газоводяные и регенеративные подогреватели включаются обычно па- раллельно (рис. 1.10,в и г). Обобщенная зависимость КПД ПГУ от соотношения мощностей па- ровой турбины и ГТУ (оно пропорционально при заданных параметрах коэффициенту избытка воздуха и обратно пропорционально относитель- ному расходу пара) при разных начальных температурах газов изобра- жена на рис. 1.12. Точка 1 на оси ординат соответствует КПД современных пароси- ловых установок (41%). ПГУ с Й/Гту/Л^пт <0,15 могут быть реали- зованы при добавлений в топку котла свежего воздуха с помощью вен- тилятора, работающего параллельно с ГТУ. При полном использова- нии кислорода (избыток воздуха аух^1,1) Мгту/Л(пт =0,15-4-0,35 ^пгу =43,5^-46,5%. С повышением доли газотурбинной мощности и уменьшением относительного расхода пара степень бинарности цикла ПГУ и их КПД растут до тех пор, пока подводимого к паровой части дополнительного топлива еще достаточно для реализации парового цикла с высокими параметрами и промежуточным перегревом (линии 2 на рис. 1.12). При 7\т=1200-4-1500 К Л^гту/Л^пт =0,7-4-1,0, цпгу= =46,5-4-53%- КПД бинарных циклов ПГУ с паросиловой частью без промежуточного перегрева пара при этих начальных температурах со- ставляет 43—52,5% при Л^гту — 2-4-2,7 (линии 3 на рис. 1.12, см. также рис. 1.11). Экономичное получение пиковой мощности возможно в простых комбинированных установках, в которых теплота отработавших в ГТУ газов используется для подогрева питательной или сетевой воды (рис. 1.10,д). Пар, который без этого использовался в регенеративных или теплофикационных отборах, вырабатывает дополнительную электро- энергию в последних отсеках паровой турбины без увеличении расхода топлива и измене- ния режима работы котла. В таких ПГУ легче реализовать автономную работу паро- силовой части в базовом режиме и комбинированную в периоды пиков нагрузки, для покрытия которых пускается ГТУ. В типовых паровых турбинах при отключении толь- ко ПВД можно повысить мощность на 9—15%. Хотя Эта мощность вырабатывается паром умеренных параметров с КПД 29—34 %, общий КПД комбинированной уста- 22
ловки (1.34) может при начальной температуре газов в ГТУ 1300—1500 К и реальных ступенях сжатия достигать 42—45 % [15]. Особым классом ПГУ являются установки, в турбинах которых расширяется па- рогазовая смесь, образующаяся в камере сгорания, куда вводится подогретая вода или пар, выработанные с использованием теплоты отработавших газов [2]. Ввод не- больших (до ,5—10 %) количеств полученного таким образом или постороннего пара используется для форсирования мощности обычных ГТУ, в частности в летнее время. Схема простейшей специально спроектированной ПГУ такого типа показана на рис. 1.10,е. При .температуре парогазовой смеси 1700 К в иен возможно получение КПД 54—56 % при расходе 0,8—1,1 кг пара на 1 кг воздуха. 1.5. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ОСНОВАНИЯ ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И ПРИМЕНЕНИЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ГТУ Температурой газов перед турбиной определяются требования к условиям сжигания топлива и конструкции камер сгорания, а также требования к материалам и системам охлаждения деталей турбин. Начальная температура газов выбирается возможно более высокой и ограничивается доступными по практическим и экономическим сооб- ражениям (стоимость изготовления, сроки службы, надежность) сред- ствами охлаждения соприкасающихся с горячими газами деталей, преж- де всего рабочих лопаток I ступени турбины. Для освоенных-в мировой практике мощных энергетических агрегатов начальная температура га- зов составляет 1250—1450 К, в проектах, над которыми ведутся рабо- ты,—до 1700—1900 К. Степенью сжатия определяется в значительной мере конструкция ком- прессора и даже сама возможность его выполнения, а также кон- струкция корпусов камер сгорания и турбин в зоне высокого давления (толщина стенок, фланцы и т. д.). Наиболее широко применяемые в энергетике одновальные ГТУ про- стого цикла без регенерации проектируются на максимум удельной ра- боты, которому в зависимости от начальной температуры соответству- ют степени сжатия ед=104-14 в настоящее время и 16—20 в перспек- тиве. В многовальных энергетических ГТУ простого цикла, сооружаемых обычно на базе авиационных прототипов, применяются более высокие степени сжатия (до 30), близкие к оптимальным по КПД. При начальной температуре газов выше 1300 К выбор степени сжа- тия производится с учетом ограничения температуры газов за турбиной уровнем 770—820 К, при котором последняя ступень турбины и детали выходного тракта могут быть еще выполнены без применения чрезмер- но дорогих материалов. Вследствие этого, а также пологого характера зависимости удельной работы от степени сжатия вблизи максимума ча- сто экономически оптимальными оказываются степени сжатия несколь- ко более высокие, чем en, обеспечивающие заметное повышение КПД ГТУ без существенного снижения удельной работы. Количественная оценка влияния параметров цикла иа стоимость мощных пиковых ГТУ и экономичность их эксплуатации сделана в [12]. Результаты вариантных прора- боток в диапазоне параметров 0=520-5-750 кг/с, Т= 1200-е—1550 К,. ек=9,2-:-18,8 (еди- ничные мощности ГТУ от 90 до 225 МВт) обобщены с помощью .планирования рас- четного эксперимента. С ростом мощности удельные металлоемкость и стоимость ГТУ значительно сни- жаются (рис. 1.13, точки соответствуют различным сочетаниям G, Т и е). Влияние основных параметров на стоимость ГТУ показано на рис. 1.14. Хотя повышение тем- пературы газов обеспечивается совершенствованием системы охлаждения, которое вы- 23
зЫвает некоторое повышение стоимости единицы массы ГТУ, удельная стоимость ГТУ существенно снижается до тех пор, пока рост температуры при принятых методах охлаждения сопровождается повышением удельной мощности ГТУ. Увеличение расхода воздуха при постоянной частоте вращения путем повышения скоростей в проточной части без существенного увеличения габаритов и массы турбо- машии сопровождается заметным снижением удельных металлоемкости и стоимости ГТУ. С увеличением степени сжатия удельная стоимость ГТУ несколько возрастает. Удельная стоимостсь электростанции Куд зависит от параметров так же, как стоимость ГТУ (правая шкала на рис. 1.14). Рис. 1.13. Изменение металлоемкости и стоимости ГТУ при увеличении мощности Недостатком простого газотурбинного цикла являются большие внутренние перетоки энергии, так как из-за отсутствия фазовых пре- вращений рабочей среды (как, например, в паротурбинном цикле) мощ- ность компрессора оказывается сейчас существенно более высокой, а в перспективе — соизмеримой с полезной мощностью и внутренние поте- ри оказывают сильное влияние на показатели ГТУ. Совершенствование турбомашин и повышение их КПД, уменьшение потерь давления, уте- чек и расходов»на охлаждение имеют поэтому важнейшее значение. Использование некоторых технических средств, с помощью которых возможно сокращение внутренних потерь (увеличение числа ступеней, снижение скоростей, применение более дорогих материалов), может вызвать увеличение габаритов и стоимости оборудования. Вследствие этого в реальных ГТУ редко реализуется максимально возможная при абстрактном подходе экономичность их основных элементов. Несмотря на возможность существенного повышения КПД регене- рация редко используется в современных ГТУ разомкнутого процесса из-за связанных с нею технических и экономических недостатков (вы- сокая температура газов на выходе из турбины, потеря маневренности, увеличение металлоемкости, стоимости, трудоемкости строительства и монтажа). Усложнение цикла ГТУ путем промежуточных охлаждения и подо- грева среды приводит к существенному повышению удельной работы и КПД ГТУ. Выполненные по циклам 2-1 и 2-2 при умеренных темпе- ратурах газов (1020—1120 К) в СССР и за рубежом ГТУ успешно эксплуатируются до настоящего времени [62, 63]. Недостатками таких 24
ГТУ являются потребность в охлаждающей воде, большая сложность регулирования и автоматизации, более высокие требования .<к эксплуа- тации; несколько более низкая надежность. Теоретические выгоды усложнения сохраняются и при повышении температуры газов, однако практические трудности при этом растут. Потери, вызванные охлажде- нием турбин, усугубляются, । так как отвод теплоты в системы охлаж- дения нужно при повторном подогреве газов компенсировать теплотой топлива. При повышении давления увеличивается толщина корпусных деталей и снижается мобильность ГТУ, затрудняется конструирование проточной части в зоне повторного подогрева. Достоинством комбинированных парогазовых установок является их высокая экономичность, недостатком — появление второй рабочей среды, усложнение схемы, увеличение удельной стоимости электростанции. Экономическая эффективность энергетического оборудования определяется с по- мощью расчетных затрат 3=54-£в^ЬтУсртЦ14-0,25^ (1.36) где 5 — ежегодные издержки производства; £в=0,15— нормативный коэффициент эффективности капиталовложений; К. —стоимость электростанции (капиталовложе- ния); 6т—средний удельный расход топлива, обычно условного, г/(кВт-ч); Уср— средняя нагрузка, кВт; т — годовая продолжительность работы, ч; Ц-r — цена услов- ного топлива, руб/т; коэффициент 0,25 кроме Ев учитывает пропорциональную К часть .издержек производства. При расчете на 1 кВт установленной мощности (Ур) Зул=6т (ЛГСр/Ур)т/Рг- 10-<Ч-0,25К/УР. (1.36а) Чем ниже расчетные затраты, тем выгоднее оборудование. Из формул видно, что переменная составляющая расчетных затрат зависит от удельного расхода топлива (КПД), его стоимости, продолжительности работы (т, ч/год) и режима использования (Уср/Ур). Постоянная составляющая определяется удельной стоимостью электростан- ции Куд=К/У₽. Из структуры формулы (1.36а) прямо следует, что при непродолжи- тельной работе (т мало) удельные расчетные затраты зависят в основном от удельной стоимости, а при длительной работе — в основном от удельного расхода и цены топ- лива. Возникающие вследствие этого соотношения показаны на рис. 1.15, где графики удельных расчетных затрат, руб/(кВт-год), построены в зависимости от годовой про- должительности работы электростанции. Точки, отмеченные на оси ординат, пропор- циональны стоимости установленного киловатта мощности (при т=0, 3=0,25 Дуд). • При использовании дешевого (20 руб/т) топли- ва (нижние сплошные линии) простая ГТУ со срав- нительно низким КПД [6э=410 г/(кВт-ч)] выгод- нее значительно более экономичных ГТУ с исполь- зованием теплоты отработавших газов для тепло- фикации [линии 2, 68=250 г/(кВт-ч)] или ПГУ [линии 3, 6э=270 г/(кВт-ч)] при продолжительно- сти использования Тг=1200 и т3=3400 ч в год (точки а и б иа рис. 1.15). Из-за существенно бо- лее низких капитальных затрат простая ГТУ ока- зывается даже при использовании дорогого топли- ва (60 руб/т) экономичнее паросиловой ТЭС, рабо- Рис. 1.15. Расчетные затраты на электростанциях с различным оборудованием; I — ГТУ; 2 — ТЭЦ с ГТУ; 3 — ПГУ; 4 — газомазутный па- росиловой блок; 5 — пылеугольный паросиловой блок; 6 — АЭС; I — иа дешевом топливе; II — на дорогом (60 руб/т) топливе 25
тающей на угле, при тб<1400 ч/год (точка в на рис. 1.15), и АЭС при т6<2200 ч/год (точка г на рис. 1.15). При более' строгом сопоставлении учитывается большее число факторов: графики нагрузки, состав оборудования и планы развития энергосистемы, вопросы надежности» топливная конъюнктура. Ходя вследствие возможных уточнений, а также изменения стоимости оборудования и топлива границы выгодности ГТУ и ПГУ могут изменяться» сделанные выше качественные выводы останутся справедливыми. ГЛАВА ВТОРАЯ КОНСТРУКЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ГТУ 2.1. ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГТУ Наиболее общие принципы конструирования мощных энергетических ГТУ сложились в настоящее время на базе опыта их производства и эксплуатации. Э*гот опыт показал, что высокие технико-экономические показатели и надежность удается обеспечить в агрегатах, отличающих- ся по циклам, схеме и в еще большей степени по конструкции основ- ных узлов и деталей, которые зависят от масштабов производства, тех- нологии, различной на разных заводах, опыта ц традиций, наконец» и, не в малой степени, от индивидуальности конструктора. Соревнова- ние различных стилей конструирования способствует взаимному обога- щению, синтезированию наилучших решений и, в конечном счете, про- грессу газотурбостроения. Созданные в последние годы энергетические ГТУ выполнены по простому термодинамическому циклу, в редких случаях — с регенера- цией. Единичные мощности наиболее крупных из них составляют 80— 100 МВт при 3600 и 90—150 МВт при 3000 об/мин, КПД—-30—34%. Начальные температуры газов в пиковом режиме достигают 1300— 1450 К, степени сжатия — 10—Д4, расходы воздуха — 350—500 кг/с. При длительной (в базовом режиме) работе мощность ГТУ снижается на 10%, а начальная температура газов — на 60—70 К. Таблица 2.1. Технические характеристики установленных на отечественных электростанциях ГТУ Показатель Тип, завод-изготовигель и год начала эксплуатации ГТ-25-2 лмз 1970 ГТ-35 ХТЗ 1972 ч ГТ-100 лмз 1970 ГТ-1 оом лмз\ 1980 АИ-28 1970 ГТГ-4 1974 ГТГ-12 1974 •м Номинальная мощность, МВт 23 32 91 105 2,5 4 12 Степень сжатия 9,15 6,5 22,3 26 7,2 8,6 10,6 Расход воздуха, кг/с 188 215 427 460 20 33,2 86,6 Число ступеней компрессора 8+10 14 8+13 8+13 10 7+9 7+9 Число ступеней турбины 7 4 3+5 3+5 3 2+2+4. 2+2+3 Количество пламенных труб 1 1 12+12 12+12 Кольцо 8 ' 10 Основные показатели действующих отечественных энергетических ГТУ приведены в табл. 2.1, перспективных—в табл. 2.2 [17], послед- них моделей зарубежных — в приложениях 1 и 2. Их общие виды по- казаны на рис. 2.1. У большинства эксплуатирующихся зарубежных агрегатов начальные температуры газов и показатели значительно, ниже. ГТУ, которые строятся на базе авиационных газотурбинных двига- телей (ГТД), выполняются с выделенной турбиной полезной мощности и в зависимости от типа ГТД — с одно- или двухвальным турбоком- 26
Таблица 2.2. Основные показатели перспективных •отечественных энергетических ГТУ Показатель Тип, завод-изготовитель и год начала эксплуатации ГТУ ГТ-45 ХТЗ у ГТ-125 лмз v ГТ-150 ЛМЗ ГТ-200 ЛМЗ 4 Номинальная мощность, МВт 54,3 128 157 185 Коэффициент полезного действия, % 28,0 29,5 31,0 32,6 Степень сжатия 7,8 12,7 13,0 15,6 Расход воздуха, кг/с 271 630 630 630 Начальная температура газов, К 1173 1223 1373 1523 Температура газов за турбиной, К 744 703 779 823 Число ступеней компрессора 16 14 14 16 Число ступеней турбины 4 4 4 4 Количество пламенных труб Кольцо 14 14 14 прессором, генерирующим газ для силовой турбины (см. рис. 2.5). На ряде таких установок степени сжатия достигают 20—30, а КПД при начальной температуре 1400—1450 К, допустимой при длительной ра- боте, составляет 34—36%. Для получения таких параметров и пока- зателей используется внутреннее воздушное охлаждение трех-четырех первых рядов (венцов) лопаток турбины. Компрессор и турбина ГТУ простого цикла располагаются в общем осесимметричном корпусе и образуют единый турбоблок, который испы- тывается на заводе и поставляется потребителям в собранном виде. Максимальные температуры внешнего прочного корпуса, который специально охлаждается в зоне камеры сгорания и турбины, близки, как правило, к температуре воздуха на выходе из компрессора: 7’2к=С620<-670 К. Корпуса мощных ГТУ выполняются с горизонталь- ным разъемом. Направляющие лопатки первых ступеней компрессора устанавлива- ются обычно прямо в корпус, последних — в корпус или внутренние обоймы; сопловые лопатки турбин—в охлаждаемые диафрагмы или обоймы, отделяющие наружный корпус турбины от горячих газов. Кор- пуса опираются на фундамент прямо или через раму обычно в двух сечениях: на входе в компрессор и выходе из турбины. Одна из опор является фиксирующей, другая обеспечивает осевые перемещения при изменениях длины корпуса вследствие нагрева или охлаждения. Роторы турбомашин опираются на два или три подшипника. Достоинствами двухопорных роторов, масса которых достигает 45— 55 т, а расстояние между осями подшипников — 8,5 м, являются лег- кость и стабильность центровки, отсутствие уплотнений и опор в зоне высоких давлений и температур, нечувствительность к расцентровкам. Такие роторы оказываются обычно гибкими и требуют тщательной ди- намической балансировки. Наличие промежуточной опоры между компрессором и турбиной позволяет выполнить оба ротора жесткими и улучшить вибрационные характеристики агрегата, уменьшить момент инерции ротора, улучшить условия центровки в районе ступеней высокого давления компрессора и турбины, уменьшить радиальные зазоры, повысить и обеспечить ста- бильность КПД турбомашин. Трехопорные роторы менее чувствительны к эксплуатационным неба- лансам, Вместе с тем промежуточный подшипник работает в тяжелых условиях. Его надежная центровка, передача усилий на наружный корпус через объем с горячим воздухом под высоким давлением, уплот- 27

Рис. 2.1. Общие виды энергетических ГТУ: а — ГТ-150 ЛМЗ; б — V94 фирмы КВУ; в — GT20O фирмы <Стал-Лаваль»
нение масляной полости и защита масла от быстрого окисления при попадании в нее горячего воздуха требуют рациональных конструктив- ных решений и внимательного контроля при эксплуатации [62]. Много внимания уделяется аэродинамическому совершенствованию проточной части турбомашин и трактов. КПД высокофорсированных турбин (три—пять ступеней при теплоперепадах Ais^700 кДж/кг) со- ставляют 90% и более. Это обеспечивается рациональным проектиро- ванием проточной части; уменьшением и уплотнением радиальных за- зоров; восстановлением выходной скорости в диффузорах; использова- нием экономичных систем охлаждения (отбором минимально необходи- мых расходов воздуха при промежуточных давлениях, близких к дав- лениям в тех точках тракта, куда сбрасывается охлаждающий воздух); отказом от применения проволочных демпферных связей (в редких случаях они сохраняются в одном-двух венцах). Компрессоры выполняются с использованием аэродинамически сла- бо нагруженного высокоэкономичного облопачивания, работающего с дозвуковыми скоростями (окружные скорости по верху рабочих лопа- ток I ступени пн<3104-340 м/с, Л1Ш1 <0,754-0,8). Лопатки, входной тракт и выходной .диффузор тщательно профилируются. Изоэнтропные КПД компрессоров достигают 88—89%. Для обеспечения благоприят- ных пусковых характеристик ВНА компрессоров часто выполняется поворотным, а после промежуточных ступеней организуется два-три антипомпажных сброса воздуха. Там, _где это целесообразно, прикры- тием ВНА уменьшают расход воздуха для регулирования ГТУ при снижении нагрузки. При создании мощностных рядов ГТУ широко используется модели- рование. Для уменьшения или увеличения мощности исходного агре- гата изменяются проходные сечения проточной части при полном со- хранении геометрического подобия и скоростей газов. Равенство окруж- ных скоростей обеспечивается соответствующим изменением частоты вращения. При этом оказывается целесообразным применение высоко- оборотных турбомашин и передача мощности до 50 МВт на вал элек- трического генератора через редуктор. Камеры сгорания мощных энергетических ГТУ либо разделяются на несколько (10—18) мелких (диаметром 350—450 мм) пламенных труб, расположенных вокруг вала ГТУ, либо выполняются крупнога- баритными, выносными и располагаются вертикально рядом с ГТУ или над ней. При расположении пламенных труб вокруг вала сохра- няется симметричность корпуса ГТУ и его жесткость в зоне высокого давления. Турбогруппа с такой камерой образует единый транспорта- бельный блок. Выносные камеры сгорания транспортируются отдельно и присоединяются к турбогруппе при монтаже. В них легче экономично сжигать тяжелые или низкокалорийные топлива. Из-за наличия более протяженного тракта температура газов перед турбиной выравнивается, а опасность повреждения турбины при неполадках в камере сгорания уменьшается. Осмотры и ремонт выносных камер сгорания и через них первых ступеней турбины проще. 2.2. ОДНОВАЛЬНЫЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ГТУ Особенности конструкции и показатели отечественных агрегатов ГТ-700-12М, ГТ-25-700 и ГТ-35, длительное время эксплуатирующихся на электростанциях, подроб- но освещены в [14, 65, 102]. Ниже особенности конструирования современных ГТУ рассмотрены на примере зарубежных агрегатов, выпускаемых крупными партиями, и проекта отечественной ГТ-150. 30
ГТУ М7001 и М9001 фирмы «Джеиерал Электрик» (Дж. Эл., General Electric).. Разработка ГТУ М7001 была начата в 1966 г. С 1971 г. начат выпуск ГТУ М7001В мощностью 60 МВт при температуре 1278 К, изготовленных в количестве более 250. Проточная часть компрессора была смоделирована с более ранней ГТУ М5001 с до- бавлением нулевой ступени. Скорость по верху рабочих лопаток I ступени составляет 305 м/с, политропный КПД — несколько выше 92 % (изоэитропный КПД 89 %). Для обеспечения устойчивой работы при пуске на оборотах 0,6<и<0,9 пиом входной на- правляющий аппарат компрессора выполнен поворотным, а за V и XI ступенями были предусмотрены выпуски воздуха (по 10 %). На выходе из проточной части имеется три ряда спрямляющих лопаток. Воздух после диффузора на выходе из компрессора направляется в пламенные трубы 10 противоточных камер сгорания, расположенных вокруг вала ГТУ, каждая в своем корпусе. Диаметр пламенной трубы 356 мм, расчетные теплонапряжения 20 млн. Вт/м2-105 Па. Давление топлива перед форсунками 3,5 МПа, отношение дав- лений распыливающего воздуха к давлению в камерах сгорания 1,2—1,5. Турбина ГТУ выполнена трехступенчатой. Общий теплоперепад распределяется по- ступеням в отношении 35:34:31 %. В корневом сечении I ступени реактивность близ- ка к нулю, а скорость газов на выходе из сопл несколько выше звуковой. Температура торможения на входе в рабочие лопатки, в которых поток поворачивается на 135°, снижается на 100 К. К периферии ступени реактивность возрастает до 60 %. II и III ступени спроектированы таким образом, чтобы обеспечить наилучшие условия работы с высокофорсированной 1 ступенью и прямым выхлопным диффузором. КПД турбины с выхлопным диффузором и патрубком 91 %; в диффузоре восстанавливается в давле- ние 66 % кинетической энергии потока, выходящего из лопаток последней ступени. Рабочие лопатки всех трех ступеней турбины выполнены точным литьем; II и III сту- пеней— о бандажными полками у периферии. Они имеют удлиненные ножки. Венцы- направляющих лопаток набираются из сегментов, которые также изготовляются точ- ным литьем. Все муфты, соединяющие роторы отдельных агрегатов, жесткие. Рис. 2.2. Проточная часть ГТУ М7001В: 1вход газов; 2 — выход газов; 3 — воздух после компрессора; 4 — воздух после XVI ступени компрессора 31
Ротор компрессора состоит из дисков, связанных анкерными болтами между собой и с двумя концевыми частями. Ротор турбины также дисковый. Между основными дисками, несущими рабочие лопатки, имеются промежуточные диски, по которым^ про- изводится уплотнение сопловых аппаратов. Конструктивная схема проточной части турбины и основные потоки охлаждающего воздуха показаны на рис. 2.2. Воздух на охлаждение ротора турбины отбирается после XVI ступени компрессора через отвер- стия в его роторе. Температура внешней части дисков под гребнями на уровне 590 К- Охлаждение корпуса турбины осуществляется атмосферным воздухом, который просасывается через щель вокруг корпуса и инжектируется потоком газов в выхлопной диффузор; темпе- ратура корпуса 570 К. Ротор ГТУ опирается иа трн подшипника, один из которых находится между ком- прессором и турбиной. Электрический генератор расположен со стороны турбины. Все вспомогательные механизмы, необходимые для работы ГТУ: маслонасос смаз- ки, топливный насос, бустерный компрессор системы распыливания топлива, маслона- сос регулирования, насос замкнутой системы охлаждающей воды — приводятся во вра- щение непосредственно от ее вала со стороны компрессора. Для повышения надежности ГТУ М7001В, недостаточной в первые годы эксплуа- тации, и снижения ремонтных расходов потребовались разработка и внедрение мно гочисленных конструктивных изменений и мероприятий [62, 146]. Параллельно с доводкой с 1972 г. проводилась модернизация ГТУ. В модели .М7001Е, производство которой начато с 1977 г., были переконструированы лопатки .1—IV ступеней компрессора, наружный диаметр увеличен на 36 мм, улучшена обработ- ка лопаток, изменена конструкция поворотного входного направляющего аппарата и программа управления им при пусках и остановах, чтобы увеличить производитель- ность компрессора (на 15 %), его степень сжатия (на 20 %) и КПД, а также повысить .начальную температуру газов до 1358 К при базовой нагрузке (см. приложение 1). Вместо 12 сегментов из четырех лопаток сопловой аппарат I ступени турбины ГТУ мо- дификации Е образован 18 сегментами из двух лопаток каждый; профили сопл изме- нены, а их проходные сечения уменьшены. Усовершенствовано охлаждение сопловых лопаток I и II ступеней. Входные н выходные кромки рабочих лопаток I ступени утолщенй, а расход охлаждающего их воздуха увеличен. Для охлаждения рабочих лопаток II ступени в средней части их профиля выполнены радиальные отверстия. Профили рабочих лопаток III ступени изменены, чтобы сохранить высокий КПД тур- бины при увеличенных расходе я температуре газов. Пламенные трубы камер сгорания ГТУ М7001Е на 460 мм короче. Их охлаждение осуществлено с помощью системы «зигов», создающих внутреннюю пленку (см. рис. 4.14). Для смазки подшипников в ГТУ модификации Е использована негорючая жидкость. Ряд изменений внесен также во вспомогательное оборудование. Установка М7001 явилась базой для разработки новых агрегатов, в частности ГТУ типа М9001В и Е с частотой вращения 3000 об/мин, проточная часть и основные элементы конструк- ции которой смоделированы в масштабе 1,2: 1. Ее линейные размеры больше, чем М7001, на 20%, мощность — на 44%, масса — на 73%. Число пламенных труб камер сгорания, имеющих ту же конструкцию и размеры, что и в М7001, увеличено с 10 до 14. Некоторые данные о размерах и массе турбогруппы этих ГТУ приведены ниже: М7001 М9001 Максимальный диаметр, м......................3,12 3,91 Длина, м....................................10,21 12,45 Масса ротора, т............................. 28,1 49,0 Масса статора, т.............................68,4 116,1 Турбогруппа ГТУ M900I также монтируется на раме и поставляется собранным блоком массой 200 т. Осевые расширения турбогруппы воспринимаются гибкой опо- рой— металлическим листом, соединенным с входным корпусом компрессора, попереч- ные перемещения — водоохлаждаемыми стойками, гибкими в поперечном и жесткими в осевом направлениях. При нагрузке 85 МВт (базовый режим М9001В на жидком 32
топливе) компрессор потребляет мощность 105 МВт (из них 95 МВт затрачивается на сжатие воздуха, поступающего в камеру сгорания, и 10 МВт — охлаждающего тур- бину). Теплота газов перед турбиной составляет 378 МВт, уходящих газов— 186 МВт; потери в камере сгорания 1 МВт, механические потери и потери в электрогенераторе 1 МВт. Расход топлива на холостом ходу составляет около 25 % номинального; темпера- тура газов на выходе из турбины снижается до 483 К. При изменении наружной тем- пературы от 323 до 243 К мощность ГТУ возрастает с 80 до 120 % номинальной. В модификации Е кроме уже указанных изменений укороченные пламенные трубы размещены под некоторым углом к оси в общем корпусе. Время пуска сокращено. До полной нагрузки он осуществляется нормально за 13 мин (до номивальных оборотов за 8,5 мин), ускоренно за 8 мин (4,5 мнн), в аварийных ситуациях — за 4,5 мин (2,5 мин). Всего к концу 1983 г. было выпущено или заказано более 50 ГТУ М9001. ГТУ W50I фирмы «Вестингауз» (Westinghouse). ГТУ типа W501 разработана для энергосистем с частотой 60 Гц. Выпущено и эксплуатируется около 200 ГТУ это- го типа. Все модификации ГТУ W501 выполнены с двухопорным ротором (длина между осями подшипников 7,24 м, масса около 33 т). Пламенные трубы размещены внутри корпуса вокруг вала ГТУ. Привод электрического генератора осуществляется со сто- роны компрессора. Компрессорная часть ротора ГТУ первых модификаций была обра- зована дисками (по числу ступеней), насаженными в горячем состоянии на полый ко- ваный вал. В модели D [149] она цельнокованая, барабанная с выточенными на внеш- ней стороне гребнями дисков. Компрессорная часть связана через промежуточную вставку с турбиной, которая состоит из дисков без центральных отверстий, стянутых на промежуточном радиусе болтами через хиртовые соединения. При изготовлении производится балансировка не только собранного ротора, но и его частей до соедине- ния. Ротор опирается на подшипники сегментного типа; осевое усилие воспринимается двухсторонним подшипником типа Кингсбери. Проточная часть компрессора спроектирована с постоянным наружным диаметром двух первых и постоянным внутренним всех остальных ступеней. Входной направляю- щий аппарат выполнен поворотным. После VI, XI и XIV ступеней в обоймах компрес- сора имеются симметричные щели для отбора воздуха на охлаждение IV, III и II сту- пеней турбины соответственно. Первые два отбора используются для сброса воздуха через антипомпажные клапаны при пуске. Рабочие лопатки компрессора крепятся в дисках заштифтованными полушаровыми хвостовиками и допускают замену в усло- виях эксплуатации. Направляющие лопатки модели D связаны полукольцевымн бан- дажами, несущими лабиринтовое уплотнение с четырьмя усиками. На лопатки нанесено покрытие, улучшающее характеристики компрессора и замедляющее .их изменение из-за загрязнения. Пламенные трубы камеры сгорания (в первых модификациях их 16, в послед- ней— 14) состоят нз сваренных между собой кольцевых обечаек, диаметры которых увеличиваются по ходу газов, и фронтового устройства с форсункой и каналами для прохода воздуха. Сварка обечаек производится через волнистую ленту, формирующую ориентированные в осевом направлении каналы, через которые проходит воздух, охлаждающий стенки пламенной трубы. Пламенные трубы соединяются с газосборни- ком, а газосборннк — со статором турбины с помощью эластичных соединений. В по- следних модификациях ГТУ диаметр головной части пламенных труб увеличен, чтобы сделать возможным сжигание низкокалорийного газа. Проточную часть турбины образуют четыре ступени с умеренной аэродинамиче- ской нагрузкой н реактивностью. Сопловые лопатки турбины, отличные заодно с полками (для I ступени последних модификаций индивидуально, для II — сегментами по три лопатки), устанавливаются в отдельные полу кольцевые обоймы и могут быть заменены в эксплуатационных условиях без выемки ротора. К внутренним полкам сегментов соп- ловых лопаток прикреплены с помощью радиальных штифтов сегменты диафрагмы с лабиринтовыми уплотнениями. К обоймам крепятся литые сегментные ободы, обра- 3—138 33
зующие торцевую поверхность над рабочими лопатками и предохраняющие обоймы от контакта с горячими газами. Обоймы фиксируются радиально в наружном корпусе. Их индивидуальное охлаж- дение позволяет уменьшить радиальные зазоры по рабочим лопаткам, а разделение обойм облегчает доступ к каждой ступени турбины. Сопловые аппаратам,! турбины могут быть с помощью специального приспособления вынуты из корпуса, проверены, отремонтированы или заменены без выемки ротора и разборки обойм других ступе- ней. Конструктивная схема высокотемпературной части ’ГТУ с указанием потоков, охлаждающего воздуха в турбине приведена на рис 2 3 Рис. 2.3. Высокотемпературная часть ГТУ типа W501 Воздух 2 от выхода из компрессора, минуя камеры сгорания, подмешивается к по- току горячих газов со стороны внутренней образующей проточной части непосредствен- но перед соплами I ступени и формирует благоприятный радиальный профиль темпе- ратур. Воздух 3 от выхода из компрессора охлаждает сопловые лопатки I ступени, выполненные с дефлекторами и душированием, и сбрасывается затем в проточную часть. Воздух, отбираемый за XIV ступенью компрессора, разделяется на два потока. Часть его 1 охлаждается в специальном внешнем охладителе, фильтруется и подается по отдельной. трубе в камеру, через которую вводится в ротор для охлаждения его переднего торца всех дисков и рабочих лопаток I и II ступеней. Воздух омывает спереди гребни каждого диска, снимает тепловой поток в месте соединения диска с рабочими лопатками н выходит в проточную часть через зазоры в зубчатых хвосто- вых соединениях. В результате температура дисков не превышает 588 К. Рабочие лопатки выполнены с удлиненными ножками. В лопатках I н II ступеней имеются радиальные каналы для прохода охлаждающего воздуха. Температура метал- ла рабочих лопаток не превышает 1080 К при базовой и 1115 К при пиковой на- грузке. Другая часть (4) воздуха, отобранного за XIV ступенью компрессора, направ ляется на охлаждение сопловых лопаток II ступени турбины и заднего гребня диска I ступени.
Воздух более низкого давления 5 проходит через полые сегменты сопловых лопа- ток III и IV ступеней и протекает затем через радиальные зазоры в уплотнениях диа- фрагм, запирая зазоры и охлаждая задние торцы дисков II и III ступеней. Выхлоп из турбины осуществляется через длинный осевой диффузор. Задний подшипник и диф- фузор опираются на шесть тангенциальных стоек, защищенных от воздействия газового потока обшивкой обтекаемой формы. В выхлопной части имеются также два больших обтекаемых патрубка, через которые за счет эжектирующего действия выхлопных га- зов осуществляется вентиляция корпуса подшипника. Для облегчения ремонтов корпус турбогруппы ГТУ W501 разделен на независимо снимаемые секции и обеспечена возможность осмотра и замены через корпус камеры сгорания пламенных труб, газоподводящих патрубков и лопаток I ступени турбины. После вскрытия верхней половины корпуса необходимые лопатки компрессора и турби- ны, а также опорные и упорный подшипники можно заменить без выемки ротора тур- богруппы и нарушения установки лопаток других ступеней. На основе W501 организовано производство аналогичных агрегатов на 3000 об/мин. Аэродинамическое моделирование при этом было частичным: использовалось облопа- чивание турбин W501 без изменения размеров, но со смещением на больший диаметр для сохранения близких окружных скоростей [62]. Таблица. 2.3. Конструктивные характеристики ГТУ V94 4' Характеристика Т урбина Компрессор Номер ступени 1 4 1 16 Внутренний диаметр проточной части, мм 1720 1426,8 1055,6 1450 Длина рабочей лопатки, мм 175 663 567,1 130,5 Окружная скорость, м с 325 432 344 269 Осевая скорость, м, с 176 223 141 138 ГТУ V93 и V94 фирмы «Крафтверкунион» (КВУ, Kraftwerkunion). ГТУ фирмы КВУ выполнены с двухопорным общим ротором компрессора и турбины и общим ци- линдрическим силовым корпусом [62, 138, )50]. Вход воздуха в компрессор в послед- них модификациях ГТУ осуществляется сверху; выхлоп из турбины — осевой. В диф- фузоре, расположенном за турбиной, восстанавливается 80 % энергии выходной ско- рости. КПД компрессоров составляет 88—89 %, турбины — 89—90%. Ротор состоит из дисков, несущих рабочие лопатки, двух концевых частей и по- лой промежуточной (между компрессором и турбиной) вставки, стянутых между собой центральным болтом. Диски ротора центрируются хиртами. Стяжной болт во избежание вибрации опирается на диски в нескольких местах. Расстояние между опо- рами (осями подшипников) составляет в ГТУ V93 около 7,8 м, в ГТУ V94, общий вид которой показан на рис. 2.1,6, — 8,5 м. Ротор гибкий, первая критическая частота вращения—-около 1550 об/мин. Диски турбины охлаждаются воздухом, который после выхода из компрессора поступает во внутреннюю полость ротора, проходит в простран- стве между дисками и выбрасывается в проточную часть, создавая пленку, защищаю- щую ножки лопаток. Размеры основных узлов ГТУ V94 ‘приведены в табл. 2.3. Нагрузка от центробежных сил на одну рабочую лопатку IV ступени, хорда ко- торой равна 128 мм, составляет около 75 т. Рабочие лопатки турбины изготовлены из никелевых сплавов. Направляющие лопатки компрессора и турбины установлены в обоймах, которые -свободно опираются на лапы, имеющиеся в плоскости горизонтального разъема, и цен- трируются штифтами, связанными через буксы с наружным корпусом и воспринимаю- щими также осевое усилие. Обойма турбины в осевом положении зафиксирована в на- ружном корпусе буртом. Она изолирована от тракта горичнх газов и охлаждается 35
изнутри воздухом. Радиальные зазоры в проточной части составляют: на входе в ком- прессор 1,9—:5,3 мм; на выходе 2,8 мм; в I ступени турбины 4 мм; в IV ступени 5 мм. Направляющие н рабочие лопатки последних модификаций ГТУ, рассчитанных на- начальную температуру 1370 К, изготовляют точным литьем и при работе на жидком топливе защищают коррозионно-стойкими покрытиями. Лопатки четырех первых венцов охлаждаются воздухом. Центральная часть внешнего корпуса, нагруженная давлением, омывается полным расходом воздуха, выходящего из компрессора, и охлаждается до температуры около I 600 К. Так как ротор и обойма турбины также охлаждаются воздухом, их темпера- турное* состояние и радиальные зазоры в проточной части остаются стабильными на разных режимах. Это, а также подвеска обойм, допускающая свободные температур- ные расширения, обеспечили возможность очень быстрых пусков ГТУ (см. ниже). Топливо сжигается в двух крупногабаритных выносных камерах сгорания, распо- ложенных вертикально, симметрично оси, по сторонам ГТУ. Расстояние между осями’ камер сгорания установки V93 7,15 м, V94 —8,28 м. Воздух к камерам подводится по внешнему кольцевому каналу, продукты сгорания поступают в турбину по внутреннему газоходу, который изготовляется из аустенитной стали, охлаждается полным расходом воздуха и имеет температуру, среднюю между температурами воздуха и газа. Фрон- товое устройство, содержащее четыре или шесть регистровых горелок, расположено в верхней части камеры. Диаметр топочного объема ГТУ V94 равен 2,23 м. Пламен- ная труба футерована изнутри керамическими плитками (максимальная наработка без повреждений и замены отдельных плиток достигла 50 тыс. ч). Механические форсунки жидкого топлива регулируются обратным сливом и работают прн постоянном давлении,, равном 5 МПа. Производительность одной форсунки — 3 т/ч. Неравномерность расхо- да топлива через отдельные форсунки выдерживается в пределах I %. Потери давле- ния в камерах сгорания составляют 12—14 кПа, Др/р=1,5%- Внешняя поверхность входного патрубка турбины охлаждается потоком воздуха, выходящего из диффузора компрессора, а его внутренняя, обращенная к ротору по- верхность—’Специально организованным потоком воздуха, который подмешивается1 к газам непосредственно перед лопатками турбины. Для повышения прочности и жест- кости входные патрубки турбин с начальной температурой более 1200 К выполнены Рис. 2.4. Проточная часть турбины ГТУ типов 11 и 13 36
без горизонтального разъема и снимаются вместе с ротором, а форма их и конструк- ция обойм турбины изменены таким образом, чтобы патрубок не мешал снятию верх- ней половины обоймы при разборках. ГТУ поставляются в собранном виде Масса турбогруппы ГТУ V93 для транспор- тировки на раме 180 т, ГТУ V94.2, корпус которой выполнен несущим и допускает транспортировку с уложенным ротором без рамы,-—195 т. Передний подшипник этой ГТУ опирается через ребра на входной корпус компрессора, жесткость которого повы- шена путем увеличения толщины стенок и установки прямо в него, а не в обойму, как ранее, пяти первых рядов направляющих лопаток (см рис. 2.1). Массы и размеры отдельных узлов ГТУ V94 составляют: ротор турбогруппы: мас- са ш=43 т, длина I— 9,88, диаметр £>=2,75; одна камера сгорания с опорами И изо- ляцией: тп=27 т, высота /г=8,0, 0=4,08 м; выходной диффузор с изоляцией: т=9,5 т, 1=3,75, 0=4,95 м; выходной патрубок: т=24,5 т, 1=2,0, 0=4,2 м; входной патрубок с изоляцией: т=12 т, габариты (длина X ширина X высота) 2,6X4,2X4,7 м; корпус о изоляцией: т=51,5 т, габариты 5,8X4,2X3,62 м; рама с вспомогательным оборудо- ванием: т=21 т, габариты 9,9X4,2X1,9 м; маслобак с насосами и регуляторами: т= = 21 т, габариты 2,45x7,0x2,3 м. Приведенные в таблице приложения 1 массогаба- ритные показатели ГТУ V93 и V94 включают камеры сгорания, раму и диффузоры. При пуске ГТУ температура газов перед турбиной не превышает 770 К. Продол- жительность разворота ГТУ до номинальной частоты вращения при нормальном пуске (вариант а) составляет 4—5 мин, при ускоренном (вариант б) —2 мин. Некоторые другие характеристики пуска приведены ниже: V93 Варианты пуска.............................. а б Мощность пускового устройства, МВт............ 1,35 3,0 Продолжительность нагружения; мин.............4 2 V94 а б 2,6 5,3 8 3 Затраты теплоты на нормальный пуск ГТУ-УЭЗ составляют 1,8-72 Гкал. При уменьшении пусковой мощности до 0,9 МВт пуск этой ГТУ до холостого хода возмо- жен за 6 мин при повышении температуры газов до 830 К. ГТУ фирмы «Броун Бовери» (ББЦ, Brown Boveri). ГТУ типов 9, И и 13 фирмы ВВЦ проектировались геометрически подобными с одинаковыми профилями облопачи- вания и числами- М. С 1969 г., когда был выпущен и испытан головной образец ГТУ типа И, начальные температуры газов увеличены с 1093 до 1283—1313 К в базовом режиме, мощность ГТУ типа 13 — с 55 до 88)) МВт, а ГТУ типа 11—с 35,3 до 72,5 МВт. К 1983 г. было выпущено около 270 агрегатов .этих типов. При развитии конструкций строгое моделирование в некоторых случаях было нарушено. ГТУ выполнены с общим двухопорным ротором компрессора и турбины (в модели 13 масса ротора 55 т) и осевым выхлопом. Противоточная выносная камера сгорания либо размещается рядом с ГТУ (тип 11), либо располагается над турбиной поперек оси агрегата (последние модификации типов 9 и 13). Ротор сваривается из дисков, откованных из ферритной стали, в два этапа: внутренний шов варится в среде аргона, остальная часть шва — под слоем флюса Стенки тракта горячих газов турбины образованы отдельными свободно закреп- ленными и расширяющимися элементами, изолирующими ротор н обойму от потока горячих газов н образующими каналы для прохода воздуха, охлаждающего эти несущие детали. При охлаждении посадочных мест обоймы воздух движется с поворотом иа 180е н не выбрасывается в проточную часть, а отводится иа вход в сопла I ступени (рис. 2.4), так что его энергия используется при расширении в турбине. В зоне тепло- вой защиты поверхность ротора разделена на небольшие участки продольными раз- резами. Температура ее не превышает 700 К, а нагруженных элементов (гребней дис- ков) — 670 К. Рабочие лопатки I—IV ступеней крепятся двухзубчиковым хвостовиком с тангенциальной заводкой, V ступени — осевым елочным хвостовиком (рис. 2 4). Обой- ма турбины в высокотемпературной зоне и наружный корпус, нагруженный давлением, охлаждаются всем расходом воздуха, подаваемого компрессором [62]. Корпус в ком- 37
прессорной части отливается из модифицированного чугуна, а в турбинной изготов- ляется из стали. Сопловые и рабочие лопатки I ступени выполнены с внутренним воздушным охлаждением (см. рис. 3.21) В наиболее форсированных модификациях организован выпуск охлаждающего воздуха на спинку сопловых лопаток через два ряда отверстий, расположенных на расстоянии 1/4 и 3/4 длины от входной кромки. Введено охлажде- ние сопловых лопаток IГ ступени. Сжигание топлива в камере сгорания производится с помощью одного регистррвэ- го фронтового устройства с форсункой жидкого топлива и кольцевым газораздаю- щнм насадком вокруг нее, которые расположены вверху камеры. Верхняя часть пла- менной трубы образована пятью кольцевыми рядами, состоящими из отдельных сво- бодно подвешенных оребренных плиток прямоугольной формы, изготовленных из стали, содержащей 20 % Сг. Ребра охлаждаются проходящим между ними воздухом, а пло- ская часть плиток, обращенная к пламени, защищается пленкой воздуха, вытекающего из щелей между их рядами. По всей высоте обечаек между ними и наружным корпу- сом установлен цилиндрический экран. Для обеспечения устойчивой работы компрессора в период пуска и останова часть воздуха сбрасывается через три антипомпажных клапана. Перед пуском шейки валов поднимаются в подшипниках маслом, которое подается специальным насосом под дав- лением 12,0 МПа, после чего включается быстроходное (70 об/мин) валоповоротное устройство. После остановов вал ГТУ вращается валоповоротным устройством в те- чение 60 ч. ГТ-150 ЛМЗ. Турбогруппа ГТ-150 [7] представляет собой осесимметричный транс- портабельный блок. Дисковые роторы компрессора и турбины опираются на три под- шипника. Противоточные пламенные трубы камеры сгорания размещаются каждая в своем корпусе вокруг вала ГТУ. Забор воздуха осуществляется через угловой вход- ной патрубок, ке воспринимающий нагрузок от турбогруппы; выход газов — через осе- вой диффузор, в котором восстанавливается энергия выходной скорости, достигающей за последней ступенью турбины 300 м/с. В выхлопной части размещена опора заднего подшипника турбины. Ребра, связывающие ее с корпусом турбогруппы, защищены от воздействия потока газов тонкостенными кожухами н охлаждаются воздухом так, что- бы температура внутренней силовой обечайки, на которую опирается корпус подшип- ника, не превышала 470 К, а радиальные градиенты температуры 50 К- Это обеспечи- вает стабильность формы н геометрического положения опоры и надежную работу подшипника. Общий вид установки показан на рис. 2.1,а. Проточная часть компрессора ГТ-150 образована I—IV ступенями КНД ГТ-100 и девятью ступенями К 50-3 использованными, в частности, в КВД ГТ-100 (см. ниже); на входе в нее установлена трансзвуковая ступень, аналогичная исследованной ранее на модельном компрессоре [79]. Входной направляющий аппарат компрессора выпол- нен поворотным; за V, IX и XII ступенями предусмотрены антипомпажные сбросы и отборы воздуха на охлаждение. Диски ротора, диаметр которых достигает 2 м, рабочие лопатки и сопловые ло- патки I и II ступеней турбины и корпус турбины интенсивно охлаждаются. Температу- ры несущих элементов корпуса изменяются от 650 К на входе до 470—520 К на вы- ходе при радиальных градиентах температур до 50 К. Стабильность .положения сред- ней опоры обеспечивается симметричным, двухсторонним закреплением корпуса вну- треннего подшипника относительно действующих со стороны ротора нагрузок. Упорный подшипник установлен на входе в компрессор вблизи муфты, связывающей валы ГТУ и электрического генератора. Имеющиеся на корпусе турбогруппы горизонтальный и несколько вертикальных разъемов обеспечивают удобный доступ для контроля и ремонта деталей. Корпус опирается на раму в шести точках: две стойки выполнены неподвижными и образуют фикспункт агрегата; четыре, закрепленные на осях, — качающимися, две между ком- прессором .и турбиной и две в районе III—IV ступеней турбины. Размеры и масса блока допускают его транспортировку в собранном виде на же- лезнодорожном транспортере грузоподъемностью 220 т. 38
2.3. МНОГОВАЛЬНЫЕ ГТУ ПРОСТОГО ЦИКЛА ГТУ на базе авиационных двигателей. Энергетические ГТУ, созданные на базе авиационных турбореактивных или турбовентиляторных двигателей, состоят из одного или двух компрессоров, приводимых во вращение связанными с ними турбинами, кото- рые вместе с камерон сгорания, расположенной между компрессором и турбиной вы- сокого давления, являются генератором горячих газов. Газы расширяются в турбине полезной мощности (силовой турбине). Показатели наиболее мощных и совершенных зарубежных ГТУ такого типа приведены в приложении 2. Наиболее- широко (до 1000 однотипных агрегатов) распространены за рубежом установки, созданные на базе ГТД Avon, «Olympus», FT4, которые выпускаются уже в течение 15—20 лет. Использование ГТД позволило перенести в промышленность передовой научно-технический опыт, накопленный в авиации, использовать подготов- ленную технологическую базу и преимущества крупносерийного производства, а также опыт эксплуатации авиационной техники. Специфическими качествами ГТУ, созданных на базе авиационных двигателей, являются очень малые масса и габариты, быстрота запуска (до 1,5 мин до полной нагрузки в установках мощностью 20—25 МВт) при небольшой пусковой мощности и полной автономности, возможность быстрого восстановления при неполадках путем про- стой замены ГТД генератора газа или даже всего агрегата. Недостатки таких ГТУ — более жесткие требования к топливу и эксплуатационному обслуживанию, сложная технология капитальных ремонтов, возможных только в заводских условиях. Исполь- зуемые в энергетических ГТУ двигатели выпускаются специально для промышленного применения Для обеспечения эффективной работы в наземных условиях часть их де- талей либо переконструирована по сравнению с авиационными прототипами, либо изго- товляется по измененной технологии или из других материалов. Параллельно осуществ лились мероприятия по повышению мощности и КПД путем совершенствования турбо машин, увеличения расхода воздуха, степени сжатия и начальной температуры газов и улучшению эксплуатационных качеств: увеличению ресурса деталей, длительности непрерывной работы, ремонтопригодности. В промышленных ГТУ на базе ГТД третьего поколения «Спей», RB211, TF39 и CF6, выполненных с более высокими степенями сжатия и экономичными системами охлаждения, достигнута существенно более высокая экономичность (см. приложение 2). Наиболее мощной из этих ГТУ является установка с генератором газа типа LM5000, созданным фирмой «Дженерал Электрик», с использованием до 70 % деталей турбо- вентиляторного ГТД CF6. Общий вид этой установки показан на рис. 2.5, основные показатели приведены в приложении 2. Вентиляторная ступень ГТД снята и заменена двумя первыми ступенями пятисту- пенчатого КНД со степенью сжатия 2,5. После КНД предусмотрен антипомпажный Рис. 2.5. Общий вид ГТУ IM5000 39
сброс воздуха, открывающийся при пуске н на малых нагрузках. Входная часть кор- пуса КНД выполнена с горизонтальным разъемом, используя который, можно в экс- плуатационных условиях осматривать н заменять лопатки первых трех ступеней. Одно- вальный КВД (14 ступеней) сжимает воздух до 3 МПа. Положение поворотных вход- ного направляющего аппарата и статорных лопаток первых шести ступеней КВД ре- гулируется при пусках и малых нагрузках. Ротор КВД состоит из переднего концевика о диском I ступени, дисков II, X и XIV ступеней, барабанов III—IX и XI—XIII сту- пеней' и заднего концевика с уплотнениями. Лопаткн первых ступеней изготовлены из титановых, последних — из никелевых сплавов. Первые три направляющие аппарата выполнены с внутренними бандажами, рабочие лопатки I ступени также имеют бан- дажную связь посередине высоты. В корпусе КВД имеются горизонтальный разъем и отверстия для осмотра всех ступеней с помощью бороскопа. Камера сгорания — кольцевая с 30 устанавливаемыми извне регистровыми горел- ками. Зона горения спроектирована с повышенными избытками воздуха, для того что- бы снизить дымление, сократить длину факела и уменьшить количество воздуха, не- обходимого для охлаждения пламенной трубы. Начальная температура газов состав- ляет 1423—1453 К- КВД приводится во вращение двухступенчатой ТВД, все лопатки которой охлаж- даются воздухом, отбираемым за VIII и XIV ступенями КВД. В результате комбини- рования заградительного и внутреннего охлаждения температура металла сопл I сту- пени, изготовленных из кобальтового сплава, не превышает 1135 К. Сопла II и рабочие лопаткн обеих ступеней ТВД изготовлены из сплавов на основе никеля и защищены от коррозии покрытиями. Ротрр КВД — ТВД выполнен трехопорным; как обычно, в ГТД используются подшипники качения. Блок КВД — камера сгорания — ТВД использован в таком же виде в ГТУ LM2500, несколько сотен которых уже выпущено для морского флота и промышлен- ности. Некоторые из них проработали иа магистральных газопроводах свыше 40— 50 тыс. ч. t Одноступенчатая ТНД, вращающая КНД через соединительный вал, проходящий внутри вала КВД — ТВД, и работающая с температурой газов на входе 1058 К, спе- циально спроектирована для ГТУ LM5000. Рабочие лопатки ТНД выполнены с бан- дажными полками у вершин. После них установлена спрямляющая лопаточная ре- шетка Общая длина генератора газа (без силовой турбины) 4,47 м, масса 3,9 т. Энергетические ГТУ с агрегатом LM5000 спроектированы и выпускаются несколь- кими фирмами. Они оснащаются трехступенчатой силовой турбиной, ротор и статор которой выполняются охлаждаемыми (температура газов на входе в силовую турбину 938—973 К, давление—до 420 кПа). На корпусе силовой турбины имеется горизон- тальный разъем. Для запуска ГТУ используется воздушная турбина, развивающая мощность 100 кВт, которая вращает вал КВД — ТВД. Продолжительность нормаль- ного пуска до включения электрического генератора в сеть составляет 7, ускоренно- го— 3 мин; нагружение в обоих случаях производится за 1 мин [62, 144]. ГТУ типа GT200. Результатом объединения опыта фирм «Сталь-Лаваль» (Stal- Laval) в области энергетического машиностроения и «Юиайтид Текнолоджиз» (United Tecnologies) в области авиационных двигател*ей явилось создание трехвальной ГТУ, продольный разрез которой показан на рис. 2.1,в. КНД с поворотным входным на- правляющим аппаратом приводится во вращение ТНД. КВД приводится во вращение ТВД. Расчетные степени сжатия в каждом компрессоре равны 4. ТВД и ТНД .одно- ступенчатые. Ротор КНД — ТНД опирается на три подшипника скольжения, а также на небольшой подшипник промежуточного вала, необходимый для обеспечения доста- точных запасов по критическим частотам вращения; соединяющий КНД и ТНД вал проходит внутри вала КВД — ТВД. Ротор КВД — ТВД опирается на два, а двухсту- пенчатый силовой турбины — иа три подшипника. На каждом роторе имеется упорный подшипник, скомбинированный с одним из опорных. Расчетная частота вращения вала ТНД 3600 об/мии, ТВД — 4150 об/мин; силовая турбина может выполняться на 360С 40
или 3000 об/мин. Длина всего турбоагрегата составляет 11 м, наибольший диа- метр — 3,2 м. Лопатки ТВД выполнены с комбинированным пленочным и конвективным охлаж- дением, сопловые — из кобальтового, рабочие — из ' никелевого сплавов. В лопатках ТНД, изготовленных из тех же материалов, применено конвективное охлаждение. Ло- патки.силовой турбины не охлаждаются. Камера сгорания состоит из восьми противоточных пламенных труб, расположен- ных вокруг корпуса турбоагрегата. Она рассчитана на сжигание различных жидких и газообразных (с теплотой сгорания до 3,8 МДж/м3) топлив. В кольцевой первичной зоне каждой пламенной трубы, образованной с помощью внутреннего конуса, имеется восемь горелок. Вместо пламяперекидных труб, которые нарушают структуру потока, применены убирающиеся зажигатели. Пламенные трубы выполнены с пленочным охлаждением стенок через систему зигов (см. рис. 4.14). С торцов пламенных труб имеется доступ для контроля и обслуживания форсунок и горелочных устройств. Пре- дусмотрены возможности ввода через форсунки пара нлн воды для уменьшения эмис- сии окислов азота, инжектирования воды в трех сечениях для промывки КНД, КВД и турбин н подогрев ГТУ при длительных остановах во избежание конденсации влаги и коррозии. Для повышения ремонтопригодности агрегат выполнен из пяти модулей раз- мерами не более 3,4 м н массами: КНД (1 на рис. 2.1,в) — 15 т; КВД (2) —9,1 т; ТВД (3) — 1,9 т; ТНД (4) — 2,3 т; силовой турбины (5) — 15,3 т, которые связаны пе- реходными элементами н расстыковываются по вертикальным разъемам (горизонталь- ные разъемы отсутствуют). Каждый модуль может быть снят для ремонта или замены в условиях эксплуатации в течение недели, а детали горячего тракта заменены на электростанциях без расстыковки модулей. Ниже приведено сравнение расчетных и полученных при стендовых и станционных испытаниях показателей основных элементов ГТУ [118]: Расчет Испытания Показатели, %: КПД КНД................ ........................ 90,6 90,7 КПД КВД . 89,5 90,0 КПД ТВД 86,9 84,6 КПД ТНД............ 87,2 85,8 КПД силовой турбины.................. 92 92 Общий расход воздуха на охлаждение .............. 23,5 24,9 Потери давления в камере сгорания .................. 7,3 6,8 Уровень КПД ТВД и ТНД удовлетворительный при наличии .развитого охлажде- ния. После стендовых испытаний были разработаны мероприятия для повышения его примерно на 2 %. При средней температуре газов 1423—1480 К и максимальной до 1650 К температура металла сопловых лопаток ТВД не превышала 1100 К, металла деталей камеры сгорания— 1145 К. При полной температуре газов перед ротором ТВД 1415—1450 К максимальная температура металла рабочих лопаток составляла 1110 К. Разворот ГТУ при пуске осуществляется сжатым воздухом, который продувается через компрессоры и турбины в течение 120 с. Включение электрического генератора в сеть производится через 4,5 мин после начала пуска, прием нагрузки У=0,9УЙОМ— через 12 мин. Останов ГТУ занимает 7 мин. После останова роторы в течение 24 ч проворачиваются валоповоротными устройствами до полного остывания: силовой вал — с частотой вращения 32 об/мин, валы ТВД и ТНД, которые после останова соединяются, — 54 об/мин. 2.4. ГАЗОТУРБИННАЯ УСТАНОВКА СЛОЖНОГО ЦИКЛА ТИПА ГТ-100 ЛМЗ Газотурбинная установка ГТ-100 выполнена по термодинамическому циклу с про- межуточным охлаждением воздуха *1;ри сжатии н промежуточным подводом теплоты к газам при расширении (см. рис. 1.8,6). По схеме рнс. 2.6 она является двухвальной. 41
КНД и ТНД расположены на одном валу с электрическим генератором и вращаются на всех рабочих режимах с постоянной частотой (3000 об/мии). КВД и ТВД нахо- дятся на свободном валу, частота вращения которого может при работе меняться. Основные показатели ГТУ приведены в табл. 2.1. Усложненные цикл и схема обеспечили повышение в 1,5 раза мощности и сниже- ние на 15% удельного расхода теплоты по сравнению с простым по циклу агрегатом с теми же начальной температурой и расходом воздуха; возможность проектирования оптимальных по быстроходности турбомашин высокого и низкого давления; простоту пуска, который может быть начат с разворота легкого вала высокого давления; воз- можность вибрационной отстройки длинных лопаток. КНД и ТНД, работающих при постоянной частоте вращения. — 1 I — 2 288 А 295~305 К ТНД 0,12 кг/с код 4 5 6 6,45 - 0,45 МПа, 446- 455К 1 t I 0,04 - 0,08 кг/с [11,04-0,07 кг/с ~0,7 кг/с 0,8-0,85 МПа °-7 кг/с' i 1023 К кот |!н I ПОВ 3 кг/с 1,1 МПа 420^ А 6,1 кг/с I 0,.5-0,7 у кг/с \о,1МПа \850-865 К 4-520К t кед г.З-2,5МПа\-~ 525 К IZ-ZO кг/сЧтвД -----„-----\7ggl 4-5 кг/с 8,4 кг/с 13 кг/с 1 кг/с 0,6 кг/с 0,2t> кг/с зг ] 0,5-0,6 кг/с 0,1 МПа. 420-480 кг/с I ¥ J 1 Рис. 2.6. Тепловая схема ГТ-100-ЗМ: 1 — цикловой воздух и продукты сгорания; 2 — топливо; 3— вода; 4—лар; 5 — воздух на охлаж- дение и уплотнения; 6 — отсосы воздуха; 7 — из атмосферы; 8 — в дымовую трубу; 9 — сброс в атмосферу Общий вид турбогруппы установки ГТ-100 приведен на рис. 2.7а и 2.76. Отли- чительиыми особенностями ^той ГТУ являются: расположение обоих валов по одной оси; объединение цилиндров КВД, ТВД и ТНД в одйу конструкцию; расположение подшипника, на который опираются роторы ТВД и ТНД, внутри Kopnycaf в простран- стве, омываемом горячими газами под давлением; двухопорный ротор КВД — ТВД без подшипника в зоне максимального давления; расположение пламенных труб ка- мер сгорания высокого и низкого давления вокруг вала ГТУ. Эти конструктивные особенности обеспечили прямоточность движения воздуха и газов от входа в КВД до выхода из ТНД, позволили выполнить корпус ГТУ в высо- котемпературной зоне симметричным и избежать применения горячих трубопроводов большого диаметра. , Основные размеры и расчетные показатели турбомашин установки ГТ-100 при- ведены в табл. 2.4 [64]. 42
Рис. 2.7а. Разрез находящихся в общем корпусе турбомашин турбоустановки ГТ Л 00 : 1 — КВД; 2 — КСВД; 3—ТВД; 4—КСНД; 5 — ТНД; /-/ — пояс максимальной жесткости цилиндра КСНД; // — монтажный вертикальный разъем; /// — опор- ные лапы
Рис. 2.76. Разрез КНД ГТ-100 Ротор КНД выполнен в виде вала с насадными дисками. Рабочие лопатки уста- новлены в пазы типа «ласточкин хвост». Материал вала и дисков — сталь 34XH3M, рабочих (и направляющих, см. ниже) лопаток — нержавеющая сталь 2X13 и 1X13. Опорами ротора КНД, связаииого с ротором ТНД жеёткой, а с ротором электрогене- ратора — полугибкой муфтами, служат два подшипника. Один из них (со стороны Таблица 2.4. Характеристики турбомашии ГТ-100 Показатель КНД КВД ТВД ТНД > 2 > 2 1 * 2 2 Число ступеней 8 13 3 5 Степень сжатия (расши- 4,3 6,3 3,2 7,6 рения) Изоэитропный теплопере- 147,0 215,6 285,2 464,8 над, кДж/кг Внутренний КПД проточ- 88 86 91,6(89,5). 92,2(88,5) ной части, °/о Давление, МПа 0,10 0,43 0,412 2,6 2,53 0,787 0,768 0,101 Осевая скорость, м/с 170 135 130 90 69 123 91 194 Расход воздуха (газа), 435 435 435 438 кг/с Степень сжатия (расши- 1,18 1,185 1,28 1,11 1,44- 1,51 1,38 1,70 реиия) в ступени Изоэитропный теплопере- 13,7 21,3 22,6 14,3 102,6 103,8 90,0 . 114,3 лад в ступени, кДж/кг Степень реактивности 0,5 0,5 0,334 0,395 0,39 0,50 Максимальная скорость 250 240 150 160 362 348 327 366 газов, м/с Число М 0,75 0,57 0,47 0,35 0,58 0,61 0,52 0,64 Высота рабочей лопатки. 520 190 190 85 100 260 350 650 ым Диаметр у корня, мм 1030 1172 996 1000 1350 Примечания: 1. Вграфе 1 приведены Характеристики на входе (I ступень), в графе 2 — на выход (последняя ступень). 2. КПД проточной части турбин рассчитан по полным давлениям: в скоб»ах— КПД 1 статическому давлению за турбиной. Числа М подсчитаны по скорости в компрессорах н Ci в турбина 44
Рис. 2.8. Разрез и схема охлаж- дения ТВД ГТ-100: Л — ротор ТВД; 2 — обойма ТВД; 3 — .подвод воздуха на охлаждение рото- ра ТВД; 4 — вход газов в. проточную часть; 5 — подвод воздуха на охлаж- дение обоймы и сегментов направля- ющих лопаток ТВД всасывания) расположен в корпу- се компрессора, другой—в общем чугунном корпусе с подшипником электрогенератора, где находятся также механические автоматы без- опасности и валоповоротное уст- ройство. Ротор КНД гибкий, его расчетная критическая частота вращения 1800 об/мин. сварные направляющие аппараты КНД установлены в обойме, отлитой из углеродистой стали. Сварио- литой корпус КНД опирается на че- тыре лапы с фикспунктом со сто- роны всасывающего патрубка. В середине его имеется технологический вертикальный разъем. Трубопровод, по которому воздух отводится от КНД к воздухоохладителям, в месте разделения потока под компрессором связан тремя трубопроводами, на каждом из которых установлен двухседельный аитипомпажный клапан (диаметр седла 0,6 м) с входным воздухопроводом КНД. Компрессорная часть ротора турбомашин высокого давления представляет собой барабан с наружным диаметром 1 м из стали 34ХНЗМ-У. Рабочие лопатки крепятся в кольцевых пазах Т-образными хвостовиками. Турбинная часть ротора (рис. 2.8) •состоит из дистанционной проставки, трех дисков без центральных отверстий диа- метром около 1 м из нержавеющей стали ЭИ802 и концевика с шейкой подшипника и уплотнениями. Она собирается с помощью 16 стяжных болтов диаметром 43 мм из стали ЭИ993Ш. Барабан соединяется с проставкой призонными болтами. Центров- ка отдельных деталей ротора ТВД между собой и передача крутящего момента производятся с помощью радиальных штифтов. Рабочие лопатки турбины (по 64 на каждой ступени) изготовлены из никелевого сплава ЭИ893ВД. Их профильные поверхности обработаны электрохимическим мето- дом. Лопатки крепятся в дисках трехопорным хвостовиком елочного типа и фикси руются стопорными планками. Кольцевые промежутки между лопатками и входной участок ротора под направляющим аппаратом I ступени защищены от потока газов вставками, которые заводятся, как и хвостовики лопаток, в пазы дисков ротора. Зазоры между лопатками и вставками уплотнены специальными пластинками и фольгой. Ротор ТВД охлаждается воздухом, который из объема за КВД входит с торца в щелевые зазоры между хвостовиками защитных вставок и гребнем диска, проте- кает последовательно через щелевые зазоры в хвостовых соединениях рабочих лопаток и вставок всех ступеней, охлаждает их, препятствуя передаче теплоты от газов к телу дисков, и выбрасывается в - выходной диффузор через задний торец ротора. Часть воздуха подмешивается к потоку газов через неплотности между рабочими лопатками и вставками. Масса ротора КВД — ТВД 21,5 т расстояние между опорами 6,6 м; ротор гибкий, его расчетная критическая частота вращения составляет 2400 об/мин. Ротор ТНД (рис. 2.9) состоит из пяти дисков и двух концевых частей, соединен- ных 12 стяжными болтами диаметром 69 мм. Конструкция и материалы основных деталей этого ротора такие же, как и иа ТВД, его наружный диаметр 1300 мм, расстояние между опорами 6 м, масса 29 т. На передней концевой части ротора 45
имеется думмис с уплотнением для уменьшения осевого усилия. Охлаждающий воздух подается в заднее уплотнение ТНД по отдельному трубопроводу. Через осевые от- верстия в дисках он поступает в полость между дисками I и II ступеней в районе- хвостовиков рабочих лопаток. Одна часть этого воздуха охлаждает хвостовое соеди- нение I ступени, двигаясь навстречу потоку газов, и выходит в зазор между направ- ляющими и рабочими лопатками, другая последовательно проходит через щели в хво- стовые соединения рабочих лопаток и вставок II—V ступеней и сбрасывается в вы- ходной диффузор. Наконец, третья часть воздуха через передний концевик проходит в камеру думмиса, протекает через его уплотнение и отводится из корпуса внутрен- него подшипника в атмосферу. Имеющийся в заднем уплотнении ТНД уступ также служит для разгрузки осевого усилия. Рабочие лопатки ТНД (по 64 в каждой ступени; суммарная масса 4,24 т) изго- товлены из: I—III ступеней — сплава ЭИ893ВД, IV ступени — сплава ЭИ607А, V сту- пени— стали ЭП291Ш. Рис. 2.9. Разрез и схема охлаждения ТНД ГТ-100: / — ротор ТНД; 2 — вход газов в проточную часть; 3—5— подвод воздуха иа охлаждение статора соответственно I, И и III ступеней; 6 — цилиндр ТНД; 7 — подвод воздуха на охлаждение рото- ра ТНД; 8— отсос; 9 — протечки через уплотнения; 10— стойки для крепления сопловых сегментов Чтобы демпфировать колебания лопаток и уменьшить возникающие в них дина- мические напряжения, лопатки II—V ступеней вблизи периферии соединены цилиндри- ческими стержнями, образующими вместе с их концами Z-образную связь. На V сту- пени имеется, кроме того, обычная свободная круговая демпферная связь, образован- ная сложенными попарно сегментами проволоки полукруглого сечения. Общий корпус КВД, ТВД и ТНД выполнен с горизонтальным и четырьмя верти- кальными разъемами. Три из них — технологические, а один, расположенный в районе последней ступени ТВД, вскрывается при ремонтах для раздельного осмотра обло- пачивания турбин и камер сгорания высокого и низкого давления. Сварно-литой кор- пус КВД и сварная выхлопная часть (патрубок) ТНД выполнены из углеродистой стали, сварно-литые цилиндры КСВД и КСНД и сварной цилиндр диафрагм ТНД — из хромомолибденовой стали 12МХ. Снаружи на корпусе нанесена изоляция. Цилинд- ры КСВД и КСНД омываются изнутри всем потоком воздуха или газов. Для сни- жения температуры и уменьшения темпа прогрева — охлаждения цилиндра КС IIЛ в последней модификации ГТУ изнутри установлена многослойная изоляция из ме таллической сетки. Общая длина корпуса 12,5 м, в том числе КВД — примерно 2 м; КСВД 3,5 м КСНД 3,35 м; ТНД 1,45 м; выхлопного патрубка 2,2 м. Общий корпус опирается ш фундаментные стойки с помощью 8 симметрично расположенных в четырех пояса: 46
лап. Фикспункт его находится в выхлопной части ТНД, на опорных лапах которой имеются две поперечные шпонки. Положение оси корпуса при расширении, достигаю- щем в районе переднего блока КВД 55 мм, фиксируется с помощью расположенных снизу радиальных шпонок. Направляющие аппараты КВД и ТВД установлены в обоймах (обойма КВД •состоит из двух частей, отлитых из углеродистой стали), ТНД — непосредственно в цилиндре диафрагм. В КВД они выполнены сварными, с наружным и внутренним ободами, в ТВД и ТНД — наборными. Лопатки (от 2 до 5) набираются в сегменты, формирующиеся с помощью внутреннего приклепанного на шипах бандажа к наруж- ного несущего обода с радиальными резами для компенсации температурных рас- ширений. Рис. 2.10. Конструктивная схема блока внутренних подшипников ГТ-100: I — ротор ТНД; 2 — ротор ТВД; 3 — воздух после КВД через дроссельную шайбу; 4 — отвод в атмосферу; 5 — газы после ТВД; 6 — силовой корпус блока внутренних подшипников; 7—отсос масляных паров; 8— воздух после II ступени КНД или от вентилятора; 9—воздух из системы охлаждения ротора ТНД; 10 — масляный корпус Обойма ТВД, цилиндр диафрагм ТНД и сопловые сегменты охлаждаются воз- духом. В обойму ТВД он поступает из объема за КВД и движется по специально выполненным каналам последовательно от ступени к ступени. К цилиндру диафрагм ТНД воздух подводится тремя трубопроводами в полости над направляющими аппаратами I—III ступеней и вытекает из них после охлаждения стоек и ножек сег- ментов в проточную часть. Наиболее ответственным внутренним элементом статора турбогруппы является блок внутренних подшипников (рис. 2.10), который воспринимает и передает через наружный корпус на фундамент весовые и динамические нагрузки от роторов ТВД и ТНД Он состоит из силового корпуса, который омывается горячими газами после ТВД, и расположенного внутри масляного корпуса, свободно подвешенного на лапах в плоскости разъема ГТУ и отцентрованного относительно силового корпуса двумя радиальными шпонками в вертикальной плоскости. Элементами силового корпуса являются 10 радиальных ребер, пересекающих га- зовый тракт в выходной части диффузора за ТВД, н обечайка с фланцами, образую- щая наружную поверхность диффузора Фланец "этой обечайки фиксирует осевое положение силового корпуса блока внутренних подшипников относительно цилиндра КСНД и является опорой пламенных труб К.СНД. Нагрузки от блока передаются через ту же обечайку на опоры, расположенные в плоскости горизонтального разъ- ема Таким путем обеспечивается свобода тепловых расширений блока. Два опорных подшипника обычной конструкции, находящиеся во внутреннем масляном корпусе. 47
работают при давлении, близком к атмосферному. Предотвращение протечек горячих газов осуществляется системой уплотнений, в которые подводится запирающий воз- дух высокого и низкого давления (рис. 2.10), с разгрузкой в атмосферу. Внутренняя сторона силового и наружная сторона масляного корпусов покрыты тепдовой изо- ляцией. В передней части корпуса КВД расположены опорно-упорный подшипник ротора высокого давления, валоповоротное устройство, редуктор и распепная муфта пуско- вой турбины, сама турбина, датчики системы контроля и регулирования частоты вра- щения ТВД. В каждой ступени сгорания' имеются 12 параллельно работающих пламенных труб (рис. 2.7) диаметром 0,44 м в КСВД и 0,54 м в КСНД, изготовленных из спла- ва ЭИ435. Они установлены наклонно к оси агрегата внутри корпуса. Суммарная масса пламенных труб КСВД 0,84 т, КСНД 1,32 т. Каждая труба состоит из гор- ловины, куда вставляется горелочное устройство, нескольких рядов конических обе- чаек, соединенных между собой через гофры, образующие шели для прохода охлаж- дающего воздуха (2 иа рис. 4.9, см. ниже), и выходной части, в которой располо- жены отверстия и насадки смесителей. Пламенные трубы крепятся к внутренним деталям корпуса шарнирными соеди- нениями, расположенными у горловины, и вставляются в патрубки газосборника через демпфирующие цанговые устройства. Эти устройства допускают линейные пе- ремещения пламенных труб в газосборниках, а шарниры — их повороты, необходимые для организации тепловых расширений. Горелочные устройства заводятся извне через имеющиеся в цилиндрах патрубки и крепятся к ним фланцами. Камеры сгорания могут работать на природном газе и жидком топливе. Каждая пламенная труба оснащена своим запальным устройством для зажигания топлива при пуске, работающим иа природном газе или пропане, с электроискровым зажига- телен, и фотодатчиком для контроля наличия факела. Воздухоохладитель ГТУ состоит из двух корпусов, включенных параллельно но воздуху и по воде и расположенных с двух сторон симметрично относительно оси агрегата (см. § 5.3). ГЛАВА ТРЕТЬЯ ТУРБОМАШИНЫ ГТУ 3.1. ТЕЧЕНИЕ ГАЗОВ В ТУРБОМАШИНАХ Турбомашины — турбины и компрессоры — являются основными эле- ментами ГТУ. Назначением турбины является преобразование потен- циальной энергии газа в механическую энергию вращения вала ГТУ. Назначение компрессора — преобразование механической энергии вра- щения вала, которая подводится извне (в частности, от турбины), в по- тенциальную энергию сжатого воздуха. Турбомашины представляют собой агрегаты, в которых совершаются отдельные незамкнутые стадии цикла (сжатие или расширение). Их совершенство характеризуется относительными КПД, с помощью ко- торых действительные процессы сравниваются с эталонными (без по- терь). КПД современных турбин и компрессоров в зависимости от спо- соба их определения [100] и потерь составляют 80—94%. Преобразование энергии в турбомашинах осуществляется с помощью последовательно расположенных вращающихся и неподвижных лопа- точных решеток (венцов), образующих ступени. Лопатки располагают- ся по кольцу и образуют вместе с ограничивающими их торцевыми поверхностями проточную часть. Турбинной ступенью принято называть ряд неподвижных (сопловых) лопаток и следующий за ним по ходу газа 48
ряд вращающихся (рабочих) лопаток; компрессорной ступенью — ряд рабочих и следующий за ним по ходу воздуха ряд направляющих ло- паток. Схемы турбинной и компрессорной ступеней с указанием основ- ных геометрических характеристик в меридиональном сечении показа- ны на рис. 3.1. Цилиндрическое сечение одного ряда лопаток (например, на сред- нем радиусе), развернутое на плоскость, характеризует решетку про- филей и форму межлопаточных каналов, аналогичное сечение двух ря- Рис. 3.1. Схема ступени турбомашины: а -- ступень турбины; б — ступень компрессора; НЛ, РЛ — направляющие н рабочие лопаткн^ О, /, 2— характерные сечення на входе и выходе из решеток; 'V±='VH+'VB—угол раскрытия про- точной части Рис. 3.2. Сечение ступени компрессора: Ь' — длина средней линии профиля (длина канала); 0Л и соответственно ал — входные и выход- ные углы профилей, образованные касательными к их средней линии в передней (входной) и задней (выходной) кромках и фронтом решеток (0, 1 или 2). 4—138 4»
дов, образующих ступень, — элементарную ступень турбомашины. Эти сечения показаны на рис. 3.2 и 3.3. Углы, характеризующие направления скоростей потока (аь «2, Pi и (32), чаще всего не совпадают с геометри- ческими углами профилей. Их различие характеризуется углами атаки /==«ол--«о (г~₽1л—Pi) на входе и отставания 6=р2—р2л на выходе. Для представления кинематики течения в ступени используются тре- угольники скоростей, изображающие в масштабе векторы средней ско- рости потока на входе и выходе из направляющих и рабочих лопаток в абсолютном и относительном движении. Типичные треугольники ско- ростей компрессорной и турбинной ступеней также показаны на рис. 3.2 и 3.3. В первом приближении показатели ступеней считают такими же, как в элементарной ступени, расположенной на среднем радиусе. Для расчета течения в ступенях турбомашин и определения их ха- рактеристик используются следующие основные уравнения [37, 41, 104 и др.]: состояния pv=RT-, сохранения массы (уравнение неразрывности) для установившегося потока 61—G2=const; Cipi.Fi=c2p2F2=const, (3.1) где F — площадь проходного сечения, ‘перпендикулярного скорости с; 1 и 2 — сечения канала по ходу среды; сохранения энергии 9= (i2+c22/2)-(ii+c2i/2)+Z; количества движения (уравнение Эйлера), устанавливающее связь действующих на лопатки сил и скоростей потока. В соответствии с ним для элементарной ступени, через которую проходит масса G рабочей среды, окружная сила, действующая на лопатку в направлении вра- щения, Ри= G (wiu—w2u) = G (с1и—с2и); (3.2). момент силы M=pur=G(rIclu—r2c2u) Gr (ciu—c2u) , (3.3) SO
МОЩНОСТЬ N=Ma=G(ulclu—и2с2и) xGu(clu-ciu); (3.4) удельная (на единицу массы) работа l=N/G = (uiCiu—u2c2u) u(ciu—c2u) (3.5) Вычитание проекций скоростей производится алгебраически, т. е. знак их определяется относительно одного и того же направления окружной скорости (рис. 3.2 л 3.3). В турбинной ступени сила Ри действует в направлении вращения,, а работа, совершаемая ею, положительна. В компрессорной ступени сила Ри действует против вращения, а работа, затраченная на враще- ние колеса, по смыслу уравнения отрицательна. Обычно, однако, работу компрессора также считают положительной и определяют из выра- жения /к= (и2с2и—UiCiu) =и(с2и—Ciu). (3.5а) Используя обычные тригонометрические соотношения в треуголь- никах скоростей (2«iC]tt=c]2+wi2—Wj2; 2и2с2и==с22-ри22—w22), полу- чаем ZT= (с,2—с22) /2+ (w22-w,2) /2+ W—u22) /2; (3.6) ZK= (с22_С(2)/2+ (Ш12_гИ22)/2+ (u22_Ui2)/2. (3.6а) Сила, действующая на лопатку в осевом направлении, зависит так- же от разности давлений на входе и выходе из решетки: ,Pz=G(Wiz—w2z) + (pi—p2)t. (3.7) Действующие на лопатку силы можно найти также с помощью урав- нения Н. Е. Жуковского, в соответствии с которым, теоретическая подъ- емная сила = = = (3.8). 2 И>Ср О 2 где Г = w cos (гул) dx = t (wiu — w2u) — циркуляция скорости, здесь х — направление обхода контрольного пространства, которому в элемен- тарной ступени соответствует произвольная замкнутая кривая, окру- жающая профиль (рис. 3.2); Сут=2 ------------—— —теоретический шСр b коэффициент подъемной силы. При наличии потерь (лобового сопротивления) возникает направ- ленная по потоку сила Px = Cxf^b, (3.9) где Сх—коэффициент лобового сопротивления. Подъемная сила вслед- ствие этого уменьшается: Ру = Су<?^-Ь, (3.10) где Cy<zCVt — коэффициент подъемной силы. Отношение СУ1СХ называют качеством профиля, отношение CxjCv^ характеризующее потери,— обратным качеством. 4* 51
Важным достоинством формул Эйлера и Жуковского является то, что с их помощью действующие на лопатки силы можно определить, не прибегая к интегрированию по контуру профиля давлений, распределе- ние которых носит сложный характер (см. ниже). Закономерности движения’газообразной среды применительно к тур- бомашинам подробно излагаются в специальной литературе [21, 37, 95, 100, 104]. Ниже они рассматриваются в объеме, минимально необ- ходимом для понимания н критической оценки явлений, возникающих при работе газотурбинных установок. Из (1.4) при условии q=l=0 для изоэнтропных процессов следует, что * 2cpT0[l-(pJpe)k ]+с’. (3.11) Изменяя скорости газа, характерные для турбомашин ГТУ, вызывают суще- ственные изменения плотности, которые тем больше, чем выше число М, представ- ляющее собой отношение скорости потока с к скорости звука а: —(Ф/Р) / (defс) = (с/а)2—М?. (3.12) Скорость звука (скорость распространения малых возмущений в газовой среде), м/с а = Vdp/df = VkRT. (3.13) Для воздуха а 20,OW, для гелия 58,7 Vz, для С02 15,7 Vt. Параметры, которые достигаются при ускорении заторможенного потока до ско- рости звука, называются критическими. Критическая скорость Дкр VrT*2k/(k-\-\Y, (3.14) ля воздуха Дкр 18,зКг*. Отношение Л—с/окг называется приведенной скоростью; вместе с газодинамиче- скими функциями, для которых составлены подробные таблицы [21 и др.], оно ис- пользуется для установления связи между параметрами потока и торможения: Т/7*=1—12(Л—1)/(Н-1); (3.15) при изоэнтропном (s=const) течении p/p* = [l-X«(fe- l)/(fe+l)]ft/(ft-1); (3.16) р/р* = [1— IJ/fc + l]’7^-1’. (3.17) Относительный приведенный расход (плотность потока массы) C,VT If gVT\ Zfe_ 1) / k— 1 Xl/(fe—1) q(X)^^LL/= — Ч*-ГГТХ2 - <3-18) P I \ P / макс \ 2 / \ k J- ’ / При X=l,0 критические значения соответствующих величин для воздуха равны1 р/р* = 0,5283, 7/7* = 0,8333, р/р*=0,6339, р(Х)=1,0, GMaKC = 2,1457' /р*р*- Для несжимаемой жидкости Р*—р=ДрдИН=рс2/2. (3.19) Использование этого выражения для газа связано с погрешностями, значения кото- рых Йр= [(р*—р)—рс2/2] /рс2/2 составляют (371: М.................... 0,1 0,3 0,5 0,8 1,0 8р. 100, »/0 ........ 0,25 2,25 6,2 17,3 27,5 Из (3.1) и (3.12) следует, что изменения скоростей -и площадей проходных сечений каналов связаны выражением d.F/F= (М2— 1) de/с. (3.20) 52 *
Рис. 3.4. Профили скоростей у стенки лопатки: с—с/ Со — относительная скорость; со — скорость в ядре потока: у — расстояние по нормали к стенке; л — ламинарный пограничный слой; т—-турбулентный; у л н yv — нх толщины; ул' — ламинарный подслой Рис. 3.5. Изображение процессов в сопле (а) и диффузоре (б) в «.s-диаграмме В дозвуковых (М<1) потоках плотность изменяется медленнее, чем скорость: dp/p<Zdc/c, вследствие этого сопла, в которых газ ускоря- ется со снижением давления, должны быть сужающимися в направле- нии движения, а диффузоры, в которых газ замедляется с повышением давления,—расширяющимися. При сверхзвуковых скоростях dp/vp>dc/c и сопла должны быть расширяющимися, а диффузоры сужающимися. Сопла и диффузоры в проточной части турбомашин» образуются криволинейными поверхностями лопаток, а плавное изме- нение скорости обеспечивается соответствующим профилированием ло- паток, выбором угла их установки, хорды и шага. Связь давлений и скоростей потока (3.11) справедлива для абсо- лютного и относительного движений. Однако переход от одной системы координат к другой связан с производством или потреблением работы вращающимся рабочим колесом. Вследствие этого скорости в абсолют- ном движении в ступени, состоящей из венца вращающихся и венца неподвижных каналов’, могут возрастать при одновременном повышении давления или снижаться при его снижении. Выше рабочая среда турбомашнн рассматривалась как идеальная (невязкая) жидкость. Это строго справедливо для большей ее части (свободного потока), протекающей на некотором удалении от органи- зующих поток поверхностей. Вблизи поверхностей, в частности лопаток, существует тонкий пограничный слой, в котором действуют касательные силы x=\i(dc/dy), возникающие вследствие вязкости жидкости (ц — динамическая вязкость, Па-с, dc/dy— изменение скорости в направле- нии, перпендикулярном направлению движения). Этн силы вызывают полное торможение прилегающего к обтекаемой поверхности слоя жид кости. Профили скоростей в пограничном слое, толщина которого может составлять ((0,01-^0,001) Ь, где b—хорда профиля, показаны на рис. 3.4. Степень влияния на поток сил вязкости т~р(с/6) оценивается их сравнением с силами инерции р~рс2, которое дается безразмерным критерием Рейнольдса Re=pcfc/p,~ р/т. Прн небольших числах Re течение носит ламинарный характер: все струи (слои) движутся регулярно, а возмущения, вносимые в поток 53
или возникающие в нем, затухают. При увеличении скоростей и чисел Re до некоторого критического значения течение становится турбулент- ным; возникают поперечные перемещения, вихри и пульсации потока,, вызывающие интенсивное перемешивание. Степень турбулентности по- тока количественно оценивается отношением среднеквадратичной пуль- сационной скорости к скорости потока ь=с'/с, называемым иногда чис- лом Кармана. В общем случае с' = р4!^/)2-]-(с/)2 -Н^г'Л/З , где с'х, с'у и с'z—пульсационные скорости в направлениях осей х, у и z. В реальных условиях, встречающихся в турбинах ГТУ, степень турбу- лентности составляет обычно 4—12% [24]. Турбулентность возникает не только в свободном потоке, но и в по- граничном слое. Обычно на начальном участке обтекания (например, вблизи входной кромки лопаткн) пограничный слой является ламинар- ным. При дальнейшем движении жидкости вдоль поверхности на неко- тором расстоянии хп от входной кромки происходит переход от лами- нарного пограничного слоя к турбулентному. Турбулентные пульсации не проникают к самой стенке, вблизи которой сохраняется тонкий под- слой с ламинарным течением. Перемешивание в турбулентных потоках резко интенсифицирует процессы тепло- и массопереноса. Переход к турбулентному течению в свободном потоке вызывает увеличение сопротивления жидкости дви- жению: коэффициент потерь возрастает, а силы сопротивления стано- вятся пропорциональными квадрату скорости. Поскольку так же зави- сят от скорости инерционные силы, характеристики турбулентных пото- ков перестают зависеть от числа Re. Действительные процессы в решетках турбомашин протекают не при постоянной энтропии, а с потерями. В результате часть кинетической * энергии переходит в теплоту, вызывая повышение температуры рабо- чей среды, а скорости на выходе из сопл или диффузоров оказываются при том же отношении давлений более низкими. Энтропия рабочей сре- ды растет. Процессы расширения и сжатия с потерями изображены в I, s-RHa- грамме на рис. 3.5 [21]. Точка О1 соответствует полным параметрам в начале 'процесса, точка 1 — окончанию процесса расширения - (рис. 3.5,а) или началу процесса сжатия (рис. 3.5,6), точка 2—оконча- нию процесса сжатия. Потери A/z характеризуются коэффициентом по- терь энергии (hs—h)/hs=^h/hs, а КПД r\=h/hs=\—Здесь hs— располагаемый (при течении без потерь), h—использованный теплопе- репад. В компрессорных решетках коэффициент потерь обычно [100J определяют как g'=Ap*/(pc2i/2), где Ap*=p*i—р*2. Потери Др*/р=цДр* измеряются в единицах работы и эквивалентны на рис. 3.5,6 отрезку А//»А/г. Вследствие этого В турбинных решетках для характеристики потерь используют ко- эффициенты скорости: в каналах направляющих лопаток <f>=Ci/cis, в каналах рабочих лопаток ф=ге>2/«£’2з- Здесь Ci и w2— действительные скорости, <?is н — теоретические при течении без потерь скорости, рассчитанные по (3.11). Они связаны с. коэффициентом потерь выраже- нием <р (ф) = VI — С [41]; КПД турбинной решетки т;« <р2 (<]/). Потери в компрессорных решетках традиционно характеризуются обратным качеством профиля ц=Сх/Су (см. выше); КПД компрессор- ной решетки ц=_( l+p tgp)/(l—pdg р), где P=(₽i-H₽2)/2 — угол средневекторной скорости (&у, -j- &у2)/2. Профильные потери при обтекании лопаток вызваны явлениями, происходящими в пристенном пограничном слое и вблизи выходных 54
кромок. Их разделяют на потери трения и кромочные потери: ?ПР= =^тр+?кр. Возникающие вследствие трения о поверхность лопаток по- тери примерно пропорциональны квадрату скорости и зависят от режи- ма течения в пограничном слое. При ламинарном течении они меньше, чем при турбулентном. Развитие пограничного слоя в лопаточных каналах зависит от аэро- динамического совершенства профилей (их очертаний, формы входной н выходной кромок, относительной толщины, шероховатости), углов изгиба профилей и их установки в решетках, относительного шага, режима обтекания, который определяется прежде всего углом атаки, а также гидродинамических критериев: чисел М=с/а и Re=cfe/v. Этими факторами обусловлены распределение скоростей и давлений в канале и их изменение в направлении движения, а также особенности течения: Образование вихрей у торне- Рис. 3.8. вых поверхностей в турбинной ступени Рис. 3.7. Образование и срыв погра- ничного слоя на турбинных лопатках точка перехода ламинарного пограничного слоя в турбулентный, появле- ние звуковых скоростей и т. д. Характерное распределение давлений p=(Pi—Pi)/(piC2i/2) на турбинном профиле и в канале показано на рис. 3.6 [104]. Местное повышение давлений вблизи выходной кромки со стороны спинки наблюдается в большинстве турбинных и во всех компрессорных решетках. На этих участках движение газа, теряющего кинетическую энергию в пограничном слое, осуществляется за счет энергии соседних слоев, скорость которых вследствие этого снижается; происходит набухание пограничного слоя. Действующие навстречу силы давления могут привести к изменению направления потока; его отрыву 55
от поверхности профиля и образованию вихрей (рис. 3.7) [104], что- сопровождается значительным ростом потерь. Турбулентный пограничный слой более устойчив к обратным гради- ентам давления, его отрыв происходит позже и охватывает меньшую часть обтекаемой поверхности. Вследствие этсйо потери, связанные с отрывом пограничного слоя, при его турбулизации меньше. Поверхность лопаток не является ровной, а состоит из чередующих- ся выступов и впадин. Когда высота выступов значительно меньше толщины ламинарного подслоя, они не оказывают влияния на харак- тер течения. Удовлетворяющие этому требованию поверхности называ- ют аэродинамически гладкими. Увеличение шероховатости до уровня,, сравнимого с толщиной ламинарного подслоя или превышающего ее, приводит к увеличению потерь. Смещение точки перехода к входной кромке и отрыв потока на спинке профиля (рис. 3.7) усиливают влияние шероховатости на потери [5, 109], особенно при замедленном течении. Стекающий с выходных кромок с разными скоростями поток испы- тывает внезапное расширение. В нем образуются вихри, создающие кромочный след с пониженной средней скоростью в направлении дви- жения и несколько отличающимися углами течения. Размывание кро- мочных следов и выравнивание потока 'происходит за счет снижения средней скорости и связано с потерями. Эти потери тем меньше, чем меньше относительная толщина кромок. Они зависят также от развития пограничного слоя на выходной части профиля. При возникновении в каналах местных скоростей звука и появлении скачков уплотнения профильные потери возрастают. Разность давлений на вогнутой и выпуклой стенках канала являет- ся причиной перетеканий среды, направленных поперек осн канала и возникающих у концов лопаток, где поток тормозится в пограничном слое у торцевых стенок. Отток газов От вогнутой поверхности компенси руется подсосом из ядра потока (рис. 3.8) [37], а вблизи обеих тор цевых стенок образуются вращающиеся в противоположных направле ннях парные вихри [21]. Вторичные течения у концов лопаток, а такж< трение о торцевые стенки являются причинами концевых (вторичных] потерь энергии и местных изменений углов выхода потока из решеток В каналах с относительно длинными лопатками (l/bZ> 1,5) структур; потока вне зоны концевых явлений не изменяется. Доля газа, не испы тывающего их влияния, и, следовательно, коэффициент концевых по терь (их отношение к располагаемой работе) зависят от высоты лопат ки. При малых относительных высотах (//6<1, /<40-;-50 мм) вторич ные течения распространяются на всю высоту канала, а коэффициен концевых потерь резко возрастает. При наличии открытого радиального зазора у конца лопатки пере текания в нем вызывают дополнительные потерн энергии. Двнжущаяс через зазор часть газа просто не работает в ступени. Вследствие ра; ных давлений на сторонах профиля возникают поперечные течения в зг зоре и образуются вихри на спинке лопатки (рис. 3.8). Перетекани уменьшают также разницу давлений у конца лопатки и действующие н нее аэродинамические силы. Внесение в проточную часть конструктивных элементов, не связаг ных с процессом в ступени, но возмущающих поток (стойки, демпфе} ные связи), является источником дополнительных потерь энергии. Для оценки эффективности преобразования энергии в ступенях многоступенчатых турбомашинах важное значение имеют кинематиь потока (форма треугольников скоростей), значений и степень нспольз- вания выходной скорости, с которыми связана иногда основная час' 56
потерь. Чтобы полностью характеризовать кинематику, необходимо за- дать три независимых параметра. В теории турбомашин и прн расчетах широко применяются величины: отношение осевой составляющей скорости к окружной, называемое коэффициентом расхода Ф—cz/u; (3.21) отношение разности окружных, проекций скоростей потока,к окруж- ной скорости (коэффициент циркуляции) |Л= (Сщ C2U) /и=\си/'u — lu/u2!, (3.22) которое представляет собой также в соответствии с уравнением Эйлера отношение работы на окружности колеса к квадрату окружной скорос- ти потока и называется коэффициентом нагрузки в турбинных и коэф- фициентом теоретического напора в компрессорных ступенях; степень реактивности, характеризующая часть работы, которая со- вершается в ступени за счет преобразования энергии в рабочем колесе, р=Zp//=AZsp/ (Ats). (3.23) •Степень реактивности можно определить также через скорости потока: р-— (Wju-1“Щ2и) / (2и) —Wcpu/U— 1 —Сери/ При р=0 wcpk=0, wi=w2 (активная турбинная'1 ступень); прн р=0,5 Wcpu=Ccpu=0,5, треугольники скоростей симметричны, т. е. C1—W2 и c2=wp, при р=1, как в некоторых компрессорных ступенях, Ссри=0, С\—С2. Из простых геометрических соотношений и уравнения Эйлера (3.4), (3.5) следует, что при течении несжимаемой жидкости и сохранении формы (подобия) треугольников скоростей в одной и той же, одинако- вых или геометрически подобных ступенях и турбомашинах расход по- тока пропорционален первой степени, работа — квадрату, а мощность— кубу окружной скорости: V~n, И.~п2, N~n3. Прн течении сжимаемой вязкой жидкости, какой в общем случае является рабочая среда турбо- машин ГТУ, подобие треугольников скоростей является необходимым, но не достаточным условием подобия режимов. Считается [37, 93, 100], что при работе на идеальных газах поля параметров и основные харак- теристики геометрически одинаковых нли подобных турбомашин—от- ношения давлений, температур и плотностей потока в любых точках Р1/Р2, Ti/T2, р(/р2, приведенная мощность. Nt/ip^RT), внутренние КПД—являются при одинаковых условиях входа (неравномерности скоростей, турбулентности набегающего потока) в общем случае функ- циями-пяти основных критериев подобия: чисел Рейнольдса Re и Прандтля Рг, показателя адиабаты Л и чисел Маха М в абсолютном (Мс) и переносном (вращательном; Ми) движении. В задачах, обычных для стационарных ГТУ, числа- k н Rr изменя- ются мало, а числа Re настолько велики, что их изменение не влияет на потери в потоке. Вследствие этого режимы с достаточной для практики точностью можно считать подобными при одинаковых значениях М, —G У Т/р и М„ — n/VT. В реальных ступенях турбомашин поток носит пространственный ха- рактер. Окружная скорость и параметры потока изменяются по длине лопаток (радиусу проточной части). Если не учитывать этих изменений, при значительной длине лопаток различные по высоте сечения будут обтекаться потоком с неоптимальнымн углами атаки, поток будет от- жиматься к периферии рабочего колеса, а у корня могут возникнуть 57
диффузорные течения, сопровождающиеся отрывом, которые могут су- щественно снизить КПД даже при умеренных D/1, равных (5—8). Для того чтобы параметры, скорости и углы потока в каждом сече- нии канала были близкими к оптимальным, они должны закономерно изменяться по высоте лопаток. Это достигается соответствующим профи- лированием, т. е. изменением углов.и формы профилей по высоте лопа- ток. В основу профилирования могут быть положены принципиальные- положения, такие как, например, радиальное равновесие потока в осе- вом зазоре под действием центробежных сил и сил давления, которое выражается дифференциальным уравнением dp/dr^p&ulr (3.24) или после интегрирования — условием постоянства момента скорости. cur=const. (3.25) Если это условие выполняется для входа и выхода потока из рабочего колеса, оно означает также постоянство (равенство) работы, получае- мой или отдаваемой в элементарных ступенях, расположенных на раз- личных радиусах, т. е. г(с\и—C2«)=const. В спрофилированной таким образом ступени постоянной циркуляции осевая скорость потока на вы- ходе при изоэнтропном течении тйкже оказывается постоянной. Другим принципиальным условием профилирования, обеспечиваю- щим отсутствие радиальных перетеканий в осевом зазоре, может быть постоянство (равенство) массовых осевых скоростей до и после рабоче- го колеса в элементарных ступенях, расположенных на различных ра- диусах: pcz=const. (3.26) Во многих случаях согласование углов потока и лопаток в различ- ных по высоте сечениях достигается с учетом конструктивных и техно- логических соображений путем профилирования нх так, что сдг'’'—const, (3.27) где в общем случае —1</п<1 [41, 100]. КПД рационально спроектированных ступеней при различных усло- виях профилирования оказывается примерно одинаковым [15]. 3.2. ТЕПЛОВОЙ ПРОЦЕСС И ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИН Работа и потери в турбинной ступени. При заданной окружной ско рости работа или использованный теплоперепад характеризуют газоди намическую нагруженность ступени турбины. Для выражения ее исполь зуют отношение и/с0=и/|/2/^и/Г2Дк, (3.28 где Со—условная скорость, рассчитанная по изоэнтропному теплопере паду в ступени, или коэффициент циркуляции (нагрузки) ц=Лси/ц=/и/и2. Поскольку /„^ZsT]T, ц«-Пт/[2(«/со)2]. Здесь КПД ступени т)т рассчита по тому же теплоперепаду, что и Со- Кинематика потока и характеристики турбинной ступени сущее венно зависят от степени реактивности. В активных (р=0) ступенг расширение полностью осуществляется в соплах, а в примерно постоя ных по сечению каналах рабочих лопаток происходит только повор' потока ₽i«₽2 (рис. 3.9,а). В ступенях со степенью реактивное 58
Р=0,5 теплоперепад равномерно распределяется на сопловые и рабочие решетки (ai«p2, Pi~«2, рис. 3.9,6), каналы которых также выполня- ются сужающимися. Потери, зависящие в основном от углов поворота потока и степени конфузорности каналов, в активных решетках выше, чем в реактивных. Кроме этих потерь КПД ступени существенно зависит от направления н значения выходной скорости. Минимальным потерям с выходной ско- ростью в активных и реактивных ступенях соответствуют различные Рис. 3.9. Треугольники скоростей турбинных ступеней: а — активной. о=0; б — реактивной, 0=0.5 Рис. 3.10. Снижение КПД и пропускной способ- ности турбины в зависимости от шероховатости лопаток: 1 — сопловая решетка; 2 — рабочая решетка; 3 — нзме- иение_КПД (йп): 4 — изменение пропускной способнос- ти (6G) четырехступенчатой турбины соотношения углов и скоростей. В оптимально спроектированных актив- ных ступенях характеристическое отношение и/с0 ниже, а коэффициент нагрузки 1и/и2 соответственно выше, чем в реактивных: Ступени и/с0 (ц/и= Активная . . ......... ..........0,45^-0,5 £—2,2 Реактивная.......................0,6—0,65 1—1,3 Это означает, что в активных ступенях тот же теплоперепад может быть сработан при меньшей окружной скорости, чем в реактивных, а при той же окружной скорости теплоперепад в активных ступенях мо- жет быть больше. Однако повышение газодинамической нагруженностн и углов поворота потока в каналах рабочих лопаток ухудшает КПД ступени даже в тех случаях, когда выходная скорость используется. Наилучшие сочетания аэродинамических, прочностных и технико- экономических показателей обеспечиваются в ступенях, спроектирован- ных на окружные скорости нср=300-^-350 м/с и теплоперепады Ais= 120^-200 кДж/кг, со степенью реактивности р=0,2-*-0,5 (послед- няя цифра относится к относительно длинным лопаткам) и коэффици- ентами нагрузки на среднем радиусе р=1,3-5-1,5 [15, 41]. В одновальных энергетических ГТУ, если они выполняются на ту же частоту вращения, что и электрический генератор (3000 об/мин), _для получения оптимальных размеров проточной части при умеренных (ме- нее 200—250 кг/с) расходах газов приходится выбирать окружные ско- рости в пределах 250—280 м/с, а теплоперепады на ступень — 804- 120 кДж/кг. Коэффициенты скорости и коэффициенты профильных потерь в до- звуковых турбинных решетках при относительном шаге t—t/b, близком ж оптимальному (для сопловых решеток ?=0,6-Д),95, для рабочих t— 59
=0,5-ь-О,8 [15]), изменяются в зависимости от конфузорности канала (отношения площадей на входе и выходе из решетки К) и углов пово- рота (Да, Др) в следующих крайних пределах [100]: Да, Дй, град . . . 70 100 120 130 К . >1,5 1,1 >1,5 1,1 1,1 >1,5 tW- . . . 0,983 0,975 0,980 0,968 0,958 0,970 Sop . . 0,034 0,059 0,040 0,064 0,084 0,059 ?ТР 0,015 0,036 0,018 0,046 0,061 0.02& Такой или близкий уровень потерь достижим при использовании совершенных профилей с аэродинамически гладкой поверхностью, спро- ектированных на основе имеющегося опыта и научных знаний на режи- мы течения при числах Re>3-105. Искажение размеров и формы про- филей или межлопаточных каналов, повышение шероховатости поверх- ности лопаток, обтекание их потоком с большими углами атаки могут привести к значительному снижению КПД. Так, например, влияние ше- роховатости (отношение высоты выступов к хорде ks/b) на КПД тур- бинных решеток, а также на КПД и массовый расход через четырех- ступенчатую,турбину при постоянных теплоперепаде и частоте вращения показано на рис. 3.10 [5]. Значения вторичных потерь в зависимости от l/а, где a=/sin₽2X Xf/sinaj)—ширина канала, приблизительно равны: 1/а...................... 1 6 10 ?8T...................... 0,035—0,07 0,01—0,02 0,005—0,01 £ВТ/СП................... 2—5.5 0,35—0,55 0,2—0,3 Обычно они близки к меньшим из приведенных цифр и становятся созимеримымн с профильными потерями прн Z/a<3-?-4. При отсутствии бандажа у концов лопаток увеличение радиального зазора бг// на 1% в сопловых илн рабочих решетках приводит к сни- жению КПД ступени на 1,5—2,5% [93], а при одновременном измене- нии зазоров в обеих решетках — на 3—5%. Еще большее влияние воз- можно в ступенях с небольшими углами выхода потока и значительным изменением реактивности от корня к периферии. Устройство гладких, без уплотнительных усиков бандажей не влияет на потери [15]. При наличии на бандаже z уплотнительных усиков зазор определя- ется по их вершинам, а потери снижаются пропорционально ]/г с уче- том коэффициента расхода, зависящего от конструкции уплотнения [15, 95]. Если направляющий аппарат выполнен с диафрагмой и уплот- няется на малом радиусе, потери от перетеканий в зазоре могут быть сведены до пренебрежимо малого значения. Установка в лопаточных решетках демпферных проволок диаметром вызывает дополнительные потери, пропорциональные квадрату ско- рости обтекающего их потока (ci нли и коэффициенту загромож- дения сечения k^dnJL Прн й=1% коэффициент потерь в зависимости от отношения w22/c2o (^21/<72о) составляет £д=0,5-^-0,8 [41]. Обычная для газовых турбин радиальная неравномерность темпера- тур на входе в проточную часть не приводит к снижению КПД. Вслед- ствие окружной неравномерности расход газов через турбину несколько возрастает, а КПД — снижается. В [1] показано, что при неравномер- ности (Тмакс.мин — 7’ср)/(Д7'кс) =±о,4 происходят изменения расхода AG/G=(l-5-2) %, КПД Лц/ц=—(1-г—1,5) % при степенях расширения в ступени от 1,5 до 3,5. КПД турбинных ступеней зависит также от осевого зазора между венцами, перекрыш, углов раскрытия проточной части в мерндиоваль- 60
ном сечении. Построенная по экспериментальным данным [161] зависи- мость подсчитанных по полным давлениям КПД оптимально спроекти- рованных турбинных ступеней от р, и ф=сг/ы показана на рис. 3.11,а. Изменение КПД при постоянном коэффициенте нагрузки в зависи- мости от ф объясняется деформацией треугольников скоростей. В зоне, где ф меньше оптимального ф0Пт, преобладающее влияние на КПД ока- зывает уменьшение угла поворота потока в рабочем колесе прн повыше- нии осевых составляющих скоростей. При ф>ф0Пт преобладает рост потерь из-за увеличения скоростей потока без увеличения работы [1, 41]. Рис. 3.11. Зависимость КПД от коэффициентов нагрузки и расхода: а — неохлаждаемые лопатки с £>B/DH<0,85, £>cp/Z<12; б — охлаждаемые лопатки первых ступеней с £>в/£>я> >0,85, £>cp/Z>12 Рис. 3.12. Работа и снижение полной температуры на. входе в рабочие лопатки в за- висимости от окружной скорости и нагруженности турбинной ступени Особенности высокотемпературных ступеней. В настоящее время в газовых турбинах достигнуты начальные температуры газов, при ко- торых надежная длительная работа конструкционных материалов не- возможна без охлаждения. Охлаждение рабочих лопаток связано с су- щественно большими трудностями, чем направляющих. Их температур- ное состояние определяется полной температурой газов в каналах [41]: - V- ( .2, 1W.* - 4.3- 10-V [(0,9 нн 1,0) нН- 1]. Ю1 2ср \Д+с2а/С1<, / Изменение разности &T*wi = T*0—T*wl и значений срабатываемого в ступени теплоперепада в зависимости от окружной скорости и коэф- фициента нагрузки р, показано на рис. 3.12. Увеличение окружной скорости для повышения начальной темпера- туры газов при заданной и температуре металла рабочих лопаток и сохранении постоянных напряжений в лопатках возможно при одно- временном увеличении втулочного отношения О=ДВ/ДН и уменьшении удлинения лопаток 1/Ь. В определенных пределах оно целесообразно и позволяет повысить мощность и КПД ГТУ, хотя такое изменение гео- метрических характеристик ступени сопровождается увеличением отно- сительных радиальных зазоров и осевых скоростей и вызывает сниже- ние КПД .турбины. При срабатывании /=20СМ-220 кДж/кг КПД одно- ступенчатой турбины на 3% ниже, чем двухступенчатой, и примерно на 4% ниже, чем трехступенчатой; переход от двух ступеней к одной по- 61
зволяет повысить начальную температуру газов на 70—80 К, увеличить мощность ГТУ на 15% [97]. Выбор максимально возможных коэффи- циентов нагрузки (в корневые сечениях до ц—2-^-2,2) также облегчает условия работы лопаток. Дальнейшее увеличение нагруженное™ связа- но с заметным ростом потерь [41]. Изменения температуры охлаждаемой рабочей лопатки при измене- ниях температуры газов и эффективности охлаждения 0— — (T*wl—Tn)/(T*W\—7„), где Тв — температура охлаждающего возду- ха, связаны выражением Д Гл= (1—0) Д7*ш1— (7*wl—7В) де. Без охлаждения 0=Д0=О, Д7’л=Д7'*ц)1. Если при наличии охлаждения •0=const, ДТ*ш1>Д7’л=(1—0)Д7’*И,1- Различие между Д7Л и \T*wX тем больше, чем выше эффективность охлаждения. Охлаждение лопаток связано с появлением дополнительных потерь, зависящих от конструкции лопаток, схемы охлаждения и расхода охлаждаемого воздуха [1, 40, 142]. Чтобы разместить внутри лопатки каналы для охлаждающего воз- духа, приходится увеличивать толщину входных и выходных кромок, а также относительную толщину профиля. Стремление сработать в I сту- пени максимальный теплоперепад и уменьшить таким образом количе- ство охлаждаемых венцов заставляет повышать коэффициент нагрузки и снижать отношение и/с0, идти на сверхзвуковые скорости в каналах сопловых и трансзвуковые в каналах рабочих лопаток, применять силь- но изогнутые профили. При повышении окружных скоростей устройство бандажных поло! на рабочих лопатках для уплотнения радиального зазора оказываете! невозможным по условиям прочности. Без демпфирования, которое со здается такими полками, для обеспечения вибрационной надежност] иногда приходится дополнительно увеличивать толщину профилей. Вс эти изменения особенно сильно влияют на КПД лопаток с небольшим удлинениями 1/-Ь и абсолютными значениями высоты, характерным для I ступени. Отвод теплоты от рабочей среды в процессе расширения, а так» снижение средней температуры при смешении газа и выпускаемого проточную часть воздуха приводят к уменьшению располагаемой раб< ты расширения. Вследствие отвода теплоты qOxn идеальный (без потерь) проце расширения протекал бы ио политропе с показателем n>k, (II" i рис. 1.1), а располагаемая работа расширения определялась бы из в ражения Д)—- Is — И^охл^— где т)р — коэффициент располагаемой работы. Зависимость коэффициента уменьшения работы из-за охлаждет % от степени расширения, полученная Д. И. Марйевым, показана рис. 3.13. В современных турбинах с воздушным охлаждением да при нагревании воздуха на выходе из ступени до температуры га (1—цр) • 100^0,24-0,25% на каждый процент расхода охлаждают воздуха, а в реальных условиях цР— (1—хдОхл/Г) >0,99. В высокот пературных турбинах с интенсивно охлаждаемыми (например, вод поверхностями цр—0,954-0,97. Располагаемые мощность и работа турбины с подмешивав охлаждающего воздуха в основной поток газов <62
zo=4' + i (GiB4)U; 1=1 1=1 No' подсчитывается в эталонном, обычно изоэнтропном процессе по рас- ходу и температуре газов на входе в турбину, a NB — по расходу и температуре каждого потока охлаждающего воздуха' и степени расши- рения, определенной по давлению в месте ввода воздуха в проточную часть и давлению за турбиной [60]. Для того чтобы учесть потери в цикле ГТУ, при расчетах Nob принимают также начальное давление в Рис. 3.13. Изменение располагаемой работы в про- цессах расширения с отводом, теплоты Рис. 3.14. Снижение КПД ступени при выпуске воз- духа через выходные кромки сопловых лопаток месте отбора охлаждающего воздуха или на входе его в турбину [1]. Поскольку определение КПД общепринятыми в настоящее время спо- собами связано с рядом условностей, часто принимают No=No', а т]т= =Nit/No'. Определенный таким образом КПД удобен для расчетов. Конечно, характеризуя им совершенство турбины, надо указывать и от- носительный расход охлаждающего воздуха GB=SGiB/Gr. Выпуск охлаждающего воздуха в проточную часть и смешение его с основным потоком газов сопровождаются потерями энергии, которые оказываются тем больше, чем больше различаются по значению и на- правлению скорости воздуха и газа. Влияние выпуска воздуха через выходную кромку на КПД ступени качественно ил- люстрируется рис. 3.14 [40]. Эти потери энергии зависят гадже от конструкции кромки, ширины щели, наличия в ней перемычек и т. д. [1, 40]. Влияние на КПД расхода воздуха, выпускаемого из си- стемы охлаждения на профиль- ную часть лопаток, зависит от места выпуска и скоростей воз- духа и газа. Увеличение потерь энергии при выпуске 1 % воз- духа через отверстия, накло- ненные в направлении основно- го потока под углом а=35° к поверхости и под углом 0^ ^р^90° в плоскости профиля, показано на рис. 3.15. бт^/бБ Рис. 3.15. Изменение потерь энергии в зави- симости от выпуска охлаждающего воздуха на профиль 63
Считается, что энергия воздуха, выпускаемого на входной кромке, вогнутой и первой четверти выпуклой части профиля может быть ис- пользована примерно на 80%, выпускаемого ниже по потоку на спин- ке лопатки — на 10—50% [142]. Неупорядоченные протечки каждого процента воздуха через зазо- ры между охлаждаемыми деталями, а также в осевой зазор у корня рабочей лопатки снижают КПД ступени примерно на 1—3% [40]. На- конец, прокачка воздуха в каналах системы охлаждения ротора и ра- бочих лопаток требует затрат работы. Таблица 3.1. Потери в Турбинных ступенях Величина Тип ступени 1 1 2 3 Характеристики ступени « Полная температура газов, К — 1550 170Э Степень расширения — 2,2 4.0 м£1 0,85 0,92 1,23 0,85 1,09 1.Ю Угол поворота потока, град 80 106 121 Окружная скорость, м/с — 435 460 Коэффициент нагрузки р- 1,3 1,7 2,1 Расход воздуха на охлаждение, % 0 3,8 3,5 Баланс потерь, °/о Потери трения 2,0 3,2 4,0 Кромочные потери 2,0 3,0 2,6 Вторичные потери 1,7 3,0 4.0 Потери; из-за протечек в радиальном зазоре 1,0 2,0 2,8 из-за неупорядоченных протечек 0 1,0 1,0 прочие 0,3 0,4 0,5 КПД % 93 87,4 85,1 Потери из-за охлаждения, % 0 3,0 4,1 КПД т]т^.Л'т/'(У,1-+ХУхв). % 93 84,4 81,0 Балансы потерь в турбинной ступени по данным [161] приведень в табл. 3.1: в столбце 1 —для высокоэкономичной неохлаждаемой сту пени с Л=0,5-4-0,8, £)//—Зд-7, в столбце 2 — для средненагруженно! обандаженной ступени, которая считается оптимальной, в столбце 3 — для высоконагруженной ступени без бандажа при £>>0,85 и О//>12 Зависимость КПД нагруженных охлаждаемых ступеней с втулоч ным отношением Л>0,85 от ц и <р показана на рис. 3.11,6. Точки 1— соответствуют приведенным в столбцах 1—3 таблицы параметрам» В формулах для определения КПД Nr—Ni'—2ЛА^ОхЛ — мощность н валу турбины, М/ — мощность расширения газов, £АА'Охл — потери и: за охлаждения, Nsr — мощность при изоэнтропном расширении газо; ДАВ — мощность при изоэнтропном расширении охлаждающего воздух; Указанная в табл. 3.1 температура газов определена, как это ч; сто делается для турбин с интенсивным воздушным охлаждением, осевом зазоре между сопловыми и рабочими лопатками. Она ниже по. ной температуры на входе в турбину вследствие подмешивания воздух охлаждающего сопла, который в этих расчетах не учитывается; в та1 лице указаны расходы на охлаждение только ротора и рабочих лоп ток. Из-за дополнительных потерь, вызванных неравномерностью те; лературы газов, утечками через уплотнения и т. д., учитывающий i «4
КПД турбины может быть еще на 1—1,3% ниже приведенных в таб- лице значений [161]. Многоступенчатые турбины. В турбинах современных ГТУ сраба- тываются теплоперепады, чрезмерно большие для одной ступени. Вслед- ствие этого они выполняются многоступенчатыми. В многоступенчатых турбинах потери, в результате которых энергия газов переходит в теп- лоту, вызывают некоторое повышение температуры на входе в после- дующие ступени и их располагаемой работы. Происходит так называе- мый возврат теплоты, а КПД турбины в целом, подсчитанный по изо- энтропному теплоперепаду от начальных параметров, оказывается на несколько процентов выше, чем средний КПД отдельных ступеней. Эта разница — коэффициент возврата теплоты — при бесконечном числе сту- пеней равна (т)пол/цт—1) =0,024-0,05; при конечном числе ступеней z она уменьшится пропорционально (z—l)/z [104]. В форсированных турбинах с высокой начальной температурой га- зов I ступень стремятся выполнить с максимальным теплоперепадом и пониженной степенью реактивности. Для I и промежуточных ступеней допустимы закрутка потока на выходе до 20—25° (а —654-70°) и ко- эффициенты нагрузки на среднем радиусе р«С1,64-1,8 (и/со^0,5). Вы- ходная скорость I и промежуточных ступеней практически полностью используется даже при значительных углах закрутки. Выходная ско- рость последней ступени используется в расположенном за турбиной диффузоре в значительно меньшей степени, зависящей от совершен- ства самого диффузора и распределения скоростей на входе в него. Коэффициент нагрузки последней ступени принимают поэтому на уров- не 1,34-1,4, а закрутку потока — не более 8—10° (а2^80°); сту- пень профилируется так, чтобы обеспечивалось равномерное распреде- ление осевых скоростей по радиусу. Вследствие больших удельных объемов газов на выходе и длины рабочих лопаток последней ступени обеспечение их прочности под дейст- вием центробежных сил становится для мощных ГТУ трудной зада- чей. Увеличение осевых скоростей с2 и Мс2 уменьшает длину лопатки и способствует снижению растягивающих напряжений, но вызывает уве- личение потерь с выходной скоростью: Скорость газов, м/с .................. 150 Энергия выходной скорости, кДж/кг 11,3 Потери энергии, кДж/кг.............. 3,4 Число Д1г2........................0,27—0,3 250 31,3 9,4 0,45—0,48 350 60,1 18,1 0,63—0,68 Потери подсчитаны при высоком (т]=0,7) КПД диффузора, а число Мс2— при 77=7004-800 К. Вследствие этого по совокупности показа- телей оптимальными оказываются скорости с2=2004-300 м/с и МС2= =0,454-0,55. Чтобы избежать дополнительных потерь, углы раскрытия проточной части в меридиональном сечении не превышают обычно 20° на сторону и отличаются в соседних решетках не более чем на 8—12° [15, 41]. Работа турбин на нерасчетных режимах. Расход газа через сопло при изоэнтропном расширении изменяется при изменении степени рас- ширения в соответствии с уравнением 5-138 65
Максимальный расход, соответствующий критической степени рас- ширения, по (3.15) С>ив= £ k,n_ 30 м V rt\* U+i' Зависимость относительного приведенного расхода G= = (С)/7’1//21)*/(Срг7’1//21)макс от степени расширения e=pi*/p2 изображе- на линией 1 на рис. 3.16. Она описывается с высокой точностью уравне- нием «эллипса расходов», предложенным Стодолой: б=(СГ^М*)/(С/^/р*)маке-|/Г 1 - <3-31; При более высоких, чем критические, степенях расширения приведен- ный расход остается постоянным: (G VT*lp*) = (GZT7p*)MaKC = const; G = 1, 0. Многоступенчатую турбину можно рассматривать как систему из последовательно расположенных решеток с разной, зависящей от сте- пени реактивности конфузорностью. Ее пропускная способность также описывается уравнением (3.31), в которое, однако, надо в этом случае подставлять некоторую условную критическую степень расширения всей турбины, соответствующую возникновению критического режима в од- ной из решеток. Значения ее можно определить с помощью нижней ча- сти рис. 3.16 [42] по расчетной степени расширения и приведенному числу ступеней znp=z/(l—р). Максимальный приведенный расход тур- бины Г- г- /\ / ЕкР — £Т 1 \2 (GWU=(GKW]/ —)’ для расчетного или близкого к нему где G\rT*Jp* и ет—определенные Рис. 3.16. Рис. 3.17. Рис. .3.16. Расходные характеристики турбин (вверху — слева) и зависнмост 1/екр=/(етр, £Пр) (в иижией части) 1—5—зависимости G=[(1/Et): 1 — сопло, екр=1,9; 2— турбина с числом ступеней z=l, расчетной степенью расширения еТр=1,! степенью реактивности рср=0,35, екр“2,2; 3— л-2, еТр=2,3, рср=0,25, екр=3,25; 4 —z=l еТр-=4,3, рср“0,3, «кр=8; 5 —Z>4, елр=со; Рис. 3-.17. Обобщенные характеристики экономичности турбин 66
режима величины. При использовании в качестве аргумента вместо 1 /ет параметра ф= (екр—ет)/[(екр—1)ет] расходные характеристики турбин с различным числом ступеней, обобщаются одной кривой, совпадающей .в координатах б=/(Ф) с линией 5 на рис. 3.16. Для турбин с числом ступеней z^=4 и критической степенью расши- рения екр^ (2-4-3) еР расходные характеристики хорошо описываются бо- лее простой формулой Флюгеля 1 -(1/ег)г - (3.32) На рабочих режимах при степенях расширения ет> 3-5-4 приведенный расход турбины остается практически постоянным. Вращение оказывает заметное влияние на пропускную способность активных ступеней с небольшой степенью расширения [83]. В турбинах реальных» ГТУ оно наблюдалось лишь при значительных (п/У7’=0,3-5-0,6) частотах вра- щения и >е< 1,03 [58]. При более высоких степенях расширения влия- нием вращения на расходные характеристики турбин при решении практических задач можно пренебречь. Изменения КПД и работы турбинной ступени при постоянном теп- лоперепаде h0 (или степени расширения) и изменении частоты враще- ния определяются главным образом формой треугольников скоростей. Как при уменьшении, так и при увеличении окружной скорости выход- ная скорость с2 увеличивается, а углы натекания отклоняются от рас- четных. КПД снижается из-за роста потерь с выходной скоростью и потерь из-за неоптимальных углов атаки. В итоге КПД ступени, про- порциональный при постоянном теплоперепаде работе lu=u(ciu—с2и), становится равным нулю в точках и=0 и с\и—с2и=0. Последняя соот- ветствует lZ«2(ipac4. Анализ работы ступени по треугольникам скоростей является на- глядным, но качественным. В действительности потери в лопаточных каналах находятся в сложной зависимости от углов натекания [1, 41, 83], а согласование условий течения на различных радиусах проточной части в нерасчетных условиях нарушается с возникновением отрывных течений. В связи с этим расчет характеристик турбинных ступеней по -среднему радиусу обеспечивает достоверные результаты только в сравнительно узком диапазоне параметров. При снижении степени расширения в многоступенчатой турбине раз- ница объемных расходов в I и последней ступенях уменьшается. Так как соотношение площадей проходных сечений, выбранное для расчет- ного режима; остается постоянным, скорость газов -и теплоперепад на последнем венце лопаток снижаются значительно быстрее, чем на пер- вом. Напротив, при повышении степени расширения сечения послед- ней ступени становятся недостаточными; теплоперепад и скорости в ней растут. В качестве примера ниже приведены количественные соотно- шения для трехступенчатой турбины с расчетной степенью расширения около трех: Степень расширения: в турбине ..................... в I ступени ................... в последней ступени ........... 1,2 1,5 2,0 3,0 3,8 1,10 1,21 1,33 1,43 1,44 1,025 1,075 0,19 1,45 1,73 Если КПД отдельной турбинной ступени зависит главным образом от отношения (и/с0), то в многоступенчатой турбине изменения режи- мов работы первых и последних ступеней оказывают существенное влия- ние на КПД. Так, например, в трехступенчатой ТВД ГТ-100 при 5* 67
(u/co)cp=O,54-=-O,6« const и снижении степени расширения с 3,1 до 1,3 КПД снижается с 89 до 72% [58]. Характеристики экономичности, построенные по опытным данным для различных турбин в форме t]t=t]t/»1tp=/(w/co). показаны на рис. 3.17. В качестве параметра принята функция степени расширения ф(ет)=ф(ЕТ)/ф(ЕТ)Р=(1— ет-т)/(1— етр-™)- ’ При небольших степенях расширения, близких к 1, КПД турбин становится равным нулю при н/ср^2,15. При сохранении близких к расчетным теплоперепадов в многоступенчатой турбине и каждой ее ступени с увеличением н/с0 использование выходной скорости ухудша- ется, а при п/с0>2 она практически полностью теряется. В итоге все ступени и турбина в целом перестают производить полезную работу (т]т=0) при значении и/с0, равном 2—2,2, как в отдельной ступени [42, 95]. При уменьшении степени расширения и близких к расчетным отно- шениях ы/с0=^1 КПД турбины сохраняется на довольно высоком уров- не: т]т=0,8 вплоть до ф(ет)— 0,25-^-0,3. Погрешности при использовании обобщенных кривых для опреде- ления КПД турбин в наиболее неблагоприятных условиях составляют около ±10%. 3.3. ТЕПЛООБМЕН И ОХЛАЖДЕНИЕ ЛОПАТОК ТУРБИН Закономерности теплообмена. Если температура газа (в общем слу чае жидкости), обтекающего какое-нибудь тело, отличается от темпе- ратуры его поверхности, между ними происходит теплбобмен. При этом плотность теплового потока, т. е. тепловой поток через элемент поверх- ности обтекаемого жидкостью тела, Вт/м2, q—(dQldF)—a(TT—Tc), (3.33) тде Тг—температура жидкости, К; Тс — стенки, К; a=ql(TT—Тс)—ко- эффициент теплоотдачи, Вт/(м2-К) или ккал/(м2-ч-К), зависящий ог формы и размеров тела, характера течения, скорости, температуры i физических характеристик жидкости [24, 26]. Определенный таким об разом коэффициент теплоотдачи является локальным, так как относит ся к поверхности dF и характеризующим течение вблизи нее условиям Для практических расчетов часто используются средние коэффициента теплоотдачи, отнесенные к конечным площадям (поверхностям) F. В эти? случаях AQ—асрЕДГср. (3.33а На лопатках турбомашин и вообще в условиях, характерных дл оборудования ГТУ, тепдообмен происходит при вынужденном движение жидкости. Изучение процессов конвективного теплообмена и практиче ские расчеты проводятся на основе теории подобия, с помощью которо путем анализа дифференциальных уравнений, описывающих процесс! теплообмена, и необходимых краевых условий выбираются количеств и вид безразмерных критериев подобия, необходимых для полного опв сания процесса. Условия течения задаются с помощью введенных выше чисел Re= =cb!v и ЬЛ=с/а. Число Пекле Ре—cb 1а—срср[ (к/b) характеризует соотношение пс токов теплоты, переносимой конвекцией (движущейся средой) и тепле проводностью. 68
Число Прандтля Рг=Ре/Re=v/a=vpcP/X [здесь а—к/ (рсР) ко- эффициент температуропроводности]. В соответствии с кинетической теорией газов оно определяется в основном числом атомов в их моле- куле и сравнительно мало зависит от температуры и давления: Атомность...............1 2 3 4 рг...................... 0,67 0,72 0,80 1,00 Число Эйлера Еи=Др/(рс)2 характеризует соотношение сил давле- ния и инерции. На процессы теплообмена в проточной части турбомашин оказывает влияние отношение температур стенки Тст и невозмущенного потока га- зов на внешней границе пограничного слоя Его» называемое температур- ным фактором: ф=ГСт/7го- Число Нуссельта Nu=a&A характеризует теплообмен на границе жидкости со стенкой. Рис. 3.18 Распределение коэффициентов теплоотдачи по профилю рабочей лопатки кривая а — расчет по {24]; кривая б—'Расчет методом участков [41] Определяющими критериями, составляемыми из независимых ве- личин, которыми задают условия теплообмена (геометрических разме- ров, начальных температур и давлений, скоростей,, физических харак- теристик Теплоносителей), являются числа Re и Рг. Определяемыми являются числа Nu (и через него а) и Ей, используемое для оценки перепадов давления, необходимых для перемещения жидкости. Теплообмен между лопатками и газовым потоком при отсутствии охлаждения лопаток происходит на нестационарных режимах, связан- ных с изменением температуры газов: при пусках, изменениях нагрузци, остановах. Если лопатки выполнены охлаждаемыми, они обмениваются теплотой с газовым потоком на всех режимах. Их температурное со- стояние на стационарном режиме определяется равновесием потоков теплоты, передающейся через стенки лопаток конвекцией, и сопротив- лением перетеканию теплоты через тело лопатки, которое зависит от геометрических размеров и обратно пропорционально теплопроводно- сти материала. Со стороны газов qr=\Q/F—аг(Тг—Тл'), со стороны охлаждающего воздуха qB—aB(T/'—Тв), где Тл' — температура наружной, Тп" — внут- ренней поверхности стенки лопатки. 69
Плотность теплового потока в направлении п, нормальном к поверх- ности лопатки, К(дТ/дп). (3.34) Локальные коэффициенты теплоотдачи от газа к лопатке сильно изменяются по обводу профильной части. Их типичное распределение показано на рис. 3.18. Максимальные значения наблюдаются на вход- ной кромке и на спинке профиля лопаток в месте перехода ламинарного пограничного слоя в турбулентный. Методы определения локальных ко- эффициентов теплоотдачи в различных точках профиля, основанные на расчете пограничного слоя при обтекании лопаток, разработаны Л. М. Зысиной-Моложен в [24] и ряде последующих публикаций. Более простая приближенная методика, широко применяемая, в частности, в авиационных ГТЦ [41], основана на использовании обыч- ных критериальных уравнений в форме Nu=4Rem (3.35) для различных участков профиля (/—V на рис. 3.18). При высокой начальной турбулентности и отрывных течениях, воз- никающих при нерасчетных углах атаки, значения коэффициентов теп- лоотдачи на отдельных участках профиля могут возрастать более чем в 2 раза. Расчет средних по всему контуру лопатки коэффициентов теплоот дачи производится по критериальному уравнению "(3.35); значения А и m рассчитываются с учетом геометрических характеристик каналог по формулам, предложенным, например, в [31]. Теплоотдача от газа к вращающимся лопаткам интенсифицируете? вследствие повышенной турбулентности потока, создаваемой кромоч ными следами, и действия на него центробежных и кориолисовы? сил [45]. При характерных для проточной части газовых турбин давлениях температурах (до 1500 К) и скоростях газов лучистый теплообмен ш оказывает заметного влияния на тепловые потоки, тем более что обыч но стараются избегать прямого воздействия факела на лопатки. Нестационарные режимы. На переходных режимах более тонки» входные и особенно выходные кромки лопаток нагреваются и остываю' быстрее, чем массивная центральная часть сечения. Возникающие вслед ствие этого разности температур между кромками и серединой сечени: вызывают в центре сечения и на кромках разнонаправленные темпера турные напряжения, которые могут превышать предел текучести и при водить к пластическому деформированию металла лопатки. Разности температур в сечении можно приблизительно оценить с помощьи рис. 3.19,а, на котором приведены зависимости относительной максимальной разност! температур в сечении Д7'=(7'л,макс—Гл,мин)/(Тг,макс—Та) от времени т, в течени которого происходит изменение температуры газа, и условий прогрева, нли охлажде ния Кз/Кь На этом рисунке K=2ax/(cpd); 1/(H-0,35Bi), где число Био Bi = =ad/(2X), р и с—плотность и теплоемкость материала лопатки, rf/2 — половина тол щины ее сечения, 1 и 2 — соответственно в месте наибольшей толщины и на одной и кромок лопатки. Если, например, при пуске ГТУ температура газов за 180 с увеличивается и 400 К, в сечении лопатки толщиной 25 мм с, кромкой толщиной 3 мм, изготовленио из никелевого сплава [р=8800 кг/м3, с=«0,53 кДж/(кг-К), Л= 18 Вт/(м-К)], при сц- =400 и 02=700 Вт/(м2-К) возникает максимальная разность температур Гмакс- —Гмин^гго К (Д'1^0,0063 1/с, /\2=0,088 1/с, WKi=14. /\,Tssl,15, ДГ^0,55). Paaj меется, полученный результат не зависит от знака изменения температуры газов был бы таким же, если бы она снижалась при отключении ГТУ. 70
Рис. 3.19. Изменения температуры лопатки на переходных режимах: а — обобщенные графики для расчета ДГ; б—влияние продолжительности переходного процесса на ДТ; 1 — толщина выходной кромки 0,5 мм; 2 — то же 4 мм При уменьшении времени изменения температуры газов {г—>-0) и толщины кром- ки (Кг и KilKi—разность температур в сечении приближается по значению к изменению температуры газов (ДГмакс,—>1). При утолщении кромок и уменьшении толщины центральной части лопатки за счет, например, внутренней полости отно- шение KzlKi и разность температур в сечении уменьшаются. Влияние времени переходного процесса и размеров выходной кромки на относи- тельную разность температур иллюстрируется рис. 3.19,6. При реальных коэффици- ентах теплоотдачи {«=500-4-1000 Вт/(м2-К)] уже при т=2ч-4 мин градиенты темпе- ратур в сечении заметно снижаются. Охлаждение лопаток. В стационарных и транспортных газовых турбинах при- меняются охлаждаемые лопатки с раз- личной конструкцией внутренних трактов. Наиболее простая рабочая лопатка с движением воздуха вдоль пера показана на рис. 3.20. Радиальные каналы для про- хода охлаждающего воздуха расположе- ны по средней линии профиля. Воздух проходит через них и выбрасывается в радиальный зазор между вершинами лопаток и ободами статора турбины. Такая система охлаж- дения, примененная на большом количестве ГТУ мощностью от 60 до 120 МВт фирм «Дженерал Электрик» и «Вестингауз», обеспечила их длитель- ную эксплуатацию при начальной температуре га- зов 1280—1355 К, а с сокращением ресурса в 3 раза — при температурах до 1420 К [62, 149]. Лопатки I ступени турбины ГТУ типа М7001 фирмы «Дженерал Электрик» охлаждаются с по- мощью 13 каналов. Диаметр 11 из них, располо женных ближе к середине профиля, составляет 2,5 мм. Диаметр канала, расположенного во вход- ной кромке, где тепловые потоки максимальны, увеличен, в тонкой выходной кромке уменьшен. Рис. 3.20. Охлаждаемая рабо- чая лопатка с прямыми ради- альными каналами 71
При начальной температуре газов 1340 К, температуре газов в среднем сечении канала рабочих лопаток Г*,,,=1275 К, температуре охлаждающего воздуха на входе Т'в=590 К и его относительном расходе 1,4% измеренные в характерных точках тем- пературы лопатки, К, составляют: Входная хромка Вогнутая часть Спинка •Выходная кромка У корня лопатки .... ..... 1000 950 935 1035 В среднем сечении 1060 1055 1020 1120 При этом температура воздуха на выходе из каналов Т "в= 815 К, средняя темпера- тура лопатки в среднем сечении 7л.ср=к1070 К, эффективность его охлаждения 6= = (Г‘„1-Гл.ср)/(Г*Ю1—Г») ~0,3. Лопаткн с радиальными каналами конструктивно н технологически наиболее про- сты. Их недостатком является неравномерность температур в сечении лопатки, возни- кающая из-за невозможности одинаково эффективного охлаждения центральной ча- сти и кромок профиля. 1Л -’ ч Более полное использование охладителя и одновременно уменьшение неравномер- ности температур в сечении обеспечиваются в лопатках с многократным движением воз- духа в каналах с развитым внутренним оребрением и интенсификатором теплообмена. Сопловые и рабочие лопатки такого типа применяются, в частности, фирмой ББЦ при начальной температуре до 1300»К (рис 3.21,а, в) [1431, а также в энергетических Рис. 3.21. Лопатки с продольно-петлевым движением охлаждающего воздуха: а и б — рабочие лопатки с радиально-поворотным движением воздуха н с петлевой схемой двн «• жения воздуха н интенсификаторами; в — сопловая лопатка петлевой схемы с внутренниь оребрением ГТУ, созданных на базе современных ГТД (рис. 3.21,6). Эффективность охлаждения достигнутая в этих лопатках, показана на рис. 3.22, распределение температуры по про филю — на рис. 3.23. Наиболее простая конструкция сопловой лопатки с движение*, охлаждающего воздуха поперек пера лопатки показана иа рис. 3.24. Потоки воздуха ор ганизуются с помощью вставленного в полость лопатки дефлектора, представляющегс собой тонкую металлическую оболочку, повторяющую форму полости лопа'тки. Возду: поступает внутрь дефлектора, выходит из отверстий, имеющихся в нем в районе входиоС 72
кромки, стенками и омывает внутренние стенки лопатки, двигаясь в узких щелях, образованных лопатки и дефлектором. щели на вогнутой стороне лопатки вблизи Выпуск воздуха осуществляется через Отверстия или КУ> нлн обоими этими способами. выходной кромки, илн через выходную кром- Рис. 3 22. Эффективность охлаждения ло- паток разного типа: 1 — рис. 3.21,0; 2 —рис. 3.24; 3 —рис. 3.20; 4 т- рнс. 3.25,6; 5— рис, 3.25.0; й*—рнс. 3.21,6; 7'— рис. 3.26,6; 8 — рис. 3.26,е; 9 — сопловые и 10— рабочие лопатки вафелькой конструкции [48]; 11 — лопатки с пористым охлаждением (см. рйс. 9.14) Рис. 3.23. Распределение температур по профилю охлаждаемых лопаток. Номера кривых см. на рис. 3.22 Для повышения эффективности теплообмена и увеличения глубины охлаждения па внутренних стенках лопаток выполняют ребра и штырьки (рнс. 3.25,а), увеличи- вающие поверхность теплообмена и турбулизующие поток, а в дефлекторе устраи- вают дополнительные мелкие отверстия. В местах удара вытекающих из этих от- верстий струй воздуха охлаждение стенки лопатки интенсифицируется (Аудиро- вание) . Дефлекторные системы охлаждения применяются не только в сопловых, но и в рабочих лопатках (рис. 3.25,6). Для обеспечения надежности работы требуются повышенная точность подгопкя по полости лопаток На рис. 3.25,6 показан выпускной тракт, со- стоящий из изогнутых перемычек позволяющих повысить интенсивность охлаждения на 20% [40]. У рабочих лопаток перемычки направляют поток к оси турбины, в сторону, противоположную действию центробежных сил, у сопловых — к периферии про- точной части, в сторону повышенных давлений. Таким путем обеспечиваются лучшие условия сме- шения воздуха с потоком газов. Рис. 3.24. Общий вид дефлекторной лопатки: 1 — газовый поток на входе; 2 — охлаждающий воздух; 3 — дефлектор; (— отверстия для ударного охлаждения; 5 — выходящие из них струи воздуха; б — выпуск воздуха че- рез выходную кромку; 7 — выпуск воздуха на вогнутой поверхности лопатки и жесткость дефлектора. ?3
Увеличивать расход воздуха на охлаждение сопловых лопаток I ступени целесо- образно до тех пор, пока удается сохранить постоянными температуру газов иа вхо- де в каналы рабочих лопаток Tcl = (TrGT 4- 7"BGB)/(Gr + GB) и аэродинамические по- терн в сопловой решетке (см. выше). Охлаждающий воздух в количестве, превышающем 1,5—2,5%, уже не удается выпустить через выходную кромку. Вследствие этого, а также из-за необходимости дополнительно охлаждать входную кромку и спинку лопатки после точки перехода Рис. 3.25. Конструктивные схемы дефлекторных лопаток: а и б — сопловая и рабочая лопатки; / — дефлектор; 2 — внутренние ребра; 3 — штырьки; 4 - перемычки; 5 — вход; 6 — выход воздуха при повышенных температурах газов организуют выпуск охлаждающего воздуха н поверхность профиля. Образующаяся после выпускных отверстий пленка воздуха зг щщцает поверхность лопатки от действия горячих газов и реализует заградителВнс (пленочное), охлаждение. Глубина заградительного охлаждения зависит от размере и ориентации отверстий относительно поверхности профиля и направления ochobhoi потока (углов а и |р, см. рис. 3.15), а также от отношения массовых скоростей газа охладителя иг=рвсв/(ргсг), называемого иногда параметром вдува. Наиболее эффективная пленка создается при выпуске охладителя через ще по касательной к поверхности профиля. Однако практически реализовать такой в пуск не удается из-за трудностей, связанных с обеспечением прочности и ustotobj иием лопаток. Выпуск воздуха осуществляется поэтому через расположенные по < разующей лопатки попарно ряды отверстий небольшого диаметра, расстояние меж которыми выбирается таким образом, чтобы струи охладителя перекрывали всю i верхность ниже выпуска, а вызванные устройством отверстий концентрации напрях ний в стенке лопатки не приводили к недопустимому снижению ее прочности. Г скольку пленка размывается и смешивается с основным потоком газа, эффект выпуска охладителя на поверхность ослабляется с увеличением расстояния от верстий х и отношения x/d, где d— диаметр отверстия. При обычном рас пределе, .74
давлений в лопаточном канале в направлении, нормальном к стейкам, это происходит быстрее на вогнутой поверхности лопатки, где заградительное охлаждение менее эффективно, чем на спинке. Примерные значения максимальной (по оси отверстии в направлении потока) эффективности охлаждения составляют: X/rf.....................................2 10 20 t) на спинке........................... 0,85 0,55 0,40 6 на корытце............................. 0,55 . 0,1—0,2 0,03Й-и,1 При выпуске воздуха на различные участки профиля из общей внутренней ка- меры возникает опасность проникновения горячих газов через отверстия во входной кромке, где давления газа максимальны, и чрезмерно больших расходов охладителя через отверстия в зонах с минимальным давлением газов. Чтобы избежать этих труд- ностей, внутреннюю полость разделяют на несколько изолированных камер (рис. 3.26). При неудачном выполнении отверстий (например, перпендикулярно стенке) или вы- боре режимов охлаждения (т) возможны отрыв струй от профиля, турбулизация основного потока и повышение коэффициента теплоотдачи от него к лопатке. Вслед- ствие этого температура лопатки вблизи выпускных отверстий может даже возрасти. Применяемые в энергетических ГТУ конструкции сопловых лопаток с пленочным охлаждением показаны на рис. 3.26. Варианты а и б являются простейшими. Выпуск воздуха на профиль осуществляется через два ряда отверстий на спинке на расстоя- нии около 1/3 длины от входной кромки. Такие лопатки применяются в ГТУ с началь- ной температурой газов до 1400 К (местные температуры газов с учетом неравно- мерности могут быть еще на 100 К выше). Разделение внутренней полости осуще- ствляется ребром (а) или с помощью специального соединения дефлектора со стен- кой (б). Заградительное охлаждение комбинируется с внутренним конвективным охлаждением, для интенсификации которого используются оребрение под входной кромкой и профильной частью, душирование внутренней поверхности через мелкие отверстия в дефлекторе, штырьки в районе выходной кромки. Данные об эффектив- ности охлаждения таких лопаток были приведены на рис. 3.22 и 3.23. Целесообразное использование средств внутреннего конвективного и заградительного охлаждений позволяет при том же общем расходе воздуха получить более низкие температуры ло- патки, чем в чисто конвективных или заградительных системах [142]. Сечение лопатки со сложной комбинированной системой охлаждения н выпуском воздуха в нескольких местах, в том числе на входную кромку, примененной в ГТУ Рис. 3.26. Дефлекторные сопловые лопатки с выпуском воздуха на профиль: fl—ГТУ М7001Е; б — ГТУ 13Е; в — ГТУ GT200: 1—3, 6 — см. рнс. 3.25; 7 — отверстая в дефлекторе для душирования 75
GT-200, показано иа рис. 3.26,в, распределение температуры по профилю—на рис. 3.23 Точки, отмеченные на рис. 3.23 кружками, соответствуют пикам 6 после выпуско охлаждающего воздуха на поверхность. Средняя эффективность охлаждения таки сопловых лопаток 6=&0,6. 3.4. КОМПРЕССОРЫ Тепловой процесс в ступени компрессора. Площадь проходнот сечения каналов компрессорных решеток в направлении движения ср ды возрастает: F2Z>Fi (см. рис. 3.2, 3.27). Поворот потока в них с провождается снижением его скорости и повышением давления. Уг< раскрытия, эквивалентного решетке профилей диффузора, определеннь из простых геометрических соотношений, показанных на рис. 3.27, рав* g Д2 — f\ 180 180 b sin — sin (— Ag) b' п п b' b/t где 'Fi=£sinPj; K2=/sinp2; Др=р2—fh; У —длина канала. Характ ризуемая этим углом диффузорность компрессорных решеток зависг как видно из формулы, от угла установки лопаток [Д или fh, угла изгиба Д₽=₽2—Pi и густоты решетки b/t. Количественно влияние эт факторов проявляется следующим образом: Ag, град....... . 20 g2, град . .......65 b/t ............. 1 0, град...........11,4 0 . ......... 1 20 20 20 35 65 65 45 65 1,5 0,7 1 1 7,6 16,3 16,3 23,2 0,67 1,43 1,43 2,03 Энергия, преобразованная в решетке, будет тем больше, чем бол г разница скоростей ьу2 и W\ [см. (3.6а)] и, следовательно, площа К2 и F,. Однако, для того чтобы торможение потока сопровождал повышением давления, а потери были невелики, утлы раскрытия д фузора не должны, как правило, превышать 6—10 . С учетом этих (J торов выбираются оптимальные геометрические характеристики ре ток. 76
Действительные углы потока отличаются от геометрических углов решетки, так как натекание на входную кромку происходит под углом атаки 1=Р1л—Рь зависящим от режима работы, а на выходе из решетки поток движется с углом отставания 6=р2—'Ргл, который зависит от геометрических параметров профиля и решетки, а также от угла атаки (см. рис. 3.2). Экспериментальные характеристики типичной компрессорной решет- ки с 6/7=1,33, Дрл—25°, р2=60° показаны на рис. 3.28. Рабочим является диапазон от некоторого отрицательного угла ата- ки i, при котором потери начинают заметно увеличиваться (7 на рис. 3.28). Угол поворота потока Др и коэффициент подъемной силы С,, возрастают при увеличении угла атаки i до некоторого критического значения (4 на рис. 3.28). Если числа М невелики (Муй),5), коэф- фициенты потерь и лобового сопротивления Сх мало меняются в ши- роком диапазоне изменения угла атаки. Лишь при приближении его к критическому значению потери начинают возрастать: при 1=1кр Сх= =2сх мии, а при i>tKp на спинке профиля возникают срывы, резко ухуд- шающие работу решетки. В качестве расчетного режима решетки при- нимают либо режим с углом поворота Рвом—0,8р.ч&кс (номинальный, 2 на рис. 3.28), либо режим максимального качества- СУ1СХ, на котором потери p—CxjCy минимальные (3 на рис. 3.28). Соответствующий ему угол атаки i'oiit—=0, 5(iНОМ +4ч>) [15]. Значения допустимого угла поворота зависят от густоты b/i и угла установки профилей р2. Повышение густоты позволяет увеличить угол поворота и степень повышения давления в решетке, но приводит в то же время к росту потерь трения вследствие увеличения площади обте- каемых потоком поверхностей. Вследствие этого существуют o'zttws.t.',- ные знаиещ/я р&вяъге so внешних сечениях решеток Ь Jt= =0,9-^-1,1, в средних b/tyZl,4-^l,6 и в корневых 6//^2-^-2,5 [100]. При повышении числа М набегающего на решетку потока до уровня, называемого критическим, потери в решетке резко возрастают из-за появления на спинке профилей местных сверхзвуковых зон и скачков уплотнений. Диапазон углов атаки, соответствующий экономичному обтеканию, резко сужается (штриховые кривые Cv и Сх на рис. 3.28). Для толстых дозвуковых профилей (d/6^0,1) М1;р^0,7, для тонких (ф'&^0,05) M|tps<0,8. При' дальнейшем увеличении числа М в узком сечении канала устанавливается скорость звука. Происходит запира- ние решетки, которое сопровождается дальнейшим ростом потерь. Со- ответствующее этому режиму число М. называется максимальным. В за- висимости от угла атаки М.макс=0,85-^-0,95. Изменения скоростей в компрессорной ступени, состоящей из двух последовательных лопаточных вениов, вращающегося и неподвижного (см. рис. 3.1,6), показаны на рис. 3.29. При повороте потока в каналах рабочего колеса скорость воздуха в относительном движении снижает- ся, а давление увеличивается. Однако вследствие работы, которая со- вершается над воздухом лопатками рабочего колеса, скорость прошед- шего через него воздуха в абсолютном движении возрастает. Снижение 1 • скорости в каналах неподвижного направляющего аппарата также со- провождается повышением давления. Таким образом, часть процесса сжатия, характеризующаяся величиной (Wj2—w22) /2, осуществляется 1 в рабочем колесе, а часть процесса, характеризующаяся величиной (с22—Ci2) /2, — в направляющем аппарате. Работа (теоретический на- 1 пор) ступени I I йт=/и= (с22-С12)/2+^12-®2г)/2, 77
а степень реактивности lv (и?? — w22) _ , _ (cg2 — Ct2) ‘ lu ~ 2hT 2ЛГ (3.36) 2h., На рис. 3.29,а показаны треугольники скоростей для ступени с 50%-ной реактивностью (р=0,5), для которой характерны симметрич- ные профили рабочих и направляющих лопаток, равенство скоростей и и соответствующих углов потока; на рис. 3.29,б — тре- угольники скоростей для ступени со 100%-ной реактивностью (р=1). В такой ступени все повышение давления создается в каналах рабочего колеса. В направляющем аппарате происходит только поворот потока без изменения абсолютного значения скоростей: jci|^=|c2|. Рис. 3.29. Схемы компрессорных ступеней и треугольники скоростей в них: а — степень реактивности р=0,5; б — Данные продувок решеток профилей обобщаются с использованием коэффициента расхода ^=czju, коэффициента теоретического напора фт = 2/гт/и2 и степени реактивности. С ростом степени реактивности ко- эффициент теоретического напора растет. Одновременно, однако, растет число MKi на входе в рабочие лопатки, так как при одинаковых окруж- ных скоростях скорость Wi в ступени с р=1 значительно больше (рис. 3.29). Вследствие этого возникают ограничения по окружной ско- рости (по М„), а работа при одинаковых предельно допустимых числах Ми; оказывается меньше, чем в ступенях с р=0,5. Численное сопостав- ление показателей ступеней при Mwi=0,75 дает следующие результаты: р <₽ 0,5 0,5 1 0,5 р/<₽ 1 2 Фт/<р 1,12 1,62 и 1,00 0,58 и, м/с 300 190 Л, кДж/кг 25 15 Из треугольников скоростей (рис. 3.29) видно также, что при "оди- наковом изменении осевой скорости (или <р=сг/п) угол атаки в ступе- ни с р=1 изменяется меньше. Так как для ступеней с различной сте- пенью реактивности допустимо примерно одинаковое изменение углов .натекания, (атаки) APj=Ai^lO°, рабочий диапазон изменения расходов при постоянной частоте вращения в ступенях с р=1 в 2—4 раза шире, а изменение КПД — меньше, чем в ступенях с р=0,5 (точки 1—4 на рис. 3.29). Хотя теоретически КПД элементарных ступеней с ростом степени 78
реактивности снижаются, одинаково высокие КПД удавалось получить д ступенях с различной степенью реактивности. В настоящее время в компрессорах мощных ГТУ применяются в ос- новном ступени с р=0,5, обеспечивающие большее повышение дав- ления при более высоких окружных скоростях. Ступени с р=1,0 .при- меняются при небольших (менее 200 м/с) окружных скоростях в тех случаях, когда необходимо обеспечить работу компрессора с постоян- ной частотой вращения при значительных изменениях расхода. Ступени последних отсеков многоступенчатых компрессоров выполняются иногда с промежуточной степенью реактивности 0,5<р<1. В последние годы стремление повысить степень сжатия и уменьшить габариты установки привело к практическому применению в компрес- сорах стационарных ГТУ одной или нескольких первых трансзвуковых Ступеней. В т,аких ступенях окружные скорости периферийных сечений рабочих лопаток велики (M,;Ji<il,6) и поток натекает на их входные кромки со сверхзвуковой скоростью. Переход к дозвуковым скоростям в каналах рабочего колеса осуществляется в системе скачков уплотне- ния. Направляющий аппарат обтекается с дозвуковыми скоростями [100]. От периферии к корню лопаток окружные скорости снижаются и поток, начиная с какого-то сечения, становится дозвуковым. В компрес- сорах с удачно спроектированными трансзвуковыми ступенями достиг- нута высокая экономичность [79, 131]. Профилирование компрессорных лопаток по длине (радиусу) сопря- жено с большими трудностями по сравнению с профилированием тур- бинных лопаток. Условие постоянства циркуляции (3.25) приводит при втулочном отношении DB/DH<0,6-5-0,7 к резкой неравномерности сте- пеней реактивности, чисел М, коэффициентов расхода и напора по ра- диусу. Коэффициент напора при £>в/Дн=0,4-:-0,5 должен изменяться от корня к периферии в 5—6 раз, КПД расположенных у корня элемен- тарных ступеней резко снижается, а лопатка получается сильно пере- крученной по высоте. При постоянной по радиусу реактивности [т= — 1 в (3.27)] и за- крутке по закону твердого тела йт=Лг2, где X=const, работа ступени оказывается пониженной из-за значительной неравномерности работы и скоростей по радиусу, которая неблагоприятна также для последую- щих ступеней. При т——1 и сохранении постоянства затраченной работы по ра- диусу hT=const вследствие резкого снижения осевых скоростей к пе- риферии работу ступени также приходится ограничивать. Нередки случаи, когда несмотря на тщательное профилирование не удается обеспечить расчетное распределение углов потока и скоро- стей по высоте лопаток в изолированной ступени и тем более в сту- пени, работающей в проточной части многоступенчатого компрессора. Основным методом доводки и улучшения показателей ступеней в этих случаях является разворот отдельных сечений лопаток для создания оптимальных условий течения на всех радиусах [19]. При благоприятных условиях — втулочных отношениях DB/DH= =0,65-:-0,8, небольших числах М?<0,5 — в оптимально спроектирован- ных ступенях с умеренной аэродинамической нагрузкой достигнуты КПД т]=93-;-94%. Работа (теоретический напор) таких ступеней со- ставляет 20—30 кДж/кг, коэффициенты теоретического напора фт=С <0,5-^0,6, степень повышения давления 1,1—1,25. При этом 30—40% потерь энергии в ступени составляют профильные потери, 15—25% — потери на трение в кольцевом канале, 35—45%—вторичные поте- ри [19]. 79 I
Из-за трудности профилирования по радиусу ступеней с малыми втулочными отношениями DB/DB^fi,5 нагрузку их приходится снижать до 1|:т=0,3-^0,4, особенно при повышенных числах М. Несмотря на этс КПД таких ступеней оказывается более низким: т]^88%. В компрессорах авиационных ГТД используются более высоконагру- женные дозвуковые ступени, работа которых достигает Лт—35-s- 40 кДж/кг при окружных скоростях около 350 м/с (-фт=0,8-^—0,9), а степени сжатия 1,35—1,4. КПД таких ступеней составляет 89—90%. Концевые потери возрастают при уменьшении удлинения (отноше? ния длины к хорде 1/Ь) лопаток и увеличении радиального зазора. По прочностным соображениям удлинения лопаток первых дозвуковых сту- пеней составляют //й^З,5-г-4,5. Лопатки последних ступеней выполня- ются с удлинениями' 1/Ь^2-?-2,5, для того чтобы уменьшить угол рас- крытия эквивалентного диффузора, повысить числа Re и уменьшить число лопаток. Снижение напора (работы) и КПД ускоряется при //&<!, особенно если при этом абсолютная высота лопаток /<30-г- 40 мм, т. е. зоны концевых течений смыкаются в центре канала. Мини- мальные высоты лопаток выполненных компрессоров составляют 15— 20 мм [100]. Относительные зазоры 8—8/1 принимаются в компрес- сорных ступенях обычно равными 0,5—1%. Если неуплотненный ради- альный зазор имеется на рабочих и направляющих лопатках, увели- чение его на 1 % высоты лопатки приводит к снижению подачи, работы и КПД ступени на 2—3%. Рис. 3.30. Подключение ступени компрессора к сети: 1 — ступень компрессора; 2 — трубопровод (тракт) на входе; 3—трубопровод (тракт) на выходе; 4 — емкость; 5 — дроссель (задвижка) Рис. 3.31. Характеристика, ступени компрессора Характеристики ступени. Неустойчивость. Если подключить компрес- сорную ступень к некоторой сети (рис. 3.30), можно, изменяя сопро- тивление сети с помощью, например, задвижки, создать различные, ре- жимы работы ступени (точки 1—4 на рис. 3.31) и получить ее харак теристику. В компрессорных ступенях при постоянных частоте вращениу и условиях на входе связи работы (степени сжатия) и КПД с расходом определяются формой треугольников скоростей и условиями обтеканиу профилей. При больших осевых скоростях (расходах) лопатки обте- каются с отрицательными углами атаки (1 на рис. 3.28 и 3.29), угль поворота потока малы, а работа ступени может быть небольшой, нуле- 80
вой или даже отрицательной. Потери при таких режимах обтекания решеток велики (отношение Су/Су растет с уменьшением угла атаки, особенно при i<iib см. рис. 3.28). Вследствие этого, хотя давление в ступени остается постоянным или снижается, температура воздуха рас- тет, так как вся сообщенная ему энергия переходит в теплоту. При уменьшении расхода (осевых скоростей), как это видно на рис. 3.29 из треугольников скоростей, направление потока, натекающе- го на входные кромки лопаток, изменяется, углы рДссг) уменьшаются, а углы атаки 1 = р)л—Pi и углы поворота потока в лопаточных каналах возрастают. На режимах, соответствующих оптимальному углу атаки лопаток, достигается максимальный КПД (3 на рис. 3.31), на режиме, соответствующем критическому углу атаки, — граница устойчивой ра- боты (4). Соответствующие этим режимам точки нанесены на рис. 3.28, а треугольники скоростей построены на рис. 3.29. Рис. 3.32. Срывные зоны в сту- пени компрессора (вид по хо- ду воздуха) Полученные расчетом или экспериментально характеристики ком- прессорных ступеней обобщаются с помощью методов подобия в виде зависимостей if, т)=Иф), где if=2/zs/M2=2cp7’I[E<ft~1)/ft—1]/и2 — коэф- фициент напора; шкалы ср и if также нанесены на рис. 3.31. Эти зави- симости являются однозначными при числах Re> (2-^-3) -105 и малых числах М. При М,Л., (Мс2) >0,5-^-0,6 кривые КПД и в меньшей степени работы расслаиваются. КПД снижаются на 3—4% при повышении М до 0,7, характеристики становятся круче, рабочий диапазон сужается (см. рис. 3.28). Геометрические параметры решеток влияют не только на показатели ступеней на расчетном режиме, но и на их характеристики. С повыше- нием степени реактивности рабочий диапазон изменения расхода, при котором сжатие происходит с высоким КПД, увеличивается (рис. 3.29). Увеличение густоты решеток и относительной толщины профилей повы- шает устойчивость течения и расширяет рабочую зону характеристики, а увеличение аэродинамической нагрузки (угла поворота потока, диф- фузорности каналов) сужает ее. На режимах с углами атаки, превышающими критические (см. рис. 3.28), на спинке лопаток происходит отрыв пограничного слоя и устойчивая работа решетки нарушается. Качественное изменение тече- ния происходит сначала в группе каналов (заштриховано на рис. 3.32,а) или,только в части проходного сечения группы каналов у корня (б) или вершин (в) лопаток, где осевые скорости ниже, а углы атаки выше, чем в центральной части канала. При дальнейшем уменьшении расхода через ступень срывные зоны, если они образовались первоначально у концов каналов, распространяются на всю их высоту, число срывных зон по окружности колеса возрастает, а интенсивность срывов усили- вается. В срывной зоне скорость потока резко падает, а при сильных срывах может становиться даже отрицательной, когда воздух через зо- ну срыва выбрасывается в направлении, противоположном основному потоку. Не охваченные срывом каналы работают с осевыми скоростя- ми, соответствующими режиму максимальной работы. 6-138 81
Вследствие меньших скоростей в срывной зоне; натекающий на нее невозмущенный поток тормозится и растекается, огибая зону (2, рис. 3.33). Та его часть, которая движется в направлении, противопо- ложном вращению, вызывает увеличение углов атаки лопаток и пере- водит в срывной режим каналы, расположенные с этой стороны на гра- нице зоны (5). С противоположной стороны зоны (4) углы натекания увеличиваются, а атаки уменьшаются и восстанавливается нормальное течение в каналах. В результате зона срыва непрерывно смещается в -сторону, противоположную вращению, со скоростью, составляющей Рис. 3.33. Обтекание лопаток при срывах: 1 — зона срыва; 2—растекание набегающего потока; 3 — канал входит в зону срыва: £>iKp; 4 — канал выходит из зоны срыва: £<*кр; &з1 — скорость движения зоны относительно ротора; &з2 — скорость движения зоны относительно статора «31=30-^-80% скорости вращения колеса. В абсолютном движении зо- ны вращаются в ту же сторону, что и ротор, но с ме'ньшей скоростью («з2<«) [93]. Другой причиной пониженной частоты вращения срыв- ных зон может быть.взаимодействие рабочих и направляющих решеток, в каналах которых срывы возникают с некоторым запаздыванием. В ре- зультате каналы рабочих лопаток, обгоняющие срывы в неподвижных каналах, выходят из зоны, а создаваемые направляющими лопатками возмущения вызывают срывы в следующих за зоной рабочих каналах с нормальным течением [100]. Скорости вращения зон зависят от гу- стоты решетки, расчетных углов закрутки потока на входе, втулочного отношения, режима работы, определяющего силу срывов, и других фак: торов. Относительная скорость вращения зон при многозонном частич- ном (не на всю высоту каналов) срыве, характерном для ступеней с небольшим втулочным отношением, составляет йз2=«з2/«=0,5^-0,7, а зон полного срыва, чаще наблюдающихся в ступенях с относительно короткими лопатками, м32=0,24-0,3. Известны случаи возникновения срывных течений одновременно во всех каналах венца или срыва в виде кольцевого вихря у периферии решетки, который сопро- вождается обратным перетоком воздуха [23]. В рассмотренных выше случаях, несмотря на срывные явления в проточной части, степень сжатия и подача компрессора сохранялись стабильными во времени, а нормальная работа ГТУ не нарушалась. При определенных условиях при пониженной частоте вращения и прак- тически всегда вблизи номинальной частоты возникновение срыва в про- точной части приводит к помпажу: автоколебаниям всей массы рабо- чей среды в системе компрессор — сеть. Качественной иллюстрацией помпажа может служить работа насоса, заполняющего высокую ем- кость (рис. 3.34). [23]. По мере закачки жйдкости гидростатическое давление на нагнетании насоса возрастает и рабочая точка на его ха- рактеристике смещается влево вверх по направлению 1-2-3. При дости- жении максимального напора (точка 3) насос не сможет подавать жид- кость в емкость; произойдет срыв потока и перемещение рабочей точки 82 '
по линии 3-4 на ветвь 4-5-6 с отрицательной подачей, на которой жид- кость вытекает из емкости через насос расходом тем большим, чем вы- ше уровень жидкости. Вследствие этого по мере опорожнения емкости рабочая точка будет смещаться в направлении 4-6. Дальнейшее по сравнению с точкой 6 снижение уровня в емкости вызовет скачкообраз- ное изменение режима насоса с переходом из точки 6 в точку 1 и вос- становлением подачи. При дальней- шей работе насоса будет осущест- вляться рассмотренный выше цикл между точками 1-2-3-4-5-6 с коле- баниями расхода и давления, амп- литуды и частоты которых определя- ются геометрическими размерами трубопроводов и емкости и конечно характеристикой насоса. В общем так же будут изменяться режимы компрессора, подающего воздух в замкнутый объем. Таким образом, помпаж представ- ляет собой автоколебательный про- цесс в системе компрессор — сеть. Закономерности его определяются характеристикой компрессора не т< (рис. 3.31), но и при более низких Рис. 3.34. Объяснение неустойчивой работы насоса )лько 'в устойчивой рабочей зоне и даже отрицательных расходах. Такая характеристика изображена кривыми /;s=0(G) на рис. 3.35, аналогичными характеристике насоса. Характеристикой является связь расхода с давлением перед дросселем или теряющейся на дросселе работой в форме /д=Ф(б). Динамические свойства системы определяются акустическими массами Даг^гДргДг) и Даз=/з/(рзДО присоединенных на входе (2) в компрессор и выходе (3) из него трактов (/2, 13 — их длины, Дг, Дз — площади), которые характеризуют инерционность системы, и акусти- ческой упругостью емкости 4 объемом V, расположенной перед дросселем: Са==; —mlа2 (см. рис. 3.30). Здесь m=V(> — масса воздуха, находящегося в емкости, а — скорость звука в ней. При колебаниях ускорение воздуха в трактах потребует разно- сти давлений, пропорциональной Ья, а скорость изменения давления в емкости свя- дана с разностью расходов через компрессор и дроссель величиной Са. В {30, 100] показано, что система статически устойчива во всех случаях, когда угол наклона касательной к характеристике сети Ф'=ДФ/Л0 больше, чем к харак- теристике компрессора Ф'>0'=Д6/ДО (точки 1—3 на рис. 3.35,а); при случайных изменениях расхода или давления режим будет возвращаться в исходную точку. Если, например, в точке 1 расход возрастет, это вызовет увеличение сопротивления сети (Д) и снижение степени сжатия компрессора (1"). При такой степени сжатия дроссель не сможет пропускать увеличенный расход воздуха, который будет сни-
жаться до наступления равновесия в исходной точке. При уменьшении расхода сте- пень сжатия компрессора оказывается больше, чем сопротивление сети. Это приводит к росту расхода до восстановления равновесия Эти же соображения сохраняют силу для точек' 2 и 3. Иначе обстоит дело в окрестностях точки 4, где изменения степени сжатия и сопротивления сети имеют одинаковый знак, а Ф'<{)'. При любом изменении расхода степень сжатия изменяется больше, чем потери на дросселе. Вслед- ствие этого возврата к исходной точке 4, в которой система статически неустойчива (как Маятник в вертикальном верхнем положении), не происходит, а режим стаби- лизируется в точках 2 или 3. Неравенство 0'’<£а/(Ф,С'а), характеризующее баланс энергии, подводимой к сре- де и рассеиваемой за цикл колебаний, является условием динамической устойчивости. .Если оно выполняется, колебания, возникающие при отклонении режима работы от точки равновесного, статически устойчивого режима, будут затухать. Если при пере- сечении' характеристик компрессора и сети (точка 1 на рис. 3.35,6) это условие не выполняется, при отклонениях режима от равновесного, являющегося статически устойчивым, в системе будут возникать незатухающие колебания. На этом же ри- сунке изображено развитие колебательного процесса на фазовой плоскости. При воз- никновении небольших колебаний (мягкое возбуждение) их траектории разматыва- ются до тех пор, пока ие устанавливается «устойчивый» колебательный цикл, кото- рый характеризуется равенством подведенной и рассеянной за цикл энергии (крива-я 2). Отрезки 3 и 4 определяют изменения расходов через компрессор и дроссель, ко- торые в процессе колебаний не одинаковы вследствие накопления воздуха в емкости. Отрезки 5 и 6 соответствуют изменениям давления на выходе из компрессора (или й«) и перед дросселем (или /д), где колебания давления больше. Существуют усло- вия, при которых кривая 2 пересекает ось ординат (точка 7). В этом случае направ- ление движения воздуха изменяется и происходит выброс его иа вход в компрессор. Рассмотренные условия статической и динамической устойчивости характеризуют поведение системы вблизи исходного режима. Даже если они выполняются и комп- рессор работает на правой устойчивой ветви характеристики, помпаж вес же может возникнуть. Для этого требуется жесткое возбуждение, т. е. первоначальное откло- нение режима от равновесного должно быть больше определенного предела. Развитие колебаний на фазовой плоскости показано для этого случая на рис. 3.35,в. Если на- чальное возмущение ие выводит точку за пределы внутреннего неустойчивого цикла (замкнутая кривая 3), траектории возникающих вследствие него колебаний будут наматываться на исходную точку /, а колебания — затухать. Если начальное возму- щение столь велико, что выводит соответствующую ему точку на фазовой плоскости за пределы внутреннего неустойчивого цикла, траектории возникающих колебаний будут разматываться до совпадения их с внешним устойчивым циклом (кривая 2) и в системе установятся помпажные колебания. Это и есть жесткий режим возбужде- ния. При возмущениях, выходящих за пределы кривой 2, траектории колебаний так- же будут наматываться па эту кривую (4 на рис. 3.35,в). В [30] показано также, что область устойчивой работы низкоиапорных компрес сорных ступеней расширяется с увеличением отношения L&ICa, снижением частоты вращения и повышением начальной температуры; положение границы устойчивости моделируется при п/Vt = const; устойчивость систем без емкости иа стороне на- гнетания увеличивается при увеличении длины тракта на входе и уменьшении длины тракта на выходе из ступени, а также при уменьшении сечений обоих Трактов; при наличии емкости и небольшой инерционности напорного трубопровода увеличение его длины повышает устойчивость; при уменьшении длины трактов частота колебаний возрастает, а ври увеличении частоты вращения и степени сжатия снижается; при увеличении объема нагнетательного тракта амплитуда колебаний увеличивается, а ча стота снижается; мягкий или жесткий характер возбуждения помпажных колебаний определяется -формой характеристики ступени; жесткий помпаж возникает на правой нисходящей ветви характеристики, если слева от точки максимума степени сжатия она снижается быстрее, чем справа. -84
Вращающийся срыв оказывает на лопатки компрессора силовое воз- действие на порядок более сильное, чем, например, аэродинамические •следы впереди расположенной решетки, и возбуждает колебания, кото- рые могут привести к быстрой поломке лопаток. Вследствие этого даже кратковременная работа с вращающимся срывом нежелательна, а дли- тельная недопустима. Помпаж, при котором нагрузки еще более велики и могут вызвать образование трещин или силовое разрушение деталей, является' аварийным состоянием ГТУ. Диапазон устойчивой работы ступени компрессора зависит от ее расчетных параметров. Он расши- ряется с увеличением степени реактивности, толщины профилей и рас- стояния от входной кромки до точки максимального прогиба и сужа- ется при повышении чисел М. Однако как бы ни проектировались сту- пени и выбирались расчетные точки при эксплуатации компрессоров с высокой степенью сжатия (см. ниже), неизбежны нерасчетные режимы, когда необходимы специальные меры, чтобы предупредить работу от- дельных ступеней с недопустимо низкими коэффициентами расхода и срывами. Простейшим средством обеспечения устойчивой работы ступени является увеличение расхода воздуха с выпуском его избытка через клапан за ступенью для согласования ее характеристики с характери- стикой сети. Увеличение затрат энергии на сжатие сбрасываемого воз- духа компенсируется повышением КПД ступени, особенно если она при этом выводится из срывного режима. Более тонким и эффективным, но конструктивно более сложным спо- собом обеспечения устойчивой работы ступеней с реактивностью около 50% при нерасчетных режимах компрессора является поворот отдель- ных венцов лопаток. Для того чтобы, например, при осевой скорости, •соответствующей состоянию 4 на рис. 3.29, обеспечить обтекание рабо- чей решетки с номинальным углом атаки, угол ся нужно уменьшить до с/, повернув (закрыв) входной направляющий аппарат (ВНА). Коэф- фициент теоретического напора ступени при этом уменьшится пропор- ционально коэффициенту расхода (или Ciz, если iz=const), удельные объемы воздуха и осевые скорости во II и последующих ступенях уве- личатся, а углы атаки уменьшатся. Вместе с тем прикрытие ВНА и вызванная им деформация треугольников скоростей приводят к увели- чению углов атаки лопаток поворотного направляющего аппарата (ПНА), которое увеличивает потери в каналах ПНА и может привести к возникновению в них срывов. Более широкое и эффективное регули- рование возможно при согласованном изменении углов установки на- правляющих лопаток нескольких (на практике до семи) ступеней. В ступенях с реактивностью, близкой к 100% (рис. 3.29,6), измене- ние угла установки направляющих лопаток не приводит к заметному изменению условий обтекания рабочего венца. Для расширения диапазона устойчивой работы ступеней и умень- шения сил, действующих на лопатки после возникновения срывов, при- меняются щели и выточки над рабочими лопатками. Они способствуют образованию у концов лопаток кольцевого срыва, не нарушающего симметрии течения. В итоге вращающийся срыв и повышенные силовые нагрузки возникают при существенно (на 20—30%) меньших расходах [23]. Напротив, перестройка потока в корневых сечениях, связанная с устройством бандажей по вершинам направляющих лопаток, сокра- щает запасы устойчивости последующих ступеней. Для повышения устойчивости важно также обеспечить равномер- ность потока на входе в ступень, так как срывы раньше возникают в зонах с пониженными осевыми скоростями и увеличенными углами 85
атаки. В компрессорах стационарных ГТУ она зависит в основном от профилирования угловых входных патрубков с направляющими аппа- ратами на выходе; вследствие низкого уровня скоростей на входе в патрубки (с!<30-^-50 м/с) и их значительной конфузорности (ci/c2< <0,2-Н),3) изменения условий течения на входе в патрубок практиче- ски не влияют на границу устойчивости. Многоступенчатые компрессоры. Степени сжатия, характерные для современных энергетических ГТУ, можно получить только с помощью многоступенчатых компрессоров. Типичное изменение параметров воз- духа в проточной части компрессора показано на рис. 3.36. Сжатие воз- духа сопровождается повышением его температуры и плотности. При этом у/у gO.JlS p/pi^efTVn^e0’685. (3.37) (3.38) Рис. 3.37. Изменения режимов работы ступеней при увеличении расхода: О — расчетная точка; 1—3 — изменения расхода и степени сжатия* (давления) в I—III ступенях Рис. 3.36. Изменения параметров воздуха и площадей проходных сечеиий в проточ- ной части многоступенчатого компрессора: I — изменения площадей при cz=const; 2 — то же при снижении cz/czl по приведенной на гра- фике кривой; 3 — изменения высот лопаток при DH=const; 4— то же при DB=const Вследствие повышения температуры воздуха, вызванного потерями в проточной части, сумма изоэнтропных теплоперепадов в ступенях ока- зывается больше, чем изоэнтропный теплоперепад, рассчитанный по температуре на входе в компрессор, а изоэнтропный КПД компрессора соответственно ниже, чем аналогичный КПД ступеней. Отношение SA/’ct/Ajk называют коэффициентом затраченной работы. При степенях сжатия ек>5 и числе ступеней z>10 значение его с погрешностью ме- нее 0,3% равно отношению политропного и изоэнтропного КПД ком- прессора. При проектировании многоступенчатых компрессоров высоты лопа- ток и скорости выбирают таким образом, чтобы получить оптимальные коэффициенты расхода и углы атаки профилей, обеспечивающие макси- мальный КПД каждой ступени и компр.ессора в целом. Для этого про- ходные сечения проточной части должны быть согласованы с изменения- ми параметров воздуха, которые показаны на рис. 3.36. Если через все ступени компрессора на расчетном режиме проходит один и тот же расход воздуха Gi = Gi=Gn=G=czFp=const (1 — первая, i—сред- 86
няя, п — последняя ступени, сг — осевая скорость, F=nDcpl), услови- ем неразрывности для различных ступеней является ipi--Czj7* --CznF прп> изменение площадей от ступени к ступени определится из выражения Fi1Fi=piCzd(p4czi) « czi/(cziBi0'685); (3.39) высоты лопаток будут равны Z4//i = FtDJ (F.D.) ^DlCzl/(Dtcziei«-6S5). (3.40) Осевые скорости по длине проточной части изменяются сравнитель- но мало (обычно они сохраняются постоянными или уменьшаются вдоль проточной части для увеличения длины лопаток и снижения по- терь в выходном диффузоре). Вследствие этого расчетная степень сжа- тия практически однозначно определяет относительные площади сту- пеней (рис. 3.36). Высоты лопаток зависят также от формы проточной части. На рис. 3.36 они приведены для двух крайних случаев. В первом из них (при DH=const) средние окружные скорости и работа ступеней вдоль проточной части возрастают, но высоты лопаток последних сту- пеней оказываются минимальными. Во втором (при DB—const) средние окружные скорости и работа ступеней ниже и при той же степени сжатия требуется большее число ступеней, но высоты последних лопа- ток увеличиваются. При выборе формы проточной части учитываются профилирование и индивидуальные особенности ступеней, в зависимо- сти от который они лучше работают при организации конуса у втулки или на периферии лопаток. Для многоступенчатых компрессоров на базе •ступеней К-50-1 ЦКТИ, например, проточная часть с DB=const просто не рекомендуется [19], тогда как высокоэкономичная проточная часть КВД ГТУ-42 ЛКЗ, широко используемая в компрессорах стационарных ГТУ, выполнена с ГД—const. Площади .проходных сечений ступеней компрессора, оптимальные для расчетного режима, не обеспечивают расчетных условий течения при изменении степени сжатия и плотности воздуха в проточной части. При изменении режима условия работы различных ступеней, их степени сжатия и КПД изменяются по-разному. Если, например, при постоян- ной частоте вращения расход на входе в многоступенчатый компрес- сор увеличивается (1 на рис. 3.37), это приводит к снижению работы I ступени и давления на входе во II ступень. Осевая скорость и коэффи- циент расхода в ней увеличиваются, степень сжатия снижается боль- ше, чем в I ступени, и т. д. Нарастание изменений тем боль- * те, чем круче характеристики ступеней. В итоге при изменениях сопротивления сети, на которую работает компрессор, сильнее всего нагружаются или разгружаются последние ступени. При пониженных частотах вращения возрастают нагрузки первых ступеней, а последние ступени разгружаются; при повышенных часто- тах вращения, наоборот, нагружаются последние ступени. Пусть при пониженных частотах вращения компрессор работает со степенью сжа- тия е=0,28 е0 (например, 2,8 и 10) и расходом G=0,35 Go (индекс нуль обозначает расчетный режим). Используя уравнение неразрывности и значения площадей про- ходных сечений, определенные для расчетного режима по (3.40); можно определить осевую скорость в i-й ступени: Czi = Gzi0(G/Go)(e£o/Ei)o.6S6. Осевая скорость на входе в I ступень c2i=czio-0,35, на выходе из последней сту- пени czn=KCz„o-0,35 (10/2,8) °’6S5=0,84 czn0. Приняв в качестве нулевого приближения, 87
Рис. 3.38. Изменения нагрузки первой, средней и последней ступеней компрессора в зави- симости от частоты вращения что давления изменяются по ступеням так же, как на расчетном режиме, найдем, что в средней ступени сг/ = сг,оО,35 К(eo/E)o.«es О,54сг;о. При пониженной степени сжатия площади проходных сечений последних ступе- ней малы и осевые скорости в них по сравнению с первыми ступенями возрастают. Если, например, принятым выше' параметрам соответствует частота рращения п— =О,6/го, коэффициенты расхода в средних ступенях будут близки к расчетным, в I сту- пени малы [<pi==<pi/<pio==c!ziUo/(Cziou) =0,35/0,6%0,6J, а в последней чрезмерно велики (<₽лосл=<р„/ф„о=0,84/0,6=1,4). Типичное распределение относительных коэффициентов расхода по ступеням компрессора при различных частотах вращения показано на рис. 3.38. При пониженных частотах вращения воздух сжимается в ос- новном в I группе ступеней (если в них не возникает срывов); послед- ние ступени могут работать даже в режиме торможения, т. е. дросселировать и подо- гревать воздух-» Вследствие неравномерной нагрузки ступеней значения плотности и осевой скорости в средних ступенях будут в действительности несколько иными, однако качественные выводы из-за этого не изме- нятся. На режимах с увеличенной по сравне- нию с расчетной степенью сжатия (напри- мер, при низких температурах атмосферного воздуха) площади проходных сечений по- следних ступеней оказываются завышенны- ми, а осевые скорости в этих ступенях сни- жаются (рис. 3.38). Эти особенности рабо- ты проточной части многоступенчатого ком- прессора учитываются при проектировании путем выбора соответствующей нагрузки различных групп ступеней. Вследствие повышенных чисел М, трудностей профилирования при небольших втулочных отношениях (£НС0,5) и необходимости обеспе- чить устойчивость в широком диапазоне изменения режимов I ступень выполняют с пониженной работой 18 кДж/кг, неболь- шими углами поворота потока и отрицательными углами атаки на рас- четном режиме. От I к средней ступени расчетный напор равномерно повышается, затем остается постоянным, а в двух-трех последних сту- пенях, режимы которых также могут существенно изменяться", иногда несколько снижается [100]. Для упрощения технологии и повышения надежности проектных ре- шений проточную часть компрессора можно формировать путем под- резки (для обеспечения требуемых площадей) одной отработанной и де- тально исследованной исходной ступени [19]. В этом случае одни и те же сечения исходной ступени во всех реальных ступенях распола- гаются на одном и том же радиусе, а осевые скорости, коэффициенты напора и работа во всех ступенях сохраняются примерно одинаковыми. Такой метод обеспечивает высокую экономичность компрессора, но воз- можность повышения работы в средних ступенях не используется, вслед- ствие чего общее число ступеней увеличивается. Для изображения характеристик многоступенчатых компрессоров в качестве аргументов используют числа М или относительные скоро- сти А как в абсолютном (Мс, /<), так и в относительном (Мм, Л.м) дви- жении (см. § 3.1) или пропорциональные числу Мс значения приведен- ного расхода ОУТ]р-, G \/Т]Тр1(р1 рру, (G\/T1p)l(GУТ/р)р =G и пропор- 88
циональные числу Ми значения приведенных частот вращения п/УТ', п/УТ/Тр, (п[УТ)](п[УТ)р^п. Наиболее употребительны при- веденные последними безразмерные относительные величины. Исполь- зование вместо параметров потока р и Т параметров торможения р* и Т* иногда удобнее и является вполне строгим, так как отношения р*!р и зависят только от чиЬел М или X. Каждому значению приведенных частот вращения п соответствуют свои кривые (изодромы) зависимостей степени сжатия от приведенно- го расхода: e=/(G). Совокупность этих кривых образует универсаль- ную характеристику (рис. 3.39). С повышением п крутизна изодром уве- личивается, а соответствующий им диапазон изменения расхода умень- шается. Это объясняется более сильным изменением осевых скоростей, коэффициентов расхода и степеней сжатия в последних ступенях по сравнению с первыми (рис. 3.37) и увеличением потерь при изменении углов атаки с повышением чисел М. «к 13- 12 - 11 - 10 - 9 - £ 7 - £ - S - 4 - 3 - 2 - 1 _ Рис. 3.39. Универсаль- ная характеристика компрессора Рис. 3.40. Обобщенные показатели . компрессо- ров при n=const: _ а — Ч=1(П); б —£2=ДП) Хорошее согласование работы ступеней, оптимальные углы атаки лопаток и высокая экономичность обеспечиваются не на всей изодроме, а только в точках с близкими к расчетным условиями обтекания. Ли- ния, соединяющая точки с максимальным КПД при различных приве- денных частотах вращения (/ на рис. 3.39), называется основной ли- нией. Другим точкам на изодромах соответствуют свои, более низкие, чем на основной линии, значения КПД. Кривые их изменения при за- данных приведенных частотах вращения строятся при пологих изодро- мах в зависимости от расхода, при крутых — от степени сжатия (линии II и III на рис. 3.39). Чаще всего такое построение является промежу- точным и на универсальную характеристику наносят линии постоян- ных КПД. 89
Линии е, •r]=f(G), построенные для различных приведенных частот вращения, обобщаются, как показано на рис. 3.40, в виде зависимостей Й, т]к=/(П), где П=П/По; Q—fi/Q0; Цк=ЦкЛ]ко; Й=АГК/(п2Г1к) — средний коэффициент затраченной работьц_П=С? ]г Т2К/(TiKzKl пк —- коэффициент расхода в средней (при 8=]/ек) ступени; Йо, По и т)ко — показатели на режиме с максимальным КПД (на основной линии). При таком обобщении предполагается, что коэффициенты расхода в первых и последних ступенях изменяются в разные стороны так, что влияние Рис. 3.41. Изменения обобщенных показателей компрессоров вдоль основных линий: а — степени сжатия; б — приведенного расхода; в — КПД их изменений на степень сжатия взаимно компенсируется, числа М ма- ло влияют на обтекание лопаток и подобие режимов определяется в основном треугольниками скоростей в средней ступени. Зависимости отнесенных к соответствующим значениям в расчетной точке степеней сжатия на основной линии е=е/вр, где е=Еол, приве- денных расходов G = (GV^TJp)J(GVT/p)v, где (Gp<7’//7) = (Gp"7,/Jp)OJI, и КПД ц=-г]/цр, где г]=т]ол> от относительных приведенных частот вра- щения, полученные в результате обобщения характеристик большого числа компрессоров [51, 100], даны на рис. 3.41. В компрессорах с небольшой степенью сжатия (ек<3) изменения площадей проходных сечений вдоль проточной части и рассогласование работы ступеней при снижении частоты вращения сравнительно неве- лики. Снижение чисел М и связанное с этим уменьшение потерь при понижении частоты вращения может при таких степенях сжатия ока- заться более существенным, чем ухудшение экономичности последних ступеней из-за изменения режима их работы, и КПД компрессора при й=0,8-5-0,9 может быть даже выше, чем на номинальном режиме. Вы- сокая экономичность компрессоров с расчетной степенью сжатия ер= =2-*-3 сохраняется при снижении приведенных частот вращения до 90
/глгО.З (рис. 3.42). С ростом расчетной степени сжатия рассогласование работы сту- пеней при изменении часто-- ты вращения усиливается и КПД компрессора быстро снижается. При й<0,5-^-0,7 на основной линии возмож- ны режимы работы таких компрессоров со срывами в первых ступенях и дроссели- рованием в последних, а для обеспечеия надежной рабо- ты и сохранения высокой экономичности при исполь- зовании во всережимных ГТУ может потребоваться изменение углов установки направляющих лопаток не- скольких первых ступеней. Характеристика компрес- сора на рис. 3.39 слева ог- раничивается границей ус- тойчивости или помпажа. Для обеспечения работы >без срывов и помпажа точка номинального режима на ха- рактеристике компрессора должна выбираться с доста- точным запасом устойчиво- / Gd е \ сти z. Обычно z= (7.—2~1IX ' оЕ еР / XI00 2s 20 %. Необходимо Рис. 3.42. Характеристики компрессоров ГТ-25-700-1 при п«0,3: 1 — напорная ветвь: 2 — срывная ветвь; 3 — при авто- номных испытаниях также, чтобы достаточные запасы устойчивости обеспечивались при из- менениях внешних условий и нагрузки ГТУ. Если распространить изложенные выше представления о помпаже па проточную часть многоступенчатого компрессора и считать все сту- пени, кроме рассматриваемой, сетью, на которую эта ступень работает, можно прийти к выводу, что возникновение помпажа компрессора бу- дет зависеть от газодинамических и акустических характеристик: экви- валентной емкости и инерционности различных групп ступеней. Вслед- ствие этого при близких к номинальным частотах вращения (п>0,5-^- 0,6) и степенях сжатия положение границы помпажа в поле характе- ристики (см. ниже) практически не зависит от внешней сети: опреде- ленное при автономных стендовых испытаниях, оно оказывается дей- ствительным и при работе компрессора в составе ГТУ. При эксплуата- ции сложных ГТУ (ГТ-12-3, ГТ-25, ГТУ-50), тракты которых включали по два-три компрессора с промежуточными воздухоохладителями, пом- паж возникал из-за срыва потока в КНД. В установках со значитель- ной емкостью напорного тракта (трубопроводы и регенератор) помпаж заключался в полном срыве потока с выбросом воздуха в камеру вса- сывания и сопровождался характерным шумом, снижением до нуля нагрузки, а в тех случаях, когда отключение ГТУ несколько запаздыва- ло,— забросом температуры газов. Повторного толчка давлений не на- 91
блюдалось. В установках без регенерации выбег после попадания в помпаж и отключения сопровождался несколькими более слабыми толч- ками давления. Возбуждение помпажа во всех случаях было мягким. Внешних при- знаков его приближения (пульсаций давления, колебаний нагрузки) не наблюдалось. ГТУ нормально работали на режимах, даже небольшие . изменения которых, например при снижении степени сжатия следующе- го компрессора на 1—3%, сразу приводили к помпажу. При испытаниях установки ГТ-12-3 имитировалось жесткое возбуж- дение помпажа на режиме с запасом устойчивости КНД 2^11%. Воз- мущения, существенно превышавшие возможные при нормальной экс- плуатации, не вызывали нарушения устойчивости агрегата. При пониженных частотах вращения ГТУ с двумя или тремя по- следовательно расположенными компрессорами нередко работают устойчиво, без помпажа, на режимах, при которых коэффициенты рас- хода всех ступеней КНД существенно ниже, чем соответствующие гра- нице устойчивости изолированной ступени. На этих режимах в проточ- ной части КНД наблюдается интенсивный вращающийся срыв. Общая устойчивость потока обеспечивается стабилизирующим действием КВД, режимы работы которого далеки от помпажных. Показанная на рис. 3.42 характеристика КНД ГТ-25 при п=0,3 бы- ла снята в составе ГТУ. При автономных стендовых испытаниях этого компрессора помпаж при п=0,3 возникал уже при GK 0,18 (точка 3 на рис. 3.42). При повышении частоты вращения до п=0,5-^-0,6 ра- ’ бота КНД на срывной ветви характеристики вызвала помпаж компрес- сорной группы ГТУ. Если срыв распространяется на всю проточную часть, создавая зону, вращающуюся во всех ступенях с одинаковой скоростью, происходит разрыв характеристики компрессора (рис. 3.42, КВД). При увеличении расхода прекращение срывных явлений наблюда- ется при более высоких расходах, чем их возникновение. В области гистерезиса одному и тому же расходу могут соответствовать разные точки по напору и КПД, отражающие работу на режиме с полным, срывом и без него. При повышении частоты вращения компрессора, работающего с полным однозонным срывом, степень сжатия и подача изменяются мало, так как занятая срывной зоной дуга окружности уве- личивается, а КПД компрессора снижается. Это явление, называемое иногда «тихим помпажом», наблюдается, например, при резком повы- шении сопротивления сети в момент зажигания топлива, вызывает «за- висание» вала ГТУ и делает невозможном продолжение пуска из-за недопустимого повышения температуры газов при увеличении расхода топлива. Таким образом, верхняя часть границы помпажа (линия 2-3 на рис. 3.39) определяется полным срывом потока в последней или сред- них ступенях и в высоконапорных осевых компрессорах стационарных ГТУ практически не зависит от характеристик сети (см. выше). Вдоль границы помпажа режимы работы компрессора изменяются таким об- разом, что срыв потока, вызывающий помпаж, в окрестностях точки 3 возникает не в последней, а в I ступени. Положение границы срывов (линия 3-3') полностью определяется условиями течения внутри компрессора и также не зависит от харак- теристик сети. Вдоль линии 3-3' существует, например, однозонный, ча- стичный (у верха лопаток) вращающийся срыв, дута зоны которого уменьшается от 3 к 3'. При дальнейшем снижении частот вращения могут возникать вторая (линия 3") и третья (3"') зоны срыва, которые 92
могут распространяться и на другие ступени, не вызывая помпажа. Та- ким образом, в области между границами помпажа и срыва при по- ниженных частотах вращения (4-3-3') отдельные ступени работают с вращающимся срывом, но общая устойчивость работы компрессора не нарушается. Возникновение помпажа здесь может быть связано с ха- рактеристиками сети, а положение линии 3-4 может несколько изме- няться в зависимости от них. Уменьшение сопротивления сети и степени сжатия в компрессоре приводит к увеличению осевых скоростей по проточной части и возник- новению в последних ступенях срывов при критических отрицательных углах атаки (точка 6 на характеристике рис. 3.39). Такие срывы не на- рушают устойчивости режимов, как помпаж, но могут вызвать автоко- лебания (флаттер) лопаток и привести к их усталостным поломкам. При высоких частотах вращения (выше точки 5 на рис. 3.39) срывы в последних ступенях могут сопровождаться запиранием каналов и вол- новыми явлениями вследствие возникновения в них критических ско- ростей. Увеличение подачи (расхода) компрессора при повышении час- тоты вращения может ограничиваться возникновением критических чи- сел М в I ступени. Положение границы устойчивости многоступенчатого компрессора кроме рассмотренных выше факторов, зависит также от распределения нагрузок и выбора расчетного режима работы отдельных ступеней и групп ступеней. Расчетные границы устойчивости компрессоров, проточная часть ко- торых выполнена из однотипных ступеней при различном распределе- нии коэффициентов расхода между ними на расчетном режиме, показа- ны на рис. 3.43 [19]. Недогрузка (увеличение расчетных коэффициен- тов расхода) первых ступеней расширяет область устойчивой работы Рис. 3.43. Влияние распределения коэффициентов расхода но ступеням на положение границы помпажа. Положения границы помпажа 1„ 2 и 3 соответствуют указанным в поле рисунка законам изменения <р по ступеням Рис. 3.44. Зависимости координат границы помпажа от расчетных параметров (Gp, ер): / — с бандажами на направляющих лопатках; 2—‘без них Рнс. з.«.
при пониженных, последних — при номинальных и повышенных часто- тах вращения. Установка бандажей на направляющие лопатки уменьшает зону устойчивой работы многоступенчатых компрессоров вследствие умень- шения осевых скоростей и увеличения углов потока у внутренней об- разующей проточной части в сечениях, перед которыми открывается подбандажный радиальный зазор. Эти изменения нарастают от ступени к ступени и приводят к возникновению срывов в прикорневых сечениях рабочих лопаток и помпажу при средних коэффициентах расхода су- щественно более высоких, чем в' изолированной ступени. На рис. 3.44 данные о границах помпажа компрессоров обобщены в координатах (сп/ер) =/(ер) с использованием в качестве параметра относительного приведенного расхода на границе помпажа (с индексом п) Gn/GP [51]. Из сравнения кривых видно, что при близких к расчетным расходам, где устойчивость лимитируется последними ступенями, при наличии банда- жей зона устойчивой работы уменьшается при_ различных расчетных степенях сжатия на 15—25%. При расходах Gn/GP<0,7-G0,8 помпаж возникает вследствие срывов в первых ступенях и установка бандажей не влияет на устойчивость. Характеристики многоступенчатого компрессора можно построить, рассчитав последовательно все ступени при заданных расходах на вхо- де и частотах вращения или суммируя характеристики модельных сту- пеней [19, 100]. Однако из-за недостаточности знаний о взаимном влия- нии ступеней при нерасчетных режимах полученные такими методами результаты при условиях, даДеких от номинальных, недостаточно на- дежны. Вследствие этого для построения характеристик компрессоров проводятся их натурные или модельные испытания на стендах. Приближенно рассчитать характеристику компрессора можно, ис- пользуя обобщенные данные: при заданной расчетной степени сжатия с помощью рис. 3.41 определить точки, образующие основную линию, и при выбранных значениях п^=п0 по этим точкам рассчитать с по- мощью рис. 3.40 изодромы,- по рис. 3.44 найти положение границы пом- пажа. 3.5. КОНСТРУКЦИИ И ПРОЧНОСТЬ УЗЛОВ ТУРБОМАШИН Условия нагружения лопаток. Неподвижные сопловые (направляю- щие) лопатки I ступени турбин омываются газами, максимальные (местные) температуры которых могут значительно (на 100—200 К) превышать среднюю температуру. Газовый поток действует на лопатки с силой, вызывающей в них изгибные напряжения как постоянные, так и переменные, связанные с неизбежной нестационарностью потока. Из-за неравномерности температуры газов в пространстве и времени (при пусках, остановах, изменении режимов) в лопатках возникают стационарные и переменные термические напряжения. Наконец, содер- жащиеся в газах частицы и соединения могут вызывать износ (эрозию и коррозию) лопаток. Температуры, действующие на рабочие лопатки, несколько ниже из-за усреднения ими окружной неравномерности при вращении и сни- жении температуры потока при расширении в соплах. Зато напряжения в рабочих лопатках значительно выше из-за возникающих при враще- нии центробежных сил. Значительно больше и переменные газовые си- лы, действующие на рабочие лопатки вследствие неравномерного по окружности распределения температур и давлений. Частоты возмущаю- щих сил пропорциональны частоте вращения, а коэффициент пропор- 34
циональности (кратность) зависит от источников этих сил, которыми могут быть неравномерность, возникающая в угловых входных патруб- ках или камерах сгорания, неодинаковость работы параллельно вклю- ченных пламенных труб камер сгорания, искажения потока в стыках горизонтальных разъемов или сопловых сегментов, аэродинамические следы сопловых лопаток, стоек и т. д. Напряжения, возникающие у корня рабочих лопаток под действием центробеж- ных сил, и=2ри2ср//£)С1р=2лр (п/60) ?Ф/С, (3.41) где Ф=л£>Ср1; Л'<1—коэффициент разгрузки. Он зависит от изменения площади се- чений лопатки по длине, которое характеризуется отношением площадей сечений у вершины (Дв) и корня (Дв) Г=ДН/ДВ, относительной длиной лопатки и законом изменения сечений по ее длине, а при степенном законе — показателем степени а уравнения FrIFB=\—(1—F) [г—Гв)//]“. линейным изменением пло- же, £1=3. Сплошные- ли- Рис. 3.45. Рис. 3.46. Рис. 3.45. Растягивающие напряжения по. длине лопаток: лопатка .постоянного сечення; 2 — лопатка переменного сечения с щади по длине, а=1; 3— лопатка переменного сечения, с=2; 4—то нии — £>=0,5, штриховые — £>=0,7 Рис. 3.46. Распределение температур, °C, (а) и термических напряжения, МПа, (б) в среднем сечении рабочей лопатки I ступени ГТУ ЛМЗ при температуре газов 1193 К I Обычно 0,2^Д^1; 1^а^2; /<>0,45-^0,55. Распределения напряжений по длине лопаток различной формы прн piA=const показаны на рис. 3.45. За единицу приняты, напряжения в корне лопаток постоянного сечения (оЕ). При с>2 площади лопаток по высоте резко уменьшаются, сечения с наибольшими растягивающими напряжения- ми смещаются от корня лопаток, а уровень напряжений практически не снижается. Бандажи, полки и проволочные связи создают дополнительные нагрузки, которые увеличивают напряжения в корневом сечении на 15—30%. Изгибные напряжения в корневом сечении лопатки, возникающие вследствие по- ворота газового потока в каналах и разности давлений, равны ои=Р1/(21Г), (3-42) где Р — равнодействующая газовых сил; W — момент сопротивления сечения отно- сительно оси минимальной жесткости. 95-
Рис. 3.47. Колебательные процессы: 40 — свободные незатухающие колебания; б — свободные затухающие колебания; в — вынуж- денные колебания Максимальные изгибающие напря- жения возникают в точках, наиболее удаленных от плоскости изгиба. В кром- ках они растягивающие, на спинке — сжимающие. Часто рабочие лопатки кон- струируют таким образом, чтобы изги- бающий момент от действия газовых сил компенсировался противоположно направленным моментом от центробеж- ных снл. Для этого цецтры тяжести различных по высоте сечений лопатки (ось лопатки) располагают не по ра- диусу, а наклонно в сторону спинки. Свести к нулю изгибные напряжения в рабочих лопатках таким путем не уда- ется, так как моменты от газовых и центробежных сил по-разному изменя- ются при изменениях режима работы. Термические напряжения скла- дываются с механическими и мо- гут на различных участках сече- ния увеличивать или уменьшать их. На рис. 3.46 показано расчет- ное распределение температур и термических напряжений в сечении ох- лаждаемой рабочей лопатки на стационарном режиме при температуре газа 900 °C. Сложное распределение напряжений объясняется несиммет- ричностью формы профиля и распределения в нем температур, Наиболь- шие растягивающие напряжения наблюдаются в холодных зонах: на выходной кромке и в центре сечения, вблизи каналов для пропуска ох- лаждающего воздуха; наибольшие сжимающие напряжения, разгружаю- щие материал от действия центробежных сил, — в наиболее нагретых местах: на входной кромке и поверхности головной части профиля. Нестационарные градиенты температур и термические напряже- ния в охлаждаемых лопатках меньше, чем в неохлаждаемых. Вырав- нивание температур в сечении за счет более рационального охлажде- ния способствует уменьшению термических напряжений. Закрепленная в хвостовике лопатка представляет собой стержень, который, бу- дучи выведен из состояния равновесия, свободно колеблется так, что положение у какого-то его сечения в момент времени т определяется уравнением </=£osin (рсобТ+«), (3.43) где Lo—амплитуда, зависящая от начального прогиба у,о и формы колебаний (см. ниже); рсоб — круговая частота колебаний; а —фазовый угол (рис. 3.47,а). Время одного цикла колебаний Т называется периодом, a fсоб=1/£=Рсоб/(2л) — 'частотой собственных колебаний. Вследствие внутреннего трения (вязкости) в материале лопаток возникает сила сопротивления колебаниям, вызывающая их затухание в соответствии с" уравнением y=Lverht sin(pCoo + a), (3.44) где h — пропорциональный силе сопротивления коэффициент затухания колебаний. Отношение амплитуд за период колебания (рис. 3.47,6) характеризует способ- ность материала и конструкции рассеивать энергию и демпфировать колебания. Его натуральный логарифм e«Px=ln(i/i/i/2)=ln е'1Г=йГ (3.45) :96
называется логарифмическим декрементом колебаний. Период и частота затухающих собственных колебаний остаются неизменными. Чтобы поддерживать колебания, рассеиваемая энергия должна восволняться нзвне. Переменная составляющая газовых сил (Р на рис. 3.47,в), вызванная окружной не- равномерностью или нестационарностью потока, обычно невелика и равна лишь не- скольким процентам постоянного среднего значения газовых сил. Вследствие этого значения амплитуд оказываются максимальными при резонансе, т. е. при совпадении или близости (в пределах ±5—15%) частоты возбуждающей силы и собственных ко- лебаний, а соответствующие им динамические напряжения в корневом сечении ло латки с моментом сопротивления W равны Ои.двн=4л^/(6мехй?')]С, (3.46) ч где С — коэффициент, зависящий от формы колебаний. Напряжения от статического действия той же нагрузки определяются из (3.42), а ов.две/сги.ст=2лС/8мСх- Для первой формы изгибных колебаний консольных лопаток, которая является наиболее опасной, Cj=0,4440. В этом случае при бМех=0,02 отношение аи.дВг,7ои.ст= = 139,5, т. е. динамические напряжения превышают статические в 140 раз. Для более высоких форм напряжения существенно ниже: C2/Ci=0,0890, C3/Ci=0,0186 и т. д. Полоса опасных частот тем уже, чем выше декремент колебаний. Вне ее действие периодических сил не приводит к заметному росту напряжений. Наиболее простыми являются колебания заделанной с одной стороны ‘ (у корня) лопатки относительно оси минимальной жесткости сечения (тангенциальные или изгибные колебания), при которых узел (неподвижное в пространстве сечение) нахо- дится в заделке (1-я форма или тон, 1 на рис. 3.48). Более высокие формы изгибных колебаний и узловые линии на лопатке прн этих формах, а также при крутильных коле- баниях относительно продольной оси лопатки и сложных колебаний показаны на этом же рисунке. При колебаниях высших форм сечения с максимальными напряжениями не совпадают с узловыми линиями. Собственная частота изгибных колебаний лопатки определяется по формуле = , (3.47) I2 Т ?г Коэффициент а зависит от формы колебаний, характера измеиеиия сечения ло- патки по высоте и способа заделки. Вследствие трудностей его вычисления уточнение собственных частот и положения узловых линий при колебаниях различных видов и форм с учетом условий заделки лопаток производится экспериментально (на стенде). В рабочих условиях на собственные частоты лопаток ft влияют их температура и частота вращения ротора. Центробежные силы стремятся вернуть изогнувшуюся в процессе колебаний лопатку в радиальное положение. Это приводит к увеличению ее жесткости и собственной частоты колебаний. При повышении температуры t модуль упругости и собственные частоты колебаний снижаются. В итоге ft = У fo2 / n V £opt \ 60 J ’ (3.48) где fo — частота при комнатной температуре без вращения; значения В составля- ют [44]: Относительный диаметр D/1 . . . . 2,5 4 7 В для лопаток с F = const. . .1,2 2,45 4,8 В для лопаток с К =^0,2 ............... 3,0 4,15 6,9 11 15 8 11.1 И,1 — Опасность возбуждения колебаний существует не только тогда, когда частота возмущающей силы совпадает с собственной частотой колебаний лопатки, но и в тех 7—138 97
случаях, когда она кратна ей. Оценка опасных режимов производится с помощью резонансных диаграмм (рис. 3.49,а). Точки пересечения линий собственных частот лопаток с лучами гармоник (кратностей) возмущающих сил fBOS=kn/60 соответству- ют резонансным частотам вращения, на которых наблюдаются повышенные напряже- ния (рис. 3.49,6). Резонансы высокой кратности наблюдаются иногда в турбинных лопатках при постоянной частоте вращения из-за изменения собственных частот в зависимости от нагрузки (температуры газов, рис. 3.49,в). ж -НН9Н ч ВО) Рис. 3.49. Режимы возбуждения колебаний лопаток: а — резонансная диаграмма компрессорной ступени; б — от- носительные напряжения при резонансах; в — резонанс турбинной лопаткн при изменении нагрузки; 2—10 — крат- ности частоты вращения; k—zB л — кратность, соответству- ющая числу лопаток предыдущего направляющего аппара- та; К=2,25 — кратность колебаний, возбуждаемых вращаю- щимся срывом; /„ и /12 — собственные частоты лопатки при нзгнбных колебаниях по первой н второй формам; zH л — число направляющих лопаток В компрессорах резонансные колебания возникают также на режимах вращаю- щегося срыва. Так как срывные зоны вращаются со скоростью п3, отличающейся от частоты вращения ротора, частоты возбуждаемых ими колебаний f=kn (1 —n3/n) /60=fe'n/60 Здесь k — целые числа, соответствующие или кратные числу срывных зои г. Напри- мер, при 2=3 и п3/п=0,25 частота возбуждающей силы fBo36=2,25-n/60 (рис. 3 49,а). При изгибиых или крутильных колебаниях профильной части лопатки направле- ние скорости обтекающего лопатку потока, углы атаки и аэродинамическая нагрузка на лопатку изменяются с частотой, равной частоте колебаний. В результате даже при 98
отсутствии каких-лдбо возмущений в потоке возникает периодически действующая на лопатку сила. Если эта сила опережает перемещение по фазе (рис. 3.47,в), совер- шаемая ею работа будет раскачивать лопатку. Произвольное отклонение лопатки от равновесного положения вызовет в этом случае установившиеся автоколебания •с амплитудой, которая будет определяться равенством работ аэродинамического возбуждения и механического демпфирования, и значительное повышение напряже- ний в лопатках. Если сила отстает по фазе от перемещения, на преодоление ее дей- ствия будет затрачиваться работа, а колебания лопатки будут демпфироваться. Аналогично механическому логарифмическому декременту колебаний вводится аэродинамический декремент 6а — отношение энергии, рассеиваемой за цикл колеба- ний, к удвоенной энергии колеблющейся лопатки. В [82] показано, что при изгибных колебаниях €a==K(pr62/m)[w/(62rtf)], (3.49) где К — коэффициент пропорциональности, зависящий от геометрических характери- стик решетки, фазового угла, а в общем случае — также и от числа Струхаля; 2nf=i=p — круговая частота; w — скорость потока. Аналогичные по структуре выражения получены и для других видов колебаний. Для компрессорных лопаток аэродинамические декременты колебаний оказы- ваются на порядок более высокими, чем механические (например, в [82] для кон- кретного случая ба=0,073, 6Mei=0,007), а аэродинамическое демпфирование играет более важную роль, чем механическое: Первая оценка прочности лопаток производится по сумме стати- ческих напряжений от центробежных сил и изгиба а?. Напряжения от центробежных сил определяются при номинальной (например, 3000 об/мин), а для турбомашин, работающих с переменной частотой вращения, — при максимальной допустимой для эксплуатации часто- те вращения; напряжения от изгиба — на режимах максимальной дли- тельной мощности (например, при минимальной температуре наруж- ного воздуха). В компрессорных лопатках наиболее напряженным является обыч- но корневое сечение. Напряжения растяжения от действия центробеж- ных сил в стальных лопатках первых ступеней достигают 150— 200 МПа, последних ступеней — 80—120 МПа; статические напряже- ния от изгиба по опыту конструирования стремятся ограничить уровнем 35—40 МПа (в компрессорах авиационных ГТД допускаются напряжения от изгиба до 80—120 МПа в лопатках первых и до 150— 250 МПа в лопатках последних ступеней). В проточной части турбины температура газов неравномерна по радиусу, и обычно её Максимум приходится на середину лопатки (рис. 3.50). 7* 99
Вследствие того что предел длительной прочности од.п быстро сни- жается при повышении температуры, опасным (с минимальным запа- сом прочности) оказывается не корневое сечение, а сечение, располо- женное на расстоянии (0,2-i-0,5) I от корня рабочей лопатки. Расчет по средней температуре (штрихпунктирные линии Т, од.п и К на рис. 3.50) существенно искажает напряженное состояние. Влиять на прочность охлаждаемых турбинных лопаток мржно не только снижением напряжения, но и уменьшением температуры до уровня, при котором полученные напряжения являются допустимыми (путем совершенствования системы охлаждения, снижения темпера- туры или увеличения расхода охлаждающего воздуха). Оценка работоспособности лопаток по длительной прочности с уче- том их работы на различных режимах производится путем суммирова- ния повреждаемости. Считается, что для исходного состояния детали, степень повреждения /7=0, а в момент разрушения (или появления трещины, если после этого лопатка неработоспо- собна) /7=1. При работе в течение времени т, на режиме с напряжениями а, при температуре Т,, которым соответствует время до разрушения тр,-, степень поврежде- ния (повреждаемость, исчерпание долговечности) лопатки составит /71=т;/тР{, а за- пас долговечности Суммарное исчерпание долговечности (эквивалент- ная степень повреждения) при работе на различных режимах и линейном суммиро- вании повреждений # ли п ЛЭКв= 2//;= 2(т;Лр£)= 2(МКТ.). (3.50> 1=1 1=1 1=1 а эквивалентный запас долговечности экв— 1//7экв. (3.51) Оценим, например, долговечность лопаток ГТУ, в сумме 6 тыс. ч по суточному графику нагрузок со следующими которая в течение года работает напряжениями и температурами: Время работы за сутки т", ч Относительная нагрузка 7V,7VHOM . 8 ... 0,5 8 0,9 6 1,0 2 1,1 Температура лопатки 7\, К. . . ... 850 990 1(30 1070 Суммарные напряжения с,-, МПа . 100 140 150 160 Время до разрушения, tDt-, 1-К5 ч . . . . 10 2 0,25 0,03 Время работы за год tt-, 11С—3 ч . . . , ... 2 2 1,5 0,5 Повреждаемость 77;, 1-102 . . 0,2 1,0 6,0 16,7 Запас долговечности /С 1 ... 500 100 16,7 6,0 Суммарное исчерпание долговечности за год составит /7ЭКВ=0,002+ 0,010+0,060+0,167=0,239; расчетный срок службы лопаток тр.Экв=6-103/0,239=25,1 -10s ч. Решающий вклад в повреждаемость вносит режим с максимальными температу- рой и напряжением. Если исключить работу с перегрузкой (7V/7VHom—1,1) и увели- чить на это же время режим с 7V/7VHOm=1, получим /7янв=0,092; тр Экв=65,2 -103 ч; 7СТ экв 10,9. Длительная прочность деталей, в частности лопаток, при цикличе- ском характере нагрузки уменьшается. При этом отношение д- ___сд п при циклической нагрузке <. 2 °д.п при непрерывной нагрузке зависит от числа циклов z и снижается при повышении температуры. Az=l—-/ЦТ”) 1g2- Для сплава ЖС6К, например, Д=0,03 при Т= 100
= 1073 К и 0,125 при 1273 К. В последнем случае за 1000 циклов предел длительной прочности снижается на 35—40 По- переменные напряжения, возникающие в лопатках при колебаниях, складываются с постоянными напряжениями от центробежных сил и изгиба Oz. Вследствие этого напряжения растяжения и сжатия ока- зываются неодинаковыми по абсолютной величине, а цикл нагруже- ния несимметричным. Для такого цикла предельно допустимая ампли- туда переменных напряжений тем меньше, чем бопьше их постоянная составляющая. При проектировании лопаток и в эксплуатации регламентируют- ся требования к соотношениям их собственных частот и рабочих (и кратных им) частот вращения [44]. Выполнение этих требований не всегда обеспечивает надежность лопаток. Вследствие этого на го- ловных образцах ГТУ проводятся обычно подробные эксперименталь- ные исследования вибрационного состояния- лопаток с определением амплитуд, частот и напряжений при колебаниях различных форм на всех реально возможных в эксплуатации режимах работы. Запас усталостной прочности К—о_1Л/о оценивается по опреде- ленным экспериментально конструктивным пределам выносливости лопаток О—1л- С учетом погрешностей определения напряжений при тензометрировании, их разброса между лопатками, а также эксплуа- тационного износа и возможных повреждений поверхности принима- ется К^4 для рабочих частот вращения и для проходных ча- стот вращения. Для лопаток быстро пускаемых ГТУ характерна цикличность статических, механических и термических нагрузок, под действием которых при сравнительно небольшом числе циклов (1-102— 1-Ю5} развивается малоцикловая усталость. * Считается, что надежная работа лопатки может быть обеспечена, если расчетный размах деформаций в 2—2,5 раза меньше вызываю- щего разрушение при заданном числе циклов или если число циклов до разрушения при расчетном размахе деформаций в 15—25 раз больше заданного [43]. Высокая прочность при циклических нагрузках обеспечивается при хорошем сочетании прочностных и пластических свойств материала. Она снижается при наличии местных дефектов и концентраторов напряжений. В действительности лопатки, как и многие другие детали ГТУ, испытывают одновременно действие разнородных динамических, по- вторяющихся статических нагрузок и теплосмен, вызывающих терми- ческие напряжения. Расчетное суммирование этих нагрузок и опре- деление их дорустимых (по совокупности) значений пока недостаточ- но надежно. Вследствие этого работоспособность лопаток обеспечи- вается на основе опыта конструирования и эксплуатации, а также эквивалентных испытаний, моделирующих рабочие условия [43]. Конструкции лопаточного аппарата, характерные неполадки. Первое требование, которому должна отвечать конструкция турбома- шин-, это обеспечение наивысшей экономичности. Оно осуществляет- ся выбором оптимальных скоростей и углов поворота потока в сту- пенях; рациональным профилированием лопаток по радиусу с учетом, если это удается, концевых явлений; уплотнением радиальных зазо- ров; оптимизацией формы проточной части, осевых зазоров, мери- диональных обводов и перекрыш. Критическими элементами турбомашин являются их лопатки. Ло- 101
патка состоит из профильной части и ножки с хвостовиком, с по- мощью которого она крепится к диску (см. рис. 3.20, 3.21) Профильную часть лопаток изготовляют таким образом, чтобы в каждом по высоте сечения профили были аэродинамически совершен- ными, а профильные потери невелики; достигались расчетные углы поворота потока и форма межлопаточного канала, обеспечивающие -отсутствие или минимум радиальных перетеканий; площадь и момент сопротивления были достаточными для противодействия силовым на- грузкам при допустимых напряжениях. Расчетные сроки службы лопаток составляют обычно 20—200 тыс. ч при 5—30 тыс. пусков. Поломки лопаток при работе вызывают серьезное повреждение всей проточной части. Восстановление ее требует длительного ремонта и сопровождается значительными затратами. Поэтому для обеспече- ния надежной работы лопаток турбомашин при эксплуатации их кон- струируют, учитывая в максимально возможной мере реальные усло- вия нагружения. Прикорневые, более нагруженные сечения выполняют в случае не- обходимости с увеличенными хордой и толщиной. Форму профилей турбинных лопаток выбирают с учетом термиче- ских напряжений, возникающих при прогреве и охлаждении. Чтобы уменьшить их, стремятся .к более равномерному распределению мате- риала по профилю, избегая длинных тонких кромок и устраивая внут- ренние полости. Такие полости у вершин рабочих лопаток способст- вуют снижению их массы и напряжений от центробежных сил, а так- же изменяют характер течения в радиальном зазоре, уменьшают про- течки и вызванные ими потери энергии. Радиальные зазоры в проточной части турбомашин выбирают по возможности минимальными с учетом увеличения длины лопаток и диаметра ротора при повышении температуры и под действием цент- робежных сил, возможных деформаций статорных деталей и наруше- ния центровки, упругого прогиба ротора и его перемещений в подшип- никах. Уменьшение радиальных зазоров, целесообразное для повышения экономичности, связано с опасностью задеваний. Хотя возникновение задеваний нельзя, конечно, считать нормальным или допустимым, оно все же возможно, а раз так — не должно вызывать повреждения или чрезмерного износа лопаток или деталей корпуса. Утонение про- филей на расстоянии 5—7 мм у вершин лопаток, так же как устрой- ство открытой внутренней полости, создает условия для быстрого срабатывания концов лопаток при задеваниях и предотвращения даль- нейшего развития повреждений. Наиболее эффективное уплотнение радиального зазора достигается с помощью кругового бандажа с уплотнительными усиками. Для со- здания такого бандажа рабочие лопатки, там где это возможно по прочности, выполняются с фигурными полочками у вершин (рис. 3.51). Форма профильной части сопловых лопаток турбин обычно проще, чем рабочих. Во многих случаях высокой экономичности ступени мож- но достичь при постоянном по высоте сопловых лопаток угле выхода потока. Это позволяет выполнить лрпатки без закрутки, с постоянны- ми по высоте профилем и углом его установки. Радиальные зазоры по сопловым лопаткам, не испытывающим на- грузки от центробежных сил, легче уплотнить с помощью сегментных или полукольцевых бандажей пли диафрагм, которые заходят в выточ- ки ротора и несут лабиринтное уплотнение. Бандажи можно надевать, 102
приклепывать или приваривать к лопаткам или выполнять за одно целое с ними. Между профильной частью лопатки и ножкой имеется полка. Пос- ле сборки венца полки соседних лопаток соприкасаются и образуют меридиональные поверхности проточной части в зоне межлопаточных каналов, защищая детали ротора или статора от прямого контакта с горячими газами. В тех случаях, когда ширина полок меньше шага, с которым установлены лопатки, между ними размещают промежу- точные тела. Соединение рабочих лопаток с дисками происходит с помощью хвостовиков различного типа. В компрессорах, сравнительно легкие лопатки которых устанавли- вают со значительным шагом, наиболее распространено простое со- единение типа «ласточкин хвост» (рис. 3.52,о) с осевой заводкой ло- паток. Чтобы установить лопатки под заданным углом, пазы в диске выполняют косыми. Радиусы закругления в углах пазов выбирают так, чтобы избежать концентрации напряжений. Стопорение лопаток осуществляют с помощью штифтов и шпилек, стопорных планок с от- гибаемыми концами или клиновой формы самого хвостовика. Иногда посадку лопаток производят с натягом. В этих случаях на посадоч- ную поверхность хвостовика наносят слой меди толщиной 3—5 мкм, являющийся смазкой и предохраняющий поверхность от задиров [43]. При умеренных окружных скоростях и нагрузках от центробежных сил применяются традиционные для паровых турбин Т-образные (рис. 3.52,6) и зубчиковые (рис. 3.52,в) хвостовики с тангенциальной заводкой лопаток через отверстия, закрываемые затем замковым про- межуточным телом. Вследствие чувствительности Т-образных хвостот виков к переменным напряжениям они вместе с промежуточными те- лами собираются с натягом, который должен сохраняться и в рабо- чих условиях. Иногда для этого промежуточные тела разрезают косой линией и обеспечивают возможность радиального смещения одной из половин под действием центробежных сил (подклинивание соеди- нения) . В турбинах наиболее распространены осевая заводка лопаток с фиксацией с помощью стопорных планок и елочные хвостовики (рис. 3.20, 3.51). Они обеспечивают рациональные распределение на- грузок и использование материала, возможность передачи значитель- на
ных усилий при небольших размерах хвостовика и размещения по ок- ружности большого количества лопаток. Для елочного соединения ха- рактерна свободная (с качанием лопаток) посадка, обеспечивающая возможность температурных расширений хвостовиков лопаток и обода диска и демпфирование колебаний вследствие трения в замке. Имею- щиеся в соединении зазоры используются для пропуска охлаждающе- го воздуха. Легко обеспечиваются установка и снятие отдельных ло- паток. Сложная форма и небольшие размеры зубчиков в елочных соеди- нениях требуют особой тщательности и точности при проектировании и изготовлении, для того чтобы избежать неправильного нагружения н чрезмерной концентрации напряжений. Для выравнивания нагрузки число зуочиков стремятся увеличивать, а их размеры и жесткость уменьшать. При повышенных температурах газов между полкой и хвостовиком лопатки выполняется переходный участок простой формы («удлинен- ная ножка», рис. 3.20). В таких конструкциях хвостовое соединение удалено от расширяющихся в проточной части горячих газов и ра- ботает при более низких температурах и градиентах температур. Уд- линенная ножка способствует также демпфированию колебаний и сни- жению вибрационных напряжений в лопатках. Причиной повреждения сопловых лопаток турбины при эксплуа- тации часто является местный перегрев, вызывающий интенсивную коррозию или даже выгорание металла. Чтобы облегчить условия их работы, стремятся снизить неравномерность температур при проекти- ровании и доводке камер сгорания. В высокотемпературных ГТД ис- пользуют многогорелочные кольцевые камеры сгорания, а лопатки располагают в зонах пониженных температур между осями горелок, вне следа от ядра факела. В тех случаях, когда термические напряжения при пусках и оста- новах велики, а прочность и пластичность материала недостаточны, на кромках сопловых лопаток образуются поперечные трещины. Зарож- дению трещин способствуют дефекты металла,, например литейные, и стесненность температурных расширений. При жестком закреплении сопловых лопаток наблюдались случаи продольного изгиба кромки, искажавшего ее форму [16]. В ранних конструкциях турбин некоторых отечественных и зару- бежных ГТУ применялись сопловые аппараты из отдельных лопаток, сваренных с внутренними и внешними полукольцевыми обода м-и. В компрессорах такие конструкции используются до сих пор. Опреде- ленные трудности при их применении связаны с уплотнением стыков вблизи горизонтального разъема, для того чтобы они не являлись источником аэродинамических возмущающих сил с частотой 2/z. В турбинах от сварных сопловых аппаратов отказались из-за термо- усталостных трещин со стороны выходных кромок лопаток и по свар- ным швам и применяют либо индивидуальные сопловые лопатки с полками или без них, либо цельнолитые с внутренним и наружным ©бодами сегменты направляющих лопаток, которые более прочны, чем сварные. Каждый сегмент опирается индивидуально и не связан жест- ко с соседними сегментами. В этих сегментах на лопатках и полках также иногда образуются термоусталостные трещины. Их заваривают или (до определенных размеров) оставляют без внимания, считая не опасными. Образование трещин на охлаждаемых лопатках наблюдается в кестах перегрева, который может быть следствием остатка стержне- 104
вой массы во внутренней полости и снижения из-за этого интенсивно- сти охлаждения. Перегрев при резком (до 1500—1600 К), даже кратковременном (1—2 мин), повышении температуры газов (заброс и горение топлива в проточной части) был в ряде случаев причиной полного разруше- ния (обгорания) верхней части (от 1/3 до 2/3 длины) рабочих лопа- ток турбины. Случаи разрушения рабочих лопаток вследствие исчерпания дли- тельной прочности при повторно-статическом нагружении с типичным межзеренным характером излома наблюдались в сечениях с сочета- нием высоких температур и напряжений. Наличие концентраторов (например, отверстий под демпферные проволоки) и остаточных на- пряжений в поверхностном слое после механической обработки вызы- вает местное растрескивание металла, ускоряющее разрушение. Если на лопатках имеется слой защитного покрытия с пониженной пластич- ностью, трещины могут зарождаться в нем и затем распространяться на основной материал. t На ГТД [43] и стационарных ГТУ наблюдались статические по- вреждения рабочих лопаток, изготовленных с нарушением технологи- ческого процесса, в частности режимов термообработки. "Для обеспечения надежности лопаток под действием вибрацион- ных нагрузок их конструируют так, чтобы изменения формы не созда- вали концентраторов напряжений, и стремятся изготавливать из пла- стичных материалов с высоким внутренним трением, обладающих хо- рошими демпфирующими свойствами. Наиболее напряженные участки компрессорных лопаток и зоны концентраторов подвергают поверхностному пластическому деформи- рованию для повышения чистоты поверхности и создания сжимающих остаточных напряжений. При оптимизации размеров решеток и ступеней: выборе шагов соп- ловых и рабочих лопаток, осевых зазоров, радиусов входной и выход- ной кромок, наклона сопловых лопаток — учитывается их влияние на нестационарные газовые силы, возмущающие лопатки. Активно воз- действует на пограничный слой и структуру кромочных следов охлаж- даемых лопаток выпуск воздуха на профильную часть или через вы- ходную кромку. Профилирование находящихся в проточной части ре- бер и стоек, входных и выходных патрубков, каналов и камер отбора среды (например, для сброса через антипомпажные клапаны или от- бора воздуха 'на охлаждение) производится таким образом, чтобы вносимые ими в поток нестационарность и окружная неравномерность были минимальными. При сборке обеспечивают одинаковость шагов в разъемах и в зоне замковых лопаток. Для изменения собственных частот и отстройки от резонансов иногда изменяют размеры и форму лопаток. Для снижения вибра- ционных напряжений широко используется конструкционное демпфи- рование. Наиболее эффективны бандажные полочки, показанные на рис. 3.51. Вследствие деформации профильной части при вращений под действием центробежных сил они разворачиваются и соприкаса- ются между собой, образуя круговую связь, демпфирующую за счет трения в местах контакта колебания лопаток. Использование прово- лочных связей ослабляет сечение лопаток и вызывает дополнительные потери энергии. Разумеется, сами демпферы должны быть надежными, так как освобождение лопаток вследствие, например, разрушения демпферной проволоки или износа контактных поверхностей бандаж- 105
«ЫХ полок и образования щелей между ними может привести к рез- кому повышению динамических напряжений и поломкам. Типичные мероприятия по вибрационной отстройке рабочих лопаток турбины бы- ли выполнены на головном образце ГТУ типа V94 фирмы КВУ (см. табл. 2.2). На рабочих лопатках I ступени турбины при нагрузке около 20 МВт были обнаружены повышенные вибрационные напряжения с частотой 750 Гц, вызванные резонансом 15-й кратности (рис. 3.49,а). Вследствие значительного разброса частот собственных колебаний различных лопаток ступени и их изменения в зависимости от нагрузки вообще избежать резонансов высокой кратности не удалось. Повышение частот соб- ственных колебаний до 820—870 Гц (резонанс 17-й кратности на рабочих режимах) и значительное снижение динамических напряжений были обеспечены путем уста- новки демпфирующих элементов под полки лопаток. Частота собственных колебаний рабочих лопаток II ступени, оказавшаяся равной 400 Гц, была снижена путем шли- фовки, чтобы избежать резонанса 8-й кратности при рабочей частоте вращения, со- провождающегося повышением динамических изгибных напряжений. Дополнительные изменения этих лопаток были выполнены, чтобы отстроиться от резонанса 6-й крат ности по крутильным Колебаниям, который возбуждался сопловой решеткой (частота 2500 Гц) и вызывал повышенные напряжения в выходных кромках лопаток. На ра- бочих лопатках IV ступени, чтобы избежать колебаний, возникавших под действием газового потока при некоторых нагрузках, на расстоянии около 150 мм от верхушек лопаток установлена z-образная связь (штифты) [138]. Вибрациойные напряжения, вызывающие поломки, обычно невелики по сравнению с пределом прочности при растяжении. Трещины развиваются транскристаллитно в течение длительного времени (иногда тысяч часов), поверхность излома в зоне раз- вития трещины сглажена (пришлифована) с характерными линиями распространения трещины. После разрушения имеется не охваченный трещиной участок долома, об- разующийся под действием возросших из-за уменьшения сечения статических напря- жений. При колебаниях по первой форме разрушение происходит в корневом сече- нии; при' колебаниях по высшим формам трещины могут начинаться на профильной части на промежуточном радиусе или с торца лопаток. Часто усталостные трещины начинают развиваться в местах механических повреждений: забоин, вмятин, царапин, вызванных попаданием в проточную часть посторонних предметов: кусочков металла, оторвавшихся от деталей впереди расположенных трактов или ‘самих турбомашин, крепежа и т. д. [50]. Наличие забоин нужно тщательно контролировать при осмотрах, поврежденные лопатки заменять или, если обнаруженные повреждения невелики, вы- бирать их с последующей проверкой на отсутствие трещин. Практические трудности обеспечения вибрационной надежности облопачивания компрессоров иллюстрируются опытом отработки ГТУ GT-120 фирмы «Стал-Лаваль» [145]. КНД и КВД этой ГТУ конструктивно схожи. Направляющие аппараты наби- раются из колец, которые выполнены без горизонтальных разъемов и фиксируются в сварных корпусах. Первоначально они выполнялись с бандажами. Рабочие лопатки, изготовленные из 13%-ной хромистой стали, крепятся в дисках хвостовиками типа «ласточкин хвост» Расчетная частота вращения КПД 3100 об/мин, степень сжатия 3,5, расход воздуха 260 кг/с; расчетная частота вращения КВД 3700 об/мин, степень сжатия 3.7. Проведенные после усталостной поломки направляющих лопаток IV сту- пени КВД одной из ГТУ тензометрические испытания на нескольких компрессорах обнаружили повышенные динамические напряжения в направляющих лопатках не- скольких ступеней КВД на рабочих режимах в тех зонах, где собственные частоты изгибных и крутильных колебаний лопаток оказались в резонансе с частотой возбуж- дающих усилий от вращающихся лопаток. Существенное снижение напряжений было обеспечено после снятия последней ступени компрессора; в IV ступени, где резонанс -наблюдался при п=3430-^3440 об/мин.^0,93 пном, они снизились в 3 раза. На двух ГТУ после 3,5 тыс. ч работы наблюдались трещины на лопатках вход ного направляющего аппарата (ВНА), вызванные аэродинамическими следами от расположенных перед ними стоек и возбуждающими усилиями от рабочих лопаток 1 ступени. Стойки были удалены, расстояние между ВНА и рабочим венцом увели 106
чено, а общая структура потока иа входе в КВД после поворота в патрубке на 90" улучшена Кроме того, были увеличены хорды лопаток, сняты бандажи с направляю- щих аппаратов IV—VI ступеней и изменен выходной спрямляющий аппарат для уве- личения устойчивости. Хотя в некоторых ступенях сохранились резонансы при рабо- чих частотах вращения, снятие бандажей обеспечило эффективное аэродинамическое демпфирование колебаний направляющих лопаток и низкий уровень динамических напряжений. , Сравнение результатов тензоментрирования статорных лопаток, проведенного в стендовых и натурных условиях, показало, что при повышении давления примерно в 4 раза максимальные динамические напряжения в КВД выросли в среднем в 2, а в КНД — в 1,5 раза; после увеличения хорд динамические напряжения в лопатках практически не изменились. Причиной образования трещин на лопатках VI ступени КВД после нескольких тысяч часов работы было возбуждение четвертого тона изгибных колебаний при от- боре из этой ступени воздуха через 120 отверстий. При стендовых испытаниях, когда отбор был закрыт, напряжения были незначительными. Изменение числа отверстий и отстройка лопаток с минимальным разбросом частот собственных колебаний обес- печили их надежность. После примерно 15 тыс. ч работы на отдельных ГТУ наблюдались трещины кор розионио-усталостного характера в рабочих лопатках I ступени КНД и V—VIII сту- пеней КВД. При особо коррозионно-агрессивной атмосфере трещины возникали уже после 4 тыс. ч работы. Для предотвращения их на лопаткн при капитальных ремон- тах наносится защитное покрытие Sermetel W. В качестве временной меры применя- лась установка на V—VIII ступенях КВД демпферных связей. В судовых ГТУ, где наблюдаются аналогичные повреждения, лопатки компрессо- ра защищают никель-кадмиевым покрытием [4]. Применяются также неметалличе- ские покрытия и наносимые «вхолодную» защитные пленки. Поломки компрессорных лопаток ГТД Эйвон, использованных в энергетических ГТУ в Англии, были объяснены снижением собственных частот колебаний и попада- нием в резонанс при рабочих частотах вращения при отложениях на лопатках пыли Усталостные повреждения наблюдаются также в замковых соединениях рабочих лопаток. В гребнях дисков компрессоров с пазами типа «ласточкин хвост» образуются тре- щины, идущие поперек перемычек (/ на рис. 3.52) или по ободу и телу диска под углом около 45° к радиусу (2 на рис. 3.52), а также в местах смятия и питтинга металла при неравномерном прилегании поверхностей лопатки и диска (3 на рис. 3.52). Для предотвращения их снижают возмущающие усилия, улучшают частотную отстрой- ку лопаток и диска, усиливают перемычку и уменьшают угол установки замка для снижения статических н переменных напряжений, увеличивают радиусы перехода в углах паза и выполняют скосы в торцах замка для снижения концентрации напря- жений, повышают тщательность пригонки и проводят упрочняющую обработку по- верхностей [431, уменьшают жесткость хвостовика. Условия работы Т-образных хво- стовиков рабочих лопаток КВД ГТ-100 рассмотрены в [63], хвостовых соединений турбин — в [16, 43]. Условия нагружения и конструкции роторов. Основная функция ротора (здесь и ниже ротором называется вал с дисками и вспомога- тельными деталями, но без облопачивания) — передача крутящего момента— обеспечивается при конструировании без больших трудно- стей: с помощью шпонок, если диски насажены на вал, расположен- ного по окружности зубчатого соединения дисков (хиртов), радиаль ных штифтов, осевых призонных болтов или шпилек, наконец, просто сил трения по торцевой поверхности прижатых дисков. Вместе с тем ротор является наиболее напряженным узлом тур- бомашин. Вращающиеся диски под действием центробежных сил ис- пытывают радиальные (о,) и тангенциальные (от) напряжения. Эти 107
напряжения пропорциональны плотности материала и квадрату ок- ружной скорости на периферии диска: Or, oT~0[rJ(r)]pco2r2i, (3.52) Ф зависит от формы сечения диска f(r) и относительного радиуса г/г\. Зависимости максимальных напряжений в некоторых характерных конструкциях дисков от окружной скорости ы1=соГ1 показаны на рис. 3.53. На внешней поверхности диска радиальные напряжения равны нулю, а тангенциальные могут быть значительными. В диске постоянного сечения напряжения возрастают к центру более чем в 2 раза (рис. 3.53, кривые 2 и 5). При м( = 250 м/с, например, он (на периферии) =87,5 МПа, Ого=сцо (в центре) =206,3 МПа. Рис. 3.53. Напряжения во вращающихся дисках в зависимости от окружной скорости на периферии. 1—напряжения в тонком кольце (барабане); 2— напряже- ния в центре; 3 — тангенциальные напряжения на перифе- рии диска постоянной толщины; 4, 5 — напряжения в диске равного сопротивления; 4—при отношении толщины в цент- ре (у0) и на периферии G/i), равном ^о/1/i «==3,5; 5 — при Рис. 3.54. Механические и температурные напряжения в диске турбины: / — о -г и 2 — иг — напряжения от центробежных сил; 3 — G х и — сг — от $ — напряженку создаваемые лопатками Напряжения в центре можно снизить, уменьшая массу церифе рийных частей диска. Теоретически можно спрофилировать сечени диска так, чтобы напряжения в нем на всех радиусах были одина^с выми (диск равного сопротивления, рис. 3.54). Такие диски применяю при высоких окружных скоростях, заменяя обычно сложные криволг нейные контуры их сечения более простыми линиями. В тех случаях, когда по конструктивным или технологическим сс ображениям в центре дисков выполняются отверстия, напряжения н поверхности этих отверстий резко возрастают: при небольших отвер етиях они увеличиваются примерно в 2 раза, а с ростом размеров от верстия — еще больше, стремясь в пределе к значению, характерном для тонкостенного барабана (кольца), которое в 2.42 раза выше, че: в центре сплошного диска постоянного сечения. Для снижения напряжений в центральной части таких дисков цп рину ее увеличивают; диск выполняют со ступицей (см. рис. 2.1,6). На стенках отверстий, проделанных в полотне диска, также пре исходит значительное (в 3 раза) повышение (концентрация) напря жений. Толщину диска в поясе отверстий обычно также увеличиваю (см. рис. 2.2). Чтобы избежать появления трещин при высоком уровн напряжений, поверхность отверстий обрабатывают с высоким кла< сом чистоты, а края выполняют закругленными. 108
Напряжения в диске создаются его собственными массами, мас- сами лопаток и разрезанных по радиусам гребней, которые он несет. Для дисков быстроходных газовых турбин, работающих с окружными скоростями около 350 м/с на среднем радиусе проточной части, в осо- беннности дисков последних ступеней мощных турбин, несущих длин- ные массивные лопатки, нагрузки на диск от лопаток и гребней могут достигать 10—15 тыс. т, а вызванные ими напряжения в периферий- ной части диска — 150 МПа. В турбинных дисках большие дополнительные напряжения могут возникать из-за неравномерности температур. Если, как обычно, внеш- няя часть диска нагрета до более высокой температуры, в ней возни- кают сжимающие термические напряжения (более холодная цент- ральная часть препятствует расширению), а в центре диска — растя- гивающие. Типичная картина и характерные значения термических и механических напряжений в диске турбины приведены на рис. 3.54. При обычных на стационарных режимах радиальных перепадах тем- ператур в дисках Л7'<504-60 К температурные напряжения в цент- ре or = ot<10 МПа. Градиенты температуры и термические напряжения могут суще- ственно увеличиваться на нестационарных режимах. Сохранение их в допустимых пределах обеспечивается с помощью рационального ох- лаждения дисков и всего ротора. Под действием разности давлений по сторонам диска и осевой си- лы, передающейся от лопаток, а также при наличии осевых градиен- тов температур в полотне дисков возникают изгибные напряжения, которые должны учитываться при оценках прочности. При макси- мальных напряжениях, превышающих предел текучести материала, повторные механические и температурные нагружения приводят к на- коплению в дисках повреждаемости вследствие малоцикловой уста- лости. Под действием даже небольших (10—15 Н) периодических сил, вызванных, например, окружной неравномерностью потока, в дисках турбомашин могут возбуждаться колебания, способные существенно увеличивать напряжения и вызывать даже поломку диска. Чтобы из- бежать их, частоты вращения при эксплуатации не должны совпа- дать с собственными (критическими) частотами дисков, которые оце- ниваются с помощью резонансной диаграммы так же, как и для ло- паток [44]. При вращении роторов могут возникать их вынужденные попереч- ные колебания, причиной которых чаще всего является действие не- уравновешенных центробежных сил, вызванных Неравномерным рас-, пределением масс по окружности ротора или несовпадением главной центральной оси инерции ротора с осью его вращения. Амплитуды колебаний пропорциональны сумме действующих на ро- тор возмущающих сил, поделенной на динамическую жесткость систе- мы. Эта жесткость Кл=Кс/&, где Кс — статическая жесткость; £ — динамический коэффициент, который тем больше, чем ближе частота возмущающих сил к собственной частоте колебаний. Если эти часто- ты близки или равны, могут возбуждаться резонансные колебания. Соответствующая им форма оси ротора зависит от того, с какой из собственных частот ротора совпадает частота его вращения, которая в этом случае является критической. Наибольшие амплитуды наблю- даются в середине пролета двухопорного ротора при первой критиче- ской частоте вращения При второй критической частоте вращения в середине пролета располагается узел колебаний, а максимальные ам- 109
плитуды, которые значительно меньше, наблюдаются на первой и третьей четверти длины ротора и т. д. Роторы, рабочая частота вращения которых ниже первой критиче- ской, называются жесткими. Гибкие роторы работают с частота ми, превышающими первую, а иногда и вторую критическую частоты вращения. Колебания роторов через масляную пленку, обладающую упру- гостью, передаются на опоры (подшипники) и через них — на кор- пуса турбомашин и фундаменты, вызывая их вибрацию. Свойства (же- сткость) опор и фундамента в свою очередь влияют на параметры колебаний роторов. Чтобы избежать появления или хотя бы уменьшить значения воз- мущающйх сил, при конструировании роторов стремятся обеспечить их полную осевую симметрию, а при изготовлении и сборке — высо- кую точность. Причинами деформации цельнокованых роторов могут быть неоднородность или термическая нестабильность материала и напряжения, возникающие при обработке, сборных роторов — ослаб- ление соединения и дефекты системы охлаждения, вызывающие ок- ружную неравномерность температур. Различные конструкции роторов компрессоров и турбин были по- казаны на рис. 2.1—2.9. ' Цельнокованые роторы и роторы с насадными дисками, конструктивно и техно- логически наиболее простые, применяются в основном для компрессоров и редко- (ГТ-25-700 ЛМЗ, ГТ-35 ХТЗ) для турбин. Недостатками цельнокованых роторов, являются их большие масса и момент инерции. Выбор материалов для их изготовле- ния ограничен из-за трудностей получения поковок требуемых размеров [38]. Недо- статками роторов с насадными дисками являются ослабление центральной части дис- ков и создание на ней дополнительных напряжений при посадке и концентраторов! при выполнении шпоночных пазов. Такие роторы в компрессорах используются при окружных скоростях на периферии дисков до 250—270 м/с. Барабанные роторы применяются для компрессоров при окружной скорости до 200—220 м/с. Роторы турбин мощных энергетических ГТУ выполняются чаще всего из кова- ных дисков, обладающих высокими механическими свойствами. Они изготовляются из перлитных или мартенситно-ферритных нержавеющих сталей, наиболее прочных при температурах Т<570-:600 К и сохраняющих прочность при Г<670-=-700 К. Диа- метры дисков достигают 1,7 м в первых и 1,4 м в последних ступенях, механические- напряжения 300—350 МПа. Для снижения напряжений в дисках с центральным отвер- стием в зоке его иногда создают с помощью автофретирования остаточные отжимаю- щие напряжения. • Диски соединяются между собой и с концевыми частями ротора с помощью стяжных болтов, расположенных по кольцу на промежуточном радиусе (0,5—0,65 полного радиуса диска), или центральной стяжки, работающих на растяжение, и центрируются поясками (см. рис. 2.2) с помощью радиальных штифтов (см рис. 2.8— 2.9) или хиртовых соединений. Соприкасающиеся и прижатые друг к другу поверх- ности дисков образуют пояс жесткости ротора Увеличение диаметра пояса жестко- сти повышает критическую частоту вращения ротора. Это, так же как и установка проставок между дисками вблизи периферии ротора, затрудняет колебание дисков. Иногда при большой ширине направляющих лопаток для формирования поверхности ротора между венцами рабочих лопаток используются вспомогательные диски (см рис. 2.2). Стяжки сборных роторов работают со значительными напряжениями, которые- создаются при предварительном затяге (о=ь400 МПа). Вследствие неодинаковой ско- рости прогрева и остывания стяжек, к которым теплота подводится через контактные сопротивления, и дисков .в поясе жесткости напряжения в стяжках при пусках воз- растают, а при остывании уменьшаются. Чтобы избежать релаксации напряжений 110
в стяжках при пусках и раскрытия стыков при остановах, роторы конструируют та- ким образом, чтобы изменения напряжений на этих режимах были значительно меньше напряжений затяжки. Кроме растягивающих в периферийных стяжках при неодинаковых перемещениях сопрягаемых деталей под действием центробежных сил я неравномерности температур могут возникать также. значительные напряжения из- гиба [25]. Сходные условия характерны и для роторов компрессоров, рассчитанных на вы- сокие степени сжатия и конечные температуры до 600—700 К- При их конструиро- вании организуется принудительная вентиляция внутренних частей, облегчающая ус- ловия работы дисков и способствующая сохранению минимальных радиальных за- зоров в эксплуатации 1[38, 40]. Рис. 3.55. Фрагмент ротора ГТУ фир- мы «Вестингауз»: Т — диски ротора; 2—рабочие лопатки; 3 — сопловая лопатка; 4 — сегментные защитные 'Пластины; 5 — уплотнительная полоса; 6 — термопара для намерения температуры сре- ды в пазухе дисков. Стрелками показано движение охлаждающего воздуха Рис. 3.56. Уплотнение системы охлаж- дения ротора турбины ГТУ типа V93 фирмы КВУ: 1 — диск I ступени; 2 — промежуточная вставка; 3— вход воздуха; а — уплотнитель- ная проволока диаметром 3 мм; б — износ проволоки после 16 тыс. ч работы; а — уси- ленная проволока диаметром 4 мм Внутренние напряженные зоны ротора турбины надежно защищают от контакта с горячими газами и охлаждают. Подвод теплоты от газов к ротору ограничивают, а охлаждение его часто осуществляют путем продувки воздуха через зазоры в со- единениях с лопатками, которые в высокотемпературной зоне обычно выполняют с удлиненными ножками. Гребни дисков охлаждают также с помощью обдува их тор- цов воздухом, поступающим через диафрагмы сопловых аппаратов (см. рис. 2.2—2.4, 2.8, 2.9). Воздух на охлаждение ротора отбирается за компрессором или из его про- межуточных ступеней. Чтобы предотвратить попадание и отложение в трактах охлаждения ротора пыли, отбор воздуха производится с внутренней образующей проточной части компрессора, где из-за сепарации частиц под действием центробежных сил запыленность незначи- тельна. Если перед подачей в ротор воздух .выводится из ГТУ для снижения темпе- ратуры, его обычно фильтруют. В некоторых ГТД воздух, поступающий в систему охлаждения, сначала расширяют и закручивают в сторону вращения ротора с по- мощью профилированной сопловой решетки. Это позволяет на 90—120 К снизить тем- пературу и увеличить хладоемкость воздуха, что особенно важно, если он исполь- зуется затем для охлаждения рабочих лопаток [40]. При изготовлении вставляемых в выточки сопрягаемых дисков уп- лотнительных полос из одного куска с соединением внахлестку (5 на Ill
рис. 3.55) в ГТУ фирмы «Вестингауз» [132] под действием сжимаю- щих напряжений, возникавших при циклической работе, происходило укорочение полос вплоть до раскрытия соединения и потери плотно- сти. Чтобы избежать этого, хромированную для уменьшения трения полосу разрезали на несколько соединенных внахлестку кусков так, чтобы уменьшить термические перемещения в. соединениях. Чтобы повысить надежность внутреннего уплотнения на роторах ГТУ фирмы КВУ при циклической работе, потребовалось увеличение диаметра уплотнительной проволоки, подвергавшейся износу (рис. 3.56) [138]. Рис. 3.57. Изменение температуры диска I ступени ТВД ГТ-100 (см. рис. 2.8) при пуске и останове: Л—5 — номера точек, в которых производились измерения При рациональном проектировании системы охлаждения (см. рис. 2.2—2.4, 2.8 и 2.9) в удлиненных ножках лопаток и местах контакта омываемых газами деталей с гребнями дисков происходит значительное снижение температуры и на периферии ротора создает- ся зона тепловой защиты, позволяющая поддерживать температуру центральной части дисков на том же уровне, что и температура охлаждающего воздуха при небольших градиентах температуры по радиусу. На рис. 3.57, например, показаны температуры различных точек диска I ступени ТВД установки ГТ-100. На стационарном режиме при номинальной температуре газов тем- пература гребней дисков этой турбины не превышает 590—625 К, пе- репады температур в гребнях 10—25 К, температуры дисков в зоне ободов 580—610 К при окружной неравномерности до 30, перепады температур по радиусу 20—40 К- Большие цифры относятся к диску III ступени. Температуры стяжек на 10—15 К ниже температуры дис- ков. На таком же уровне находятся температуры внешней части дис- ков в момент завершения пуска из холодного состояния и достижения номинальной температуры газов (время 40—60 мин на рис. 3.57). Од- 112
нако радиальные градиенты температур в диске, максимальные в этот момент, достигают 95—105 К, а разности температур дисков и стя- жек 25—50 К. Радиальные градиенты температур мало зависят от скорости пуска ГТУ при изменениях ее в обычных пределах (5— 40 мин). В ТВД ГТ-100 они вызывают появление сжимающих темпе: ратурных напряжений о=—-115 МПа (от центробежных сил 160 МПа) на ободе и растягивающих о =60 МПа (от центробежных сил 230 МПа) в центре диска. Напряжения растяжения в стяжках увели- чиваются из-за разности температур с 435 до 480 МПа, но остаются все же значительно ниже предела текучести о0,2=700-4-800 МПа [78]. При конструировании и изготовлении дисков и роторов стремятся обеспечить расчетную схему работы и избежать возможных дефек- тов: перекосов в хвостовых соединениях и неравномерности нагру- жения зубчиков, обеспечить свободу температурных расширений уменьшить концентрацию напряжений, предотвратить появление по- верхностных повреждений металла при механической обработке или устранить их с помощью последующих операций [43], интенсифици- ровать охлаждение дисков для снижения рабочих температур и пере- падов температур, отстроить лопатки от вибрации. Вследствие этого случаи повреждения, а тем более разрушения дисков роторов энерге- тических ГТУ крайне редки. Условия работы и конструкции статоров турбомашин. В ранних конструкциях ГТУ отдельные компрессоры и турбины размещали в их собственных корпусах с угловыми входными и выходными патруб- ками (ГТ-25, ГТ-35, КНД ГТ-100, рис. 2.7). В настоящее время турбо- группа ГТУ выполняется в едином корпусе. Назначением его являют- ся восприятие внутреннего давления в зоне камеры сгорания и форми- рование каркаса агрегата, т. е. согласование осевых и радиальных за- зоров в проточной части, концевых уплотнениях и подшипниках. Условия работы корпуса облегчаются при разделении этих функ- ций. В ряде конструкций корпус в зоне высокого давления работает только как сосуд под давлением, а связь между корпусами компрес- сора и турбины и подвеска подшипника между ними осуществляются с помощью приболченных к этим корпусам внутренних радиальных ре- бер, которые и создают каркас машины (см., например, рис. 2.1,а). В этом случае корпус можно выполнить более эластичным, а терми- ческие нагрузки на ребра свести к минимуму. Если такого разделе- ния не делается, стенки наружного корпуса для обеспечения жестко- сти и технологичности конструкции выполняются более толстыми, чем это требуется, чтобы выдержать внутреннее давление, которое в ГТУ сравнительно невелико. Кроме сил внутреннего давления наружный корпус (цилиндр) ис- пытывает термические напряжения и напряжения, вызванные его соб- ственным весом. Последние могут приводить к упругой деформации нижней половины цилиндра после разболчивания горизонтального разъема, которое уменьшает жесткость. Если нагрузки от ротора пе- редаются на фундамент через цилиндр, деформация будет различной при уложенном и вынутом роторе. Ее необходимо учитывать при цент- ровке агрегата. Значительные нагрузки на цилиндр могут передаваться от при- соединенных к нему крупных трубопроводов. Чтобы избежать их, в установке ГТ-35, например, использованы гибкие сильфонные ком- пенсаторы [14, 65], работающие под полным давлением в цикле. Не- жесткое плотное соединение цилиндров с входным воздухопроводом 8-1.38 '
и выходным газоходом, работающими при давлении, близком к атмо- сферному, выполнить легче. Стенки корпусов и обойм, в которых устанавливаются направляю- щие аппараты, имеют значительную (более 50 мм) толщину. Если они образуют проточную часть турбомашин или камеры, которые омыва- ются изнутри воздухом или газами с высокой температурой, при пу- сках и остановах или даже на стационарных режимах в них могут возникать разности температур и термические напряжения, способ- ные приводить к пластическому деформированию и короблению. По- лукольцевые обоймы под действием радиальных перепадов темпера- тур испытывают напряжения сжатия на внутренней и растяжения на наружной образующих. Вызванные этими напряжениями деформации приводят к уменьшению вертикальной оси в рабочем и горизонталь- ной в холодном состояниях. Возможные из-за деформации обойм заде- вания вызывают местное повышение температуры и термических на- пряжений и усиливают коробление. Рис. 3.58. Изменения тёмператур узлов статора ТНД: / — корпус КСНД; 2 — фланец горизонтального разъема корпуса КСНД: 3 — корпус ТНД; 4 — выхлопной патрубок ТНД; 6—11 — см. рис. 3.59 Причиной коробления наружных цилиндров и местного раскры- тия разъемов часто являются напряжения, вызванные осевыми гра- диентами температур, возникающими из-за наличия внутри цилинд- ров рабочей среды с разными температурами (горячйе газы и охлаж- дающий воздух, воздух до и после регенератора), местным нагревом корпуса за счет радиации пламенных труб или теплопроводности в местах крепления нагретых деталей (пламенных труб или газоподво- дящих патрубков). Возникновению пластических деформаций способ- ствуют несимметричность конструкции цилиндров (наличие, например, горизонтальных разъемов и фланцев), соединение в ней элементов с различной скоростью прогрева и жесткостью, жестко связанные с цилиндрами внутренние поперечные стенки, делающие систему стати- чески неопределимой, неоднородность свойств металла. При эксплуатации первых агрегатов ГТ-100 наблюдались, напри- мер, деформации цилиндра ТНД,‘ конструкция и температуры которого на режиме с нагрузкой 100 МВт показаны на рис. 2.9 [63]. Темпе- ратуры цилиндра в районе КСНД и наклонной стенки корпуса ТНД на стационарных режимах близки к температуре газов на выходе из ТВД — до 770—820 К (см. рис .2.9, 3.58). Окружная неравномерность 114 S. 1
температур цилиндра КСНД составляет 30—50 К, конической части цилиндра ТНД 45—55 К. Радиальные градиенты температур в сег- ментах диафрагм ТНД уменьшаются с 230—280 К в I до 15—50 К в V ступени; в хвостовиках направляющих лопаток I ступени они со- ставляют 75—100 К, по толщине стенок корпусов 15—30 К- Переме- щения точек, расположенных на вертикальной и горизонтальной осях в середине цилиндра ТНД (в районе III ступени), иллюстрируют- ся рис. 3.59. За цикл работы после пуска из холодного состояния раз- ность горизонтальной и вертикальной полуосей Дг=0,5 (dr— dB) и, следовательно, радиальных зазоров в проточной части изменялась от + 6 до —4 мм. Наибольшая эллипсность (большая ось горизонтальна) наблюдалась через 1 ч после начала йуска в момент выхода ГТУ на рабочий режим под полйой нагрузкой. При пуске из холодного состоя- ния Дг=54-6 мм, из горячего |Дг=44-4,5 мм. Рис. 3.59. Тепловые расширения цилиндра ТНД ГТ-100: 1—4 — перемещения в точках 1—4, показанных в поле рисунка на сечениях, соответствующих району III ступени ТНД; 5 — разница горизонтальных и вертикальных радиусов; 6 — разворот до холостого хода; 7 — нагружение; 8—работа с полной нагрузкой; 9—разгружение; 10 —-выбег роторов; 11 — остывание; 6'—1Г — то же при повторном пуске нз горячего состояния После прогрева агрегата при работе под нагрузкой сечение ци- линдра ТНД становится сначала круглым, а затем слегка эллиптиче- ским с вертикальной большей осью (Дг«—1,5 мм). При разгружении и после останова эллипсность (большая ось вертикальна) резко воз- растает: Дг~—4 мм. Остывание при работе валоповоротного устрой- ства приводит к медленному восстановлению концентричности сече- ния: после 10 ч остывания Дг»—1,5 мм, после 20 ч Дг«—0,5 мм [3]. Деформации являются следствием температурных напряжений. Цилиндр КСНД, омываемый изнутри всем расходом газов, при выхо- де ГТУ на номинальную нагрузку после пуска из холодного состоя- ния горячее фланца примерно на 270 К, а из горячего состояния — на 160 К (рис. 3.58). Соответствующие этим различиям перемещения вер- ха и низа цилиндра КСНД относительно фланца горизонтального 8* 115
разъема от пояса максимальной жесткости (сечение /-/ на рис. 2.7) в сторону цилиндра ТНД у вертикального разъема II в свободном состоянии составили бы" около 10 мм. В блочном цилиндре (рис. 2.7) из-за различия температуры цилиндра КСНД и выходного патрубка ТНД, которые быстро прогреваются, и фланцев их горизонтальных разъемов на вертикальные фланцы цилиндра ТНД действуют в верх- ней и нижней частях при пуске значительные сжимающие, а при оста- нове— растягивающие усилия. Эти усилия вызывают деформацию верха и низа фланца вертикального разъема между цилиндрами КСНД и ТНД относительно его положения на горизонтальной оси, максимальное значение которой через час после пуска составляет 4— 7 мм, и описанные выше (рис. 3.59) деформации цилиндра ТНД. Положение фланца горизонтального разъема цилиндра ТНД так- же не остается неизменным. В районе I ступени он опускается к мо- менту выхода ГТУ на полную нагрузку на 2,5—3 мм, а в районе III— V ступеней поднимается на 0,8—1,1 мм. Деформация фланца вызыва- ет раскрытие разъема в зоне стыка цилиндров КСНД и ТНД и появ- ление трещин во фланце. Неохлаждаемые цилиндры КСНД’и выходной патрубок ТНД рабо- тают с более высокими температурами и изменяют свое температур- ное состояние быстрее, чем цилиндр ТНД. Под действием разностей температур, достигающих к моменту полной нагрузки 150—200 К, ци- линдр КСНД и выходной патрубок стремятся увеличить диаметр при- соединенных к ним фланцев цилиндра ТНД (при остывании — умень- шить). Наибольшие перемещения возникают при этом в зоне горизон- тального разъема, где жесткость цилиндра ТНД минимальна. При прогреве и остывании ТНД возникают также значительные радиальные градиенты температур в стойках цилиндра ТНД (10 на рис. 2.9), приваренных к его обечайке и несущих сегменты направляю- щих лопаток. При наличии зазора между стойками в плоскости гори- зонтального разъема вызываемые этими градиентами напряжения также деформируют цилиндр, а возникающие вследствие их пластиче- ские деформации будут качественно такими же, как в полукольцевых обоймах (см. выше). Чтобы избежать подобных трудностей, при конструировании стато- . ра турбин, стремятся обеспечить охлаждение до умеренной темпера- туры (7<700-4-750 К) прочного несущего корпуса и защиту его от прямого действия газовых или воздушных потоков, температура кото- рых может быстро меняться; формировать проточную часть деталями (полками лопаток и вставками), способными свободно расширяться при нагреве и работать при высоких температурах; соединять эти де- тали с корпусом с помощью несущих охлаждаемых элементов, вос- принимающих основной перепад температур. Целесообразно участки цилиндров в зоне высоких температур по- крывать изнутри тепловой изоляцией; для защиты их от местного на- грева радиацией увеличивать расстояние до излучающих поверхностей или ставить закрывающие их экраны; разделительные стенки и стой- ки соединять с цилиндрами так, чтобы обеспечивалась свобода их температурных перемещений; внутренние детали камер сгорания опи- рать на горячие охлаждаемые силовые элементы, связанные с наруж- ным цилиндром через контактные термические сопротивления. Чтобы улучшить условия прогрева цилиндров, уменьшают тол- щину и оптимизируют форму фланцев горизонтального разъема, раз- резают внешний край фланца, уменьшают диаметр шпилек и прибли- жают их к оси цилиндра. В авиационных ГТД и некоторых стацио- 116
нарных ГТУ применяются кольцевые, без горизонтального разъема статорные элементы. Использование их наряду с очевидными конст- руктивными преимуществами требует полного изменения технологии сборки-разборки агрегата. Соединительные элементы выполняют обычно так, чтобы они не омывались газовым потоком и обладали необходимой термоэластич- ностью. Для этого их изготовляют из сегментов или разделяют ра- диальными резами, а в местах крепления предусматривают радиаль- ные зазоры, обеспечивающие свободу температурных перемещений. Контактные термические сопротивления в местах стыков деталей, снимающие значительные (100 К и более) перепады температур, спо- собствуют улучшению термонапряженного состояния соединительных деталей. Вместе с тем увеличение числа таких стыков усложняет кон- струкцию и изготовление статора. Чтобы расходы охлаждающего воздуха были минимально необхо- димыми, стремятся уменьшать количество и длину стыков между по- лостями, куда он подается, и проточной частью и уплотнять их. Это особенно важно при высоких температурах и использовании охлаж- даемых сопловых лопаток и является одной из причин применения цельнолитых сегментных конструкций направляющих аппаратов, не обладающих такой термоэластичностыо, как наборные. В современных мощных ГТУ опорные подшипники со стороны вы- хода газов из турбины размещаются внутри проточной части и опи- раются на наружный силовой корпус с помощью радиальных ребер или тангенциальных стоек. На практике наблюдались случаи неодина- ковой деформации стоек, приводившей к расцентровкам подшипника, задеваниям в проточной части и росту вибрации, а также случаи об- разования в стойках трещин. Причинами их являлись разный нагрев стоек при наличии окружной неравномерности Температур, в частно- сти на пусковых режимах, или силовое воздействие выходного патруб- ка. Для обеспечения благоприятных условий работы подшипника уве- личивают тепловую инерционность конструкции путем наложения на стойки, внутренний и наружный корпуса тепловой изоляции и защиты их от прямого действия газового потока с помощью обшивки, способ- ной свободно перемещаться относительно цилиндра, а также освобож- дают стойки от жестких связей с внутренними деталями проточной части [132]. ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ СЖИГАНИЕ ТОПЛИВ В ГТУ 4.1. УСТРОЙСТВО И РАБОТА КАМЕР СГОРАНИЯ Технические требования и основные показатели. В настоящее время в ГТУ используются различные газообразные и жидкие топлива, ос- новными горючими составляющими которых являются углеводороды. Природные газы состоят главным образом из метана (СН4); в по- путных нефтяных газах могут содержаться значительные количества СгНе, СзНв, С4Н10 и С5Н12. Нефтяные жидкие топлива для ГТУ состоят из различных по строе- нию сложных молекул. Обычно массовая доля водорода составляет в них 11—13,5, углерода 86—87,5%. Во многих случаях в топливах содержатся соединения серы, кис- 117
лорода, азота, влага и негорючие составляющие: в газообразных N2> СО2, О2 и др., в жидких —образующие золу соединения металлов. При сгорании топлива выделяется теплота, кДж/кг, количество ко- торой может быть определено по формуле QPH=339CP+ 1030НР—109(Ор—Sp)—25Wp, (4.1) где Ср, Нр, Ор, Wp — массовые доли компонентов и влаги в топливе, % - Образующаяся при окислении водорода или имеющаяся в топливе вла- га может находиться в продуктах сгорания в парообразном или жид- ком состоянии. В зависимости от него различают низшую QPH и выс- шую QPB теплоты сгорания. Последняя больше определенной по фор- муле (4.1) на величину QpB—QPH=25,1 (Wp+9Hp) кДж/кг. В ГТУ нет условий для конденсации влаги, поэтому при расчетах всегда исполь- зуется QpH. Стандартной температурой для определения QPH является 288 К. Расчеты процессов в камерах сгорания производятся на основе ма- териального и теплового балансов: GB+BT=Gr; (2в-|-®т(СРН-Г^т) = Qr, где QB—GBfBj Qr—Gr/г- Расход воздуха, теоретически необходимого для полного сжигания топлива, определяется по атомным или молекулярным массам из мате- риального баланса простых реакций с учетом того, что объемная доля кислорода в воздухе составляет г>о2=0,21, а массовая gO2=0,232. При сжигании жидкого топлива теоретически необходимое количество воз- духа, кг/кг, м3/кг (м3 — при 7=273 К, р=0,1013 МПа), Lo=0,l 149Cp+0,3447Hp+0,04315Sp—0,043Юр; (4.2) Vo=0,0889Cp4-0,267Hp+0,03335Sp—0,03330р; (4.2а) при сжигании природного газа Lo=l,293Vo/pr; (4.3) Vo=0,0474 [0,5СО+0,5Н2+2СН4+2 (m+n/4) СтН„+ + 1,'5H2S—О2]. (4.3а) Условия горения топлива с теоретически необходимым избытком воздуха- называются стехиометрическими, отношение • действительно поступающего в камеру, сгорания или отдельные ее зоны воздуха к тео- ретически необходимому a=GB/(BTLo)—коэффициентом избытка воз- духа. Иногда удобнее использовать обратное отношение 1/а (коэффи- циент избытка топлива) или отношение Z?T/GB. Некоторые теплотехнические характеристики горючих компонентов топлива и собственно топлив приведены в приложениях 3—5. Теорети- ческая температура характеризует стехиометрическое горение смеси при температуре воздуха 550 К и без учета диссоциации. Действитель- ные температуры горения даже при более высокой температуре возду- ха на входе в камеры сгорания ГТУ (до 700 К) оказываются пример- но на таком же или более низком уровне из-за избытка воздуха в зоне горения (а>1) и отвода теплоты от факела. Конструктивная схема типичной камеры сгорания показана на 118
рис. 4.1. Горение топлива проис- ходит внутри пламенной трубы 1. Наружный корпус 2, нагружен- ный давлением, отделен от нее кольцевым каналом 3, в котором движется воздух, и не испытыва- ет прямого действия факела или горячих продуктов сгорания. Для окисления топлива в ка- мерах сгорания используется, как правило, только часть воздуха, зависящая от требуемого уровня температуры газов на входе в тур- бину. При 71Т= 1200 К и Д7кс5^ ~600 К, например, для горения достаточно 25% воздуха, а сред- ний коэффициент избытка возду- ха на выходе из камеры аСр=4. В продуктах сгорания содержит- ся 15—16% кислорода. Используемый для горения воздух с некоторым избытком (oi = 1,2-г—2,0) вводится в зону го- рения (первичную зону камеры), где при высоких температурах (1800—2100 К) протекают хими- ческие реакции окисления топли- ва. Остальной воздух использует- ся для охлаждения пламенной Рис. 4.1. Конструктивные схемы камер сгорания: а — с вводом всего необходимого для горения воздуха через фронтовое устройство; б — с по- следовательным вводом воздуха трубы и разбавления через смеситель б продуктов сгорания для сниже- ния их температуры перед входом в турбину. Топливо и первичный воздух (весь или частично) поступают в пла- менную трубу через фронтовое устройство 4. Дробление и распреде- ление жидкого топлива в объеме пламенной трубы осуществляются с помощью форсунок, газообразного — с помощью газораздающих насад- ков 5. Важнейшими качествами камер сгорания, влияющими на экономич- ность ГТУ, являются полнота сгорания топлива и гидравлическое со- противление (потери давления ц камере). Полнота сгорания оценивается тепловым» КПД, представляющим собой отношение теплоты, фактически переданной рабочему телу, к теп- лоте топлива: Т|'кс= (G2KCt2KC— GiKCtlKc)/ [BtQph + K) ] • (4.4) При работе на высококалорийных жидких топливах, природных и по- путных газах удельная энтальпия топлива невелика: it<0,005Qph; т)/кс=984-99,8 % - Несгоревшая часть топлива выносится из камеры в виде горючих газов СО, Нг, СН4 (потери теплоты с химическим недожогом <73), не- прореагировавших паров топлива, сажи и кокса (потери теплоты с ме- ханическим или физическим недожогом <74). Некоторое количество теп- лоты теряется в окружающую среду конвекцией и излучением через корпус камеры сгорания (<г5). Основное значение в тепловом балансе имеют потери теплоты от 119
химического недожога <73. Значения их, соответствующие наличию в, продуктах сгорания 0,01 % Н2, СО, СН4, следующие: Подогрев среды в камере сгорания, К со Потери <7,. % сн. н„ 600 0,15 0,43 0,13 300 0,30 0,86 0,26 100 0,75 2,14 0 65 Тепловой КПД камеры сгорания через отдельные виды потерь 11,кс=1—9з—^4—«75» 1—<7з. (4,5) Аэродинамические характеристики камер сгорания выражаются ко- эффициентом сопротивления £Кс=Др*кс/ДрДиИ ikc, оценивающем совер- шенство газовоздушного тракта камеры, и относительными потерями полного давления Др*кс/р*1кс или коэффициентом давления р*2кс/р*1кс>- которые позволяют установить связь между аэродинамическим совер- шенством камеры сгорания и показателями ГТУ в целом. Аэродинамический КПД камеры сгорания <с=1-\ту. («> где 8чгту= (Д/’кс./Акс) — снижение КПД ГТУ из-за потерь давления Рнс. 4.2. Поле температур газов на входе в тур- в камере сгорания; — коэффициент влияния (см. ниже § 6.3). Общее влияние неполноты сгорания и гидравлических потерь в ка мере сгорания на экономичность ГТУ можно учесть с помощью полно- го кпд т]кс=='Н/кс1'1//кс. (4.7) Вследствие неодинаковости процессов горения и смешения продук- тов сгорания в различных районах камеры и нарушения симметрии при подводе газов от камеры сгорания к турбине неизбежна некоторая не- равномерность их температуры, которая оценивается коэффициентом К= (Т’макс Тгкс)/ (7 2КС—7 1кс)= (Т’макс 72кс) /Д7 Кс, (4.8) где Т’макс — максимальная, 7’2кс— средняя температуры газов на выхо- де; T'ikc — температура воздуха на входе в камеру сгорания. В зависи- мости от эффективности смесительных устройств и форсировок камер сгорания К=0,14-0,3. На рис. 4.2 показано характерное распределение температур перед турбиной после одной из пламенных труб трубчато-кольцевой камеры сгорания; 7’1кс=547 К, 7’2кс=П72 К, Тмакс— 1219 К, К=(1219— —1172)/(1172—547)=0,075. При наличии нескольких пламенных труб из-за неодинаковости температур за ними коэффициент неравномерно- сти увеличивается. Для рабочих вращающихся лопаток турбины существенна радиаль- ная неравномерность температуры. Для оценки ее кольцо на входе в проточную часть делится на несколько частей и подсчи- тываются средние по окруж- ности температуры на дан- ном радиусе Тг Максималь- ная ИЗ НИХ Тумаке ИСПОЛЬЗу- ется для определения коэф фициента радиальной нерав- номерности Кг=(Тт макс Тгкс) IЛТ кс! (4.8а) 119 2 119Б 117*г1177 . 120
На рис. 4.2 значения Тг определены для четырех радиусов, соответ- ствующих различной относительной высоте от корня лопаток I (77 цДКс= 1200 К; Л7=0,045, ср. с рис. 3.50). Высокие показатели и надежная работа камер сгорания — отсутст- вие срывов и пульсации факела, эффективное охлаждение деталей, ми- нимум вредных выбросов — должны обеспечиваться в широком диапа- зоне режимов, что на примере установки ГТ-100 иллюстрируется дан- ными табл. 4.1. Особенности внутренних процессов в камерах и средст- ва для выполнения этих требований кратко рассмотрены ниже. Таблица 4.1. Услозия работы камер сгорания установки ГТ-100 Наименование величин Режим работы ГТУ Номинальный Максимальный Холостой ход Зажигание ксвд КСНД ксвд КСНД ксвд КСНД КСВД канд Температура газов на входе Лкс К 508 808 •505 805 480 630 320 420 Повышение температуры в КС д7’кс. К 515 215 510 210 345 90 150 50 'Средний коэффициент избытка воздуха аср 5 10 5 10 7,5 25 18 50 Давление газов на входе в КС Р1КС- -МПа 2,3 0,77 2,55 0,85 1.5 0,45 0,125 0,И5 Расход газов на входе в КС G1KC’ кгс 400 435 450 490 310 340 24 30 Теплота, подведенная в КС, Д(?кс, МВт 240 115 270 125 115 35 — ‘— Форсировка сечения КС МВт/(м2-10~6-Па) 6,75 6,35 6,8 6,3 4,95- 3,3 —• — Процесс горения. Скорость протекающих в смеси топлива с возду- хом химических реакций wx, под которой понимают количество молей вещества Сп, прореагировавших в единице объема за единицу времени, равна * wx=dCn/dTx~K0e-E'RTp2r-, (4.9) время реакции Тк=Тх-1/№х-1/(К0е-Е/ВГр2г), (4.Ю) где Л’„—константа; Е— энергия активации молекул, равная для ре- акций горения углеводородных топлив 80—160 кДж/(гмоль). Соотношения (4.9) и (4.10) пригодны для качественных оценок, так как в действительности горение имеет цепной механизм и сопровожда- ется образованием промежуточных активных центров: атомов и ради- калов, резко ускоряющих процесс. Течение реакций ускоряется с повы- шением давления (р2~р2) и особенно температуры, при Т>1200 К окисленйе топлив заканчивается с полнотой 99,5—99,8% за время T.r^l-lO-3 с Скорости реакций максимальны при температуре / = =7'маКс/(1+27?7'макс/£') ~16004-1700 К; при 7'>200047.2100 К увели- чивается скорость обратной реакции и становится заметной диссоциа- ция Н2О и СО2, препятствующая завершению горения. В соответствии с простейшей моделью горения химические реакции окисления топлива протекают в тонком слое,' называемом фронтом пламени, который разделяет топливовоздушную смесь и продукты сго- рания. 121
Для возникновения и существования пламени необходима смесь, в которой может идти реакция, а выделяющейся при реакции, теплоты должно быть достаточно для существенного повышения температуры продуктов сгорания. Разогрев соседних слоев вследствие теплопровод- ности и диффузия в них атомов и радикалов, образовавшихся в про- цессе горения, вызывают в этих слоях химическую реакцию. В резуль-' тате фронт пламени движется в сторону смеси. Максимальная нор- мальная скорость распространения фронта пламени пн достигается не в стехиометрических, а в несколько переобогащенных смесях (а= —0,554-0,95) и равна для смесей различных горючих компонентов с воздухом 0,35—2,7 м/с. При повышении температуры смеси с 370 до 670 К она увеличивается в 5—15 раз. В турбулентных потоках фронт пламени не является непрерывной пленкой, а раздроблен на большое количество очагов. .Скорость его движения значительно (на порядок) возрастает. Устойчивость горения в потоке воздуха резко повышается, если оно происходит в зоне отры- ва за внесенным в поток плохо обтекаемым телом, где скорости могут быть существенно более низкими, нулевыми или даже отрицательными (обратные токи, см. ниже). Даже в этих условиях при существенном отклонении состава смеси от оптимального — чрезмерном увеличении или уменьшении избытка воздуха — тепловыделение при реакции и ее скорость снижаются, растет недожог и горение может даже совсем пре- кратиться: произойдет срыв пламени. Скорость газа, при которой про- исходит срыв пламени, с~1и2н/а=1(а), (4.11) где I—'характерный геометрический размер; а — температуропровод- ность. При переобогащении (много топлива, а<С1) или переобеднении (мало топлива, аЗ>1) топливовоздушных смесей срыв пламени, стаби- лизированного плохо обтекаемым телом или завихрителем, происходит при сравнительно невысоких скоростях. Максимуму устойчивости (наи- большей скорости при срыве) соответствует близкий к стехиометриче- скому, но переобогащенный состав смеси (кривая 1 на рис. 4.3). Скорость процессов горения при смешении струй топлива с возду- хом ограничивается не химической'реакцией, а более медленными диф- фузионными процессами массопереноса. Такое горение называется диф- фузионным. Топливо, жидкое или газообразное, поступает в збну го- рения в мелкораздробленном виде, активно перемешиваясь с воздухом. Испарение отдельных капелек и перемешивание элементарных объ- емов паров жидкого топлива или горючих газов с воздухом происходит по всей длине факела, в котором существует большое количество мел- ких очагов горения, взаимодействующих между собой и являющихся источниками воспламенения новых порций образующейся топливовоз- душной смеси. Пределы устойчивого горения при изменении среднего коэффициента избытка воздуха и скорости потока при этом существен- но расширяются. При турбулентном течении, характерном для камер сгорания ГТУ, подготовка смеси происходит в результате турбулентной диффузии, а длина пламени сокращается и не зависит от скорости по- тока. Ускорению горения и сокращению длины пламени способствует создание некоторого избытка воздуха при смешении его с топливом. При диффузионном горении срыв пламени происходит в случаях, когда в зону горения поступает: 1) много топлива (а<1, срыв при пе- реобогащении смеси); 2) много воздуха (а>1, срыв при переобедне- нии); 3) много топлива и воздуха, скорости потока и смешения чрез- мерно велики. Перед срывом увеличение толщины фронта пламени вы- 122
зывает ускорение, а снижение тем- пературы— замедление реакций го- рения. Вследствие этого интенсифи- кация процесса имеет предел, при котором скорость реакций макси мальна. Качественные зависимости скорости, при которой происходит срыв стабилизированного факела при кинетическом и диффузионном горении, от состава смеси (отноше- ния топливо/воздух, 1/с) показаны на рис. 4.-3. Средняя скорость диффузионного горения ниже, чем при сжигании однородной топливовоздушной сме- си. Максимум ее достигается при стехиометрических соотношениях ветствуют средние значения а> Рис. 4.3. Условья наибольшей устойчи- вости горения: кинетическое и днффу- 1—2 — соответственно зионное горение вблизи стабилизатора, которым соот- 1. Полнота сгорания в диффузионном пламени также ниже, так как часть топлива может попадать во внеш- ние слои факела с пониженной температурой. Эта меньшая, но техни- чески вполне достаточная (до 99,5—99,9%) полнота сгорания обеспе- чивается при значительных изменениях средних коэффициентов избыт- ка воздуха, которые при сжигании гомогенных смесей недопустимы. Снижение температуры и давления воздуха, увеличение турбулентно- сти потока, увеличение диаметра капель топлива или ухудшение пере- мешивания уменьшают диапазон устойчивого горения (стрелка на рис. 4.3). Особенности горения в камерах ГТУ. В камерах сгорания ГТУ ско- рости потока обычно значительно больше скорости распространения пламени. Стабильность процесса в них может быть обеспечена поэтому только путем постоянного поджигания топливовоздушной смеси, посту- пающей в пламенную трубу или образующейся в ней. Для этого с по- мощью фронтового устройства — лопаточного завихрителя (4 на рис. 4.1) или просто плохо обтекаемого тела (конуса, уголка, диска) — организуется отжатие набегающего потока воздуха к стенкам пламен- ной трубы, так что в ее головной части вблизи оси давление снижается и возникает зона обратных токов (7 на рис. 4.1). Через эту зону горя- чие продукты сгорания с температурой, необходимой для воспламене- ния топливовоздушной смеси и поддержания горения, подводятся к корню факела. На границах зоны, разделяющей противоположно на- правленные потоки, осевые скорости равны нулю, а градиенты скоро- стей велики. В эту область вводятся свежее топливо (8 на рис. 4.1) и воздух, в ней располагается фронт пламени и происходит интенсивное турбулентное перемешивание, обеспечивающее тепло- и массообмен, необходимые для подготовки топливовоздушной смеси и сжига'ния топлива. Диаметр зоны обратных токов увеличивается при увеличении углов установки лопаток завихрителя и стенок фронтового устройства. Углы потока согласовываются с углом раскрытия фронтового устрой- ства таким образом, чтобы избежать срывных течений, которые могут вызвать образование дополнительных очагов и нестабильность (вибра- цию) горения, а также перегрев и повреждение пламенной трубы. В обычных для современных ГТУ диффузионных камерах сгорания с раздельным вводом в пламенную трубу топлива и воздуха при изме- нении коэффициента избытка воздуха зона активного горения сужает- ся или расширяется, но в ней всегда имеются очаги с концентрациями 123
топливовоздушной смеси, близкими к стехиометрическим, высокими температурами и устойчивым горением. На всех рабочих режимах обеспечивается полное выгорание топлива с практически неизменным КПД. Лишь при очень больших коэффициентах избытка воздуха пол- нота сгорания снижается и возникает опасность срыва факела. Средние скорости обратных токов после завихрителя в 5—10 раз меньше скоростей основного потока, а поступающего, с ними воздуха недостаточно для полного выгорания топлива, которое завершается на следующем по длине участке пламенной трубы. Возможности увели- чения расхода воздуха в зону обратных токов ограничены из-за повы- шения потерь давления, а увеличение турбулентности в ней снижает устойчивость горения. По мере удаления от стабилизатора турбулент- ность потока затухает и перемешивание становится более вялым. Если, как это делается в выносных камерах сгорания, применяемых в отече- ственных и зарубежных ГТУ, весь воздух, необходимый для горения (первичный «1=1,24-2,0), подается через фронт (рис. 4.1,а), горение происходит на внешней границе факела, отделяющей его от пристен- ной области^ занятой холодным воздухом, и затягивается по длине пламенной трубы (9 на рис. 4.1,о). Теплонапряжения объема в таких камерах сгорания при работе на природном газе и жидком топливе составляют 3—7 МВт/м3-105 Па, форсировки сечения—до 7 МВт/м2Х ХЮ5 Па, средние осевые скорости в первичной зоне 5—10 м/с. Для стабилизации факела при обеднении смеси (увеличении а) кроксе зоны обратных токов здесь необходима дежурная горелка (форсунка), соз- дающая в приосевой зоне пламенной трубы устойчивый, хотя и мало- экономичный очаг горения переобогащениой смеси. Горение в основном завершается на расстоянии £/£>п.т=24-2,5. Длина зоны рециркуляции пропорциональна ее диаметру и, следовательно, диаметру стабилиза- тора. Использование во фронтовом устройстве нескольких (4—7) стабилизаторов (завихрителей, горелок) меньших размеров позволяет на 20—30% повысить форсировки и уменьшить длину факела до £/£>п т=0,54-1,0. Потери давления в камерах сгорания с вводом всего первичного воздуха через фронт составляют 1,5—3%. Дальнейшее увеличение количества очагов горения и переход к мик- рофакельному сжиганию позволяют еще сократить длину пламени и камеры сгорания. При микрофакельном сжигании стабилизация осу- ществляется с помощью небольших регистров (модулей), как, напри- мер, в многогорелочных (до 100—150 шт.) кольцевых камерах сгора ния авиационных ГТД, за уголковыми стабилизаторами или на гра- ницах противоположно закрученных кольцевых струй. Существенно повысить теплонапряжения можно при ступенчатом вводе воздуха в зону горения (рис. 4.1,6). В этом случае черёз фрон- товое устройство вводится сравнительно небольшое количество пер- вичного воздуха («1=0,24-0,5), обеспечивающее сгорание 10—20% топлива. Остальной первичный в’оздух вводится через боковые отвер- стия (10 на рис. 4.1,6), расположенные в конце зоны обратных токов, где испарение топлива в основном завершено и оно подготовлено к горению. Поверхность фронта пламени при этом резко увеличивается, горение происходит по всему сечению пламенной трубы, турбулизация потока и процессы тепломассопереноса интенсифицируются. При такой организации процесса в камерах сгорания энергетических ГТУ достиг- нуто полное выгорание природного газа и различных жидких топлив (от легких дистиллятов до мазута) при форсировках сечения до 20— 25 МВт/м2-105 Па, осевых скоростях до 15 м/с и потерях давления Ар*/р*^4%. В аналогичных камерах сгорания авиационных Г ГД 124
форсировки достигают 100 МВт/м2-10s Па при Ар*/р*^10% 174] Так как в камерах со ступенчатым вводом воздуха на расчетном ре- жиме после стабилизатора создается переобогащенная смесь, диапазон устойчивого горения в них при обеднении смеси в 3—5 раз шире и де- журного факела для стабилизации не требуется. Для обеспечения полного сгорания топлива время его пребывания в высокотемпературной зоне тпр должно быть больше времени, проте- кания всех необходимых для этого процессов: времени смешения тс~ '"•'//с, времени реакции (кинетики) тк, а для жидкого топлива, которое сгорает в основном в парообразном состоянии, еще и времени испаре- ния капель ти. Обычно 0,5tc~tks£U 10~3 с. Рис. 4.4. Критические размеры капель топлива: 1 — керосин, р==0,78 г/см3; 2 — дизельное топливо, р- =0,81 г/см3; 3 — тяжелый дистиллят, р=0,9 г/см3; 4 - мазут, р=0,95 г/см3 Рис. 4.5. Двухступенчатая механическая форсун- ка ГТ-100 Сгорание легких, быстро испаряющихся жидких топлив, например реактивных, и природного газа лимитируется временем смешения и протекания химических реакций, более тяжелых топлив с низкой лету- честью — временем испарения капель и выгорания коксового остатка. Скорость испаренця капель топлива зависит главным образом от размеров (диаметра) капли и отличия ее температуры от температуры газов: ти~ d2Kn/(Тт—Ткп). Критические размеры капель, испаряющихся за 5 и 25 мс, показаны в зависимости от температуры газов на рис. 4.4. Распыливание и смесеобразование. Распиливание легких жидких топлив осуществляется обычно центробежными механическими форсун- ками (рис. 4.5). Топливо через тангенциальные каналы 1 поступает в вихревую камеру 2, закручивается в ней и в виде конуса тонкой плен- кой, которая затем разрывается на капли, выбрасывается через соп- ло 3. Чер^з отверстия 4 поступает воздух, охлаждающий наружный корпус форсунки—футеровку 5. Зависимости тонины распыла (характе- ризуется dM— медианным диаметром капель, определенным таким об- разом, чтобы общая масса капель с d<ZdM была равна массе капель с d>dM) такой форсункой и расхода топлива через нее Вт от перепада давлений Ар показаны на рис. 4.6: Вт~|7Др. Удовлетворительный 125
распыл топлива обеспечивается при Др>0,7-^-1,0 МПа (последняя вели- чина для форсунок большой, ST> >1,5 т/ч, производительности). Тони- на распыла зависит также от свойств топлива, размеров (производительно- сти) и конструктивного совершенства форсунки, качества ее изготовления и сборки. Размеры капедь увеличивают- ся с повышением поверхностного натя- жения <т, плотности р и вязкости v топ- лива. При пониженных расходах пере- пад давления быстро снижается, а Рис. 4.6. Характеристики распыли- Распыл Ухудшается. Для того чтобы вания: расширить рабочий диапазон центро- 7 — 1 ступень форсунки; 2—II ступень беЖНЫХ фОрСуНОК, ИХ ВЫПОЛНЯЮТ ДВуХ- Форсункп ступенчатыми. Через I ступень фор- сунки на установке ГТ-100 (рис. 4.5), например, подается 18 % топлива, II ступень включается после достижения на первой близкого к номи- нальному перепада давлений. 'Номинальная производительность форсу- нок КСВД при Ар=5 МПа составляет 1,8 т/ч, КСНД — 0,8 т/ч. При очень малых расходах топлива через I ступень на начальных этапах пуска во II ступень вместо топлива подается сжатый примерно до 0,3 МПа воздух, который в этих условиях улучшает распыл. В некоторых зарубежных ГТУ применяются центробежные форсун- ки с обратным сливом, в которых давление топлива на всех режимах остается постоянным, а регулирование расхода осуществляется измене- нием проходных сечений. Производительность такой форсунки, уста- новленной в- выносной камере сгорания ГТУ фирмы ВВЦ (одна фор- сунка на мощность до 90 МВт), достигает 25 т/ч. Вследствие высокой скорости топлива в тангенциальных каналах и вихревой камере существует опасность эрозии и кавитационного износа их стенок. Лучший распыл и условия для формирования топливовоздушной сме- си обеспечиваются с помощью воздушно-механических форсунок, в ко- торых топливо распиливается под действием меньшего перепада дав- ления с помощью подаваемого в форсунку воздуха (отношение расхо- дов воздуха и топлива G/BT=0,024-0,06), и воздушных или паровых форсунок (G/BT=0,354-1,0, отношение давления распыливающего воз- духа к давлению в камере сгорания 1,4—1,7, энергия распыливающего агента £5>20 кДж/кг топлива). Эти форсунки обеспечивают хороший распыл топлива при значительных изменениях его расхода. Вследствие меньших перепадов давления и скоростей топлива в каналах опасность их износа меньше. Недостатком таких форсунок является использова- ние воздуха с существенно более высоким, чем в цикле, давлением, для поджатия которого требуется специальный компрессор, или пара от постороннего источника. От этого недостатка свободны аэрационные форсунки, нашедшие применение в камерах сгорания авиационных ГТД, где для улучшения распыливания топлива используется скорост- ной напор циклового воздуха, поступающего через фронтовое устрой- ство в первичную зону. I При нормальном распыливании в диффузионном факеле топливо вблизи очагов горения попадает в среду горячих продуктов сгорания, где при недостатке кислорода происходит его термическое разложение и полимеризация молекул углеводородов с образованием светящихся 126
сажистых частиц, метана и водорода. Количество сажистых частиц воз- растает при уменьшении местных коэффициентов избытка воздуха, повышении давления, а также при утяжелении жидкого топлива. Для их полного выгорания необходимо дополнительное время, наличие в факеле избыточного кислорода и достаточно высокие и равномерные температуры газов (7">1500 К) и стенок пламенной трубы (Т>800 К). Для того чтобы в одной и той же камере сгорания эффективно сжигать различные жидкие топлива, их нужно распиливать по-разному, обес- печивая примерно одинаковое время испарения. Легкие топлива хоро- шо распыливаются механическими форсунками, тяжелые дистилляты — воздушно-механическими, мазут — воздушными или паровыми. Утяже- ление топлива и ухудшение его испаряемости особенно сильно влияют на горение при нерасчетных режимах с низкими температурой и дав- лением на входе в камеру сгорания и большими избытками воздуха, которые наблюдаются, например, при пусках ГТУ. Рис. 4.7. Условия работы камеры сгорания без выноса капель топлива: а — зависимость минимальной температуры газов от перепада давления распиливающего возду- ха; б — зависимость минимальной температуры факела в зоне горения от максимального диамет- ра капель топлива На рис. 4.7 [28] показаны условия, при которых обеспечивается сгорание топлива в объеме КСВД ГТ-100 без выноса его капель в про- точную часть турбины сразу после воспламенения при пуске, когда давление близко к атмосферному, а температура воздуха на входе со- ставляет 300—325 К. Кривые 1-^-5 соответствуют различным сортам топлива: № кривых 1 2 3 4 5 Тип топлива Дизельное Печное Газотурбин- ное Смесь 2+5 Моторное Плотность, г /см3 .... 0,832 0,842 0,867 — 0,888 Вязкость при 323 К, °ВУ 1,2 1,23 1,33 1,31 1,78 Люмометрическое число 38 29 25,6 23 21 При Др—0,2 МПа работа без выноса капель на дизельном топливе (кривая 1) обеспечивается при 7'2кс>525 К, на газотурбинном (кри- вая 3)—при 7,2кс>665 К, на моторном (кривая 5)—при Г2кс> >805 К- При температуре газов Т2КС>825 К нагар, образующийся в результате попадания капель топлива на обтекаемые потоком детали, выгорает (кривая 6 на рис. 4.7,а); при Др<0,05 МПа распыливание всех типов топлива неудовлетворительно для нормального горения (кривая 7 на рис. 4.7,а). Капли дизельного топлива с d^280 мкм пол- 127
яостью испаряются и сгорают при средней температуре факела Т$> >1150 К, газотурбинного — при 7ф>1500 К, моторного — при 1 ф> >1950 К (рис. 4.7,6). Условия безотказного воспламенения топлив при запуске также -сильно зависят от их качеств. Так, например, минимальная энергия, необходимая для воспламенения керосина, при а=1,5 почти на поря- док меньше, чем для воспламенения мазута; более тонкий распыл и уменьшение диаметра капель со 100 до 40 мкм позволяют уменьшить ее на два порядка [135]. Сжигание горючих газов с теплотой сгорания QPH>12 МДж/м3 (в нормальных условиях) в камерах сгорания, отработанных на жидком топливе, не вызывает трудностей. При уменьшении теплоты сгорания снижаются теоретическая тем- пература горения, температура факела и скорость реакций. Это может вызвать увеличение недожога в виде СО, окйсление которой требует наибольшего времени. Надежность воспламенения топлива при пуске, переброс пламени, устойчивость горения (границы срыва, пульсации) и полнота сгорания зависят также от концентрационных пределов воспламенения газовоз- душной смеси 'ф==='фмакс/фмин, где 'ф=Ут/(Ут+Ув)—отношение макси- мального или минимального объемного расхода топлива к сумме этого расхода и расхода воздуха, при котором обеспечивается воспламенение смеси (см. приложение 3). Для того чтобы устойчиво и экономично сжигать низкокалорийные газы на номинальном и частичных режимах, требуется специальная организация зоны горения путем изменения конструкций газораздаю- щих насадков, завихрителей и пламенных труб. При ф<2,2 может по- требоваться обогащение топлива газами с широкими пределами воспла- менения, например водородом, или использование специальных пуско- остановочных топлив. С увеличением содержания водорода и отношения Н2/СО, в низкокалорийных горючих газах увеличиваются пределы вос- пламейения и скорость горения. Организация процесса горения вследст- вие этого облегчается. При QHp<3,5 МДж/м3 резко возрастает сте- хиометрическое отношение топливо/воздух. Сжигать газы с меньшей калорийностью даже в выносных крупногабаритных камерах сгорания ГТУ трудно "[1'19]- ' Нагрев и охлаждение пламенных труб. Поверхности, окружающие факел, испытывают действие радиации пламени: Падающий на единицу их поверхности поток лучистой теплоты дл, кВт/м2, равен (412) В этой формуле и=0,85-^-1,0 — коэффициент, учитывающий форму ка- меры и неравномерность излучения факела; еп.т=0,85-^-0,9— интеграль- ный коэффициент теплового излучения стенок пламенной трубы; Т$ и Д.т — температуры факела и пламенной трубы, Гф= (0,8^-0,97) Т$.т, где 7ф.т — теоретическая температура горения факела; еф=1 — —е~ (fec+fer> Dn.T — интегральный коэффициент теплового излучения факе- ла. Определяемая им излучательная способность факела может изменять- ся в широких пределах вследствие изменения размеров пламенной трубы и коэффициента ослабления лучей сажистыми частицами (йс) в зави- симости от давления, свойств топлива (отношения С./Н), коэффициента избытка первичного воздуха (рис. 4.8) [90]. Значение коэффициента ослабления лучей трехатомными газами >kT близко к единице и изме- няется сравнительно мало. 128
В пламенных трубах КСВД установки ГТ-100, например, при •^2,5 МПа, щ = 1,2-5-1,4, Тф= 1700-5-1900 К, работе на газотурбинном жидком топливе (С/Н = 7,0) коэффициент теплового излучения факела близок к единице, а потоки лучистой теплоты достигают 0,5—0,7 МВт/м2. Чтобы поддерживать в этих условиях допустимую для обычно приме- няемых материалов температуру пламенных труб (1000—1150 К), ко- торая определяется балансом теплоты, подводимой за счет радиации и отводимой с помощью конвективного теплообмена, возможного с обеих, внутренней (q} на рис. 4.9) и внешней (q2), сторон стенки, их необхо- димо интенсивно охлаждать. Баланс теплоты элемента стенки имеет вид <7л1+<7к1=^к2—q^2, (4.13) где 9л1'—(7ф4—7П.Т4); qKi^at (7’п.т—7Д); ?к2=а2 (7’п.т—Тв2), значения коэффициентов теплоотдачи конвекцией щ и а? в общем случае учиты- вают возможное неравенство теплопередающих площадей (оребрение или изменение формы); qn2—(7’п.т4—Ткор4) — поток лучистой теплоты от пламенной трубы к корпусу камеры. Рис. 4.8. Зависимости коэффициента теплового излучения факела от условий горения н размеров пламенной трубы: «-еф=/Щ1Кс- «I». Гф = 1800 К, С/Н=7,5, Рп.т=0,4 м; б-еф-1(С/Н, DB т), 7ф = 1800 С, ^=1,2, ^1КС“П0 МПа Для охлаждения пламенной трубы прежде всего создается защит- ная воздушная пленка с внутренней стороны, препятствующая прямому контакту горячих газов со стенкой и теплообмену между ними конвек- цией. Подачёй в пристенную зону значительных количеств закрученного воздуха можно обеспечить эффективное охлаждение конструктивно про- стейшей гладкой пламенной трубы [97]. Чаще, однако, воздух выпуска- ется через отверстия и щели, наиболее распространенные типы которых показаны на рис. 4.9. Чтобы возобновлять воздушный слой, который размывается, смешиваясь с продуктами сгорания, щели располагаются рядами на расстоянии, в 20—30 раз превышающем их ширину, . В выносных камерах сгорания большого диаметра радиация факела возрастает (рис. 4.8,6), а охлаждение пламенных труб затрудняется. В отечественных энергетических ГТУ при 7Д—1020-5-1100 К оно обес- печивается с помощью струйного обдува наружной поверхности и созда- ния устойчивой внутренней завесы путем выпуска воздуха внутрь через отверстия небольшого диаметра в двухстенных конструкциях с перфо- рацией (рис. 4.9, 4). Зарубежные фирмы в выносных камерах сгорания при 7’1т=1250-5—1300 К применяют футеровку пламенной трубы керами- ческими плитками (КВУ) или внешнее оребрение металлических пли- ток, образующих обечайки пламенной трубы в зоне горения (ББЦ). 9—138 129
Тепловой поток ф,2 влияет на температуру пламенной трубы значи- тельно меньше, чем на температуру корпуса, который при недостаточно интенсивном охлаждении приходится защищать изоляцией или экра- нами. Наибольшие температуры пламенных труб наблюдаются, как пра- вило, на режимах максимальных нагрузок. При пусках с ростом дав- ления и коэффициента теплового излучения факела эти температуры возрастают, несмотря на одновременную интенсификацию конвективно- го теплообмена [90]. Рис. 4.9. Различные способы охлаждения пламенной трубы: стрелка в —воздух; стрелка г — газы (продукты сгорания) Состав и свойства топлива, определяющие температуру факела и образование сажистых частиц, оказывают большое влияние на темпе- ратуру пламенной трубы, которая повышается при увеличении теорети- ческой температуры горения (7ф.т), отношения С/Н, коксуемости, со- держания ароматических и непредельных углеводородов в жидких топливах. Температура горящих сажистых частиц может быть выше температуры газов, а излучение факела вследствие этого усиливается. На некоторых ГТУ переход с природного газа на легкое жидкое топли- во вызывал повышение температуры пламенной трубы на 50—70 К, а переход с легкого на тяжелое жидкое топливо — еще на 50—100 К- В других случаях, отличавшихся конструкцией камеры и организацией, горения, изменения температуры были значительно меньше. Пульсации горения. Неупорядоченные колебания, всегда имеющиеся в потоках воздуха и топлива, могут при некоторых условиях приобре- тать регулярный установившийся характер и вызывать пульсации (ви- брации) горения. При продольных колебаниях масса газа, нахоДяще- 130
гося в камере сгорания, колеблется в направлении потока с одинаковой частотой от нескольких единиц до нескольких сотен герц, но различны- ми в разных поперечных сечениях амплитудами (рис. 4.10,е) [74]. Если период колебания больше времени пребывания газов в камере сгора- ния, они считаются низкочастотными. Поперечные тангенциальные или радиальные колебания, для кото- рых характерны периодические изменения параметров в сечении, а не по оси камеры, с частотой 10—15 тыс. Гц являются высокочастотными. На рис. 4.10,6 и в изображены линии постоянных давлений, а стрелка- ми показаны направления колебаний. При одновременном существова- нии различных видов колебаний высокочастотные составляющие накла- дываются на низкочастотные. Рис. 4.10. Колебания потока в камерах сгорания: а — продольные; б — тангенциальные; в—радиальные; слева — начальный момент времени, справа — через по'лпериода Горение вызывает возмущение массы протекающего через камеру газа, если имеются колебания тепловыделения (например, расхода топ- лива) или положения фронта пламени (возможные вследствие, напри- мер, колебаний скорости потока, срыва вихрей и т. д.). Энергия, рас- сеиваемая в потоке за цикл колебаний, восполняется за счет скоростно- го напора воздуха или тепловыделения в камере сгорания, изменения которых под действием возникающих в газовом потоке колебаний долж- ны для этого происходить с соответствующим сдвигом к ним по фазе. Рис. 4.1 Г. Вибра- ционное горение в ГТ-100: а—амплитуды и час- тоты возникавших колебаний; б — ос- циллограмма пуль- саций давления а) 9* 131
1 — наружный корпус; 2 — пламенная труба (см. также 4 на рис. 4.9); 3—фронтовое уст- ройство; 4 — горелки; 5 — сопла смесителя: 6 — воздух после КВД Условия возникновения незатухающих автоколебаний определяются акустическими характеристиками» тракта камеры сгорания и системы топливоподвода принципиально так же, как при помпаже (см. выше). В качестве примера на рис. 4.11 приведены пульсации, наблюдав- шиеся в КСВД установки ГТ-100 в первый период ее работы на при- родном газе. Пульсации возникали вскоре после зажигания топлива и не прекращались после разворота ГТУ и взятия нагрузки. Причиной колебаний с частотой 45—47 Гц было воздействие изме- нений давления в объеме пламенной трубы на расход топлива, заклю- чавшееся в том, что снижение давления в камере сгорания (и перед турбиной.) вызывает уменьшение расхода воздуха, так как (G^Tt/ =const, и увеличение расхода топ- лива, который пропорционален воз- растающему при этом перепаду дав- ления на газовых насадках. Из ос- циллограммы рис. 4.11,6 видно, что колебания, давлений топлива (ввер- ху) и газов (в нижней части рисун- ка) в КСВД происходят с одинако- вой частотой со сдвигом на 180° (в противофазе). Увеличение сопротив- ления газовых насадков изменило' акустические характеристики систе- мы подачи топлива и ликвидирова- ло автоколебания с частотами 45— 47, 70—80 и 110 120 Гц. Причиной колебаний с частотами 310—370 Гц были возмущения, вно- сившиеся в поток перфорированны- ми уголковыми рассекателями, ус- тановленными на выходе из диффу- зора КВД. Автоколебания с этой частотой прекратились после снятия рассекателей [91]. В выносной камере сгорания уста- новки ГТ-25-700-2 с семигорелоч- ным фронтовым устройством (рис. 4.12) при сжигании природного газа вибрационное горение с частотами 50—100 Гц и размахом до 20 кПа возбуждалось колебаниями фронта пламени в результате синхронного' изменения тепловыделения и скорости распространения пламени. Не- благоприятные акустические характеристики камеры сгорания были из- менены путем перераспределения расходов газа между горелками с уве- личением его подачи на центральную горелку и удлинения факела, со- здавшего новую, более протяженную по длине структуру зоны горения. Повышению устойчивости способствовало также изменение конструкции горелок, характеристики которых существенно влияют на условия воз- никновения пульсаций [90]. В качестве возможных источников возбуждения автоколебаний в [74] указаны также взаимодействие потока воздуха с конусом распы- ленного жидкого топлива, периодические изменения коэффициентов из- бытка воздуха при колебаниях расхода воздуха, а также нормальной скорости распространения пламени при изменениях параметров (дав- ления, температуры) и скорости газов, частичные срывы факела при 132
недостаточно надежной стабилизации. Знакопеременные механические нагрузки, которые испытывают узлы камер сгорания, газового тракта и турбины при пульсационном горении, вызывают повышенные вибра- ционные напряжения и могут привести к поломкам. При пульсациях горения в. некоторых случаях наблюдалось также повышение темпера- туры пламенной трубы на 100—200 К. Вследствие этого автоколебатель- ные режимы в камерах сгорания энергетических ГТУ недопустимы. Вредные выбросы. Б уходящих газах ГТУ содержатся вещества, за- грязняющие атмосферу. Прежде всего ими являются газо- и парооб- разные продукты неполного сгорания топлива: СО и высшие углеводо- роды CnHm. Окись углерода является неизбежным промежуточным про- дуктом процесса горения, а высшие углеводороды представляют собой непрореагировавшие пары или продукты термического разложения топ- лива. Они содержатся в продуктах сгорания, чаще на режимах пусков и малых нагрузок при пониженных температурах горения. Обычно Vco<0,001-^-0,01 %; на установке ГТ-100 при работе на жидком топливе »co<S0,01 %; на установке ГТ-35 на холостом ходу исо^О.01 %, при N> >18 МВт СО не обнаружено. По данным [130] при рабочих нагрузках (Л/'>0,ЗхУмакс) vc н <5-10”4%. При указанных выше концентрациях вынос СО и CnHm из камер сгорания не оказывает существенного влия- ния на КПД ГТУ (<7з<0,3%) и не создает трудностей для выполнения имеющихся требований к выбросам ТЭС. Дым наблюдается при сжигании главным образом жидкого топлива t из-за наличия в газах сажистых частиц. При сжигании легких топлив дымность продуктов сгорания, определяемая по цвету и оцениваемая, например, числом Bacharcha (БСН), коррелируется с концентрацией сажистых частиц С, размеры которых в этом случае невелики (0,05< <я<0,4 мкм), а форма — правильная, следующим образом: БСН..................... 0 2 4 6 7 8 С, мг/м3................ 0 2,5 5,5 13 20 40 При сжигании тяжелых жидких топлив образуются более крупные (0,5—1 мкм) склонные к агломерации частицы сажи. БСН зависит не только от их количества, но и от размеров. Значению БСН^4, при ко- тором дым уже ясно виден, соответствуют С=25-*-60 мг/м3 и недожог топлива </4<0,1%. Причины, вызывающие образование сажи, и факторы, влияющие на ее количество в зоне горения, были рассмотрены выше. Чтобы умень- шить дымление, увеличивают расход первичного воздуха ищи изме- няют аэродинамику зоны горения (размеры, расположение и площади отверстий для подвода воздуха, глубину проникновения струй, харак- теристики завихрителя), ликвидируя переобогащенные топливом высо- котемпературные зоны; улучшают распыливание топлива; увеличивают время пребывания и уровень температуры газов в зоне догорания .топ- лива. При первых пусках установки ГТ-100, например, из-за переобогаще- ния жидким топливом приосевой зоны интенсивного горения (до C/Dn.T^l) происходило образование сажи, не успевавшей догореть до смесителей, и наблюдался темный дым. Увеличение угла распыла топ- лива с 85 до 100°, а также подача воздуха в приосевую зону привели к обогащению топливом периферийных зон и выравниванию соотно- шений топливо/воздух по сечению пламенных труб. Дымление сущест- венно снизилось. При нагрузках и температурах газов, близких к номи- нальным, когда перепады давления на форсунках достаточно велики и обеспечивают хороший распыл, содержание сажистых частиц в про- 133
дуктах сгорания после КСВД составляет 20—30 мг/м3, после КСНД— 30—40 мг/м3. На холостом ходу, когда топливо в КСНД подается через I ступень форсунки с малым углом распыла, а температурный уровень горения в обеих камерах ниже, дымление увеличивается в 1,5—2 раза. При утяжелении топлива дымление увеличивается. Снизить его можно улучшением распыливания, например с помощью воздушно-ме- ханических форсунок. В тех случаях, когда конструктивные изменения камер сгорания невозможны или нецелесообразны, выбросы сажистых частиц и дымле- ние могут быть снижены с помощью противодымных присадок [125]. Рис. 4.13. Влияние параметров на образование окислов азота в камерах сгорания ГТУ: а — относительных времени пребывания газов при высокой температуре и коэффициента избытка топлива; б — избытка воздуха в первичной зоне; в — давления; г — температуры факела; д — впрыска воды Содержащаяся в топливе сера при горении образует с кислородом воз- духа окислы SO2 (в основном) и SO3. Обычно в отработавших в ГТУ газах отношение = 0,03-5-0,04 (иногда до 0,06—0,08), Sso fSso —0,035-5-0,05. Количество выбрасываемых ГТУ окислов серы Gso*a ^0a,019BTSP;'GSOa ^0,001BtSp. Наиболее трудно удовлетворить экологические требования по содер- жанию в выбросах ГТУ окислов азота. Окисление азота воздуха с обра- зованием NO связано с ничтожно малыми затратами теплоты (обычно менее 0,1%) и происходит в наиболее горячих зонах факела. Концен- трации образующихся таким образом «термических» окислов азота за- висят от параметров процесса горения, как показано на рис. 4.13. На этом рисунке fNOx=iNOx/(NOx)t2oM; NOx=iNO + NO2—общая объемная концентрация окислов азота; Тпр=тпр/(тпр) ном-— относительное время пребывания газов при высокой температуре; 1/а= (1/сс)/( 1/а)НОм — от- носительный общий коэффициент избытка топлива. 134
Изменение температуры факела на 100 К меняет концентрацию «тер- мических» окислов азота почти на порядок. Наибольшее количество NO образуется при стехиометрическом горении и максимальных температу- рах, которые как раз реализуются во фронте пламени диффузионных камер сгорания при использовании топлив с высокой теоретической тем- пературой горения. Характерные соотношения приведены ниже: Гф.т, К . . .* . . NO.r/(NOjn.,.. . . Жидкое топ- ливо: Природный газ СН4 Коксовый газ со н, Генёратор- легкое ный газ тяжелое Метанол 2480 2460 2530 2770 2645 1830 2590 — 2180 1.0 0,95 1,25 3,25 1,97 0,07 1,6 2,5—3 0,4—0,6 Здесь (NOx)n.r — количество NOX образующейся при сжигании природ- ного газа. В тяжелом жидком топливе имеется №=0,3%- Т а блица 4.2. Выбросы окислов азота в ГТУ разных типов Показатель Тип ГТУ н фронтового устройства ГТ-100 ГТ-25 .Дженера л , Электрик- ББЦ Одна горел- ка Семь горе- лок Температура воздуха на входе Т1КС, К Средний коэффициент из- бытка воздуха аСр Давлени р1кс, МПа Концентрации окислов азота: N(\, 1 -10—4 % NOxa==1, 1 10~4 о/, NO2, г/кг 508/808 5/3,4 2,3/0,77 140—170 5э0—580 12—14 47 0, 140 700 20 ’3 5 1 92 70 350 10 606 3 1,1 175 530 12 590 4 0,95 210 840 19 Примечание. NO^—объемная Концентрация Окислов азота в продуктах сгорания, —концентрация, приведенная к а=4; NOa—количество образующейся нз выбросов ГТУ в атмосфере двуокиси азота на Г кг сожженного топлива; NOa«l ,586-Ю"3 NO Лл28,6-10“ж при ра" боте на природном газе и 24,2-10"3 при работе на жидком топливе. Концентрации NOX пропорциональны времени пребывания тпр, сред- нему коэффициенту избытка 1/а и коэффициенту избытка 1/ai топлива в зоне горения (рис. 4.13); они также зависят от условий смесеобразова- ния и горения. В выносных камерах сгорания отечественных энергетиче- ских ГТУ интенсификация смесеобразования в первичной зоне с по- мощью многогорелочных фронтовых устройств, сокращение времени пре- бывания топлива при высокой температуре и организация процесса го- рения при ai>l,6-*-l,8 позволили уменьшить выбросы NOX в 2—2,5 ра- за при одновременном улучшении эксплуатационных показателей камер сгорания (табл. 4.2). Еще более низкий уровень выбросов обеспечивают диффузионные камеры сгорания с подачей всего воздуха через фронто- вое устройство и дроблением факела [96]. В установке ГТ-100 «термические» окислы азота образуются глав- ным образом в КСВД; в КСНД, где топливо сжигается с большими избытками воздуха, при меньших давлениях, в среде, забалластирован- ной продуктами сгорания (табл. 4.1), их практически не возникает; кон- центрации NCK, отнесенные к расходу топлива, при двуступенчатом сжи- гании уменьшаются. 135
Существенное уменьшение образования «термических» окислов азота обеспечивается путем впрыска воды (чистой или в смеси с топливом) или ввода пара в зону горения для снижения температуры в ней (рис. 4.13,д). При одинаковых расходах вода обеспечивает большее, чем пар, сни- жение температуры и, следовательно, концентраций iNOx; ввод пара, если он вырабатывается за счет теплоты уходящих газов ГТУ, термоди- намически более выгоден и позволяет несколько увеличить КПД ГТУ, тогда как при впрыске воды КПД. снижается. Пар, кроме того, может быть использован для улучшения распыливания топлива. При расходах, соизмеримых с расходом топлива, подача воды или пара не ухудшает полноты сгорания и других характеристик камеры. Имеются, однако, сведения, что увеличение избытка первичного воздуха и впрыск воды увеличивают пульсации давления в камере. Если в топливе содержится в связанном виде азот, 25—35% его пе- реходит при горении в окислы [130]. Энергия диссоциации межатомных связей в азотосодержащих органических соединениях меньше, чем в мо- лекуле азота, и для образования «топливных» окислов азота не требу- ется очень высоких температур. При впрыске воды доля связываемого в окислы топливного азота увеличивается. При 6вд/Вт=0,8ч-1,3 она может достигать 80—90% при содержании азота в топливе №^0,1% и около 60% при Np^t0,5%. Вследствие этого при использовании топлив, содержащих значительное количество азота (в тяжелых нефтяных и полученных из углей Жидких топливах оно может достигать 1—1,5%), впрыск воды становится неэф- фективным. Для радикального уменьшения образования термических окислов азота в послед- ние годы разрабатываются камеры сгорания, в которых со значительными избытками воздуха при умеренных, равномерных во всем факеле температурах сжигается пред- варительно подготовленная гомогенная смесь испаренного жидкого или газообраз- ного топлива с воздухом. Экспериментально подтверждена возможность устойчивой работы при ai=2-=-2,5 и получения при этом высоких (до 99,7—99,9%) КПД и ма- лых (до 0,1—1 г/кг топлива) концентраций NO» в продуктах сгорания при темпера- турах газов 7’гкс>2000 К- Так как реакции горения замедляются, длину пламенной трубы и время пребывания в ней топливовоздушной смеси необходимо увеличивать. Для азотсодержащих топлив разрабатываются двухступенчатые камеры сгорания. В их I ступени сжигается переобогащенная топливовоздушная смесь, а азот топлива выделяется, не образуя окислов. Во II ступени после разбавления обедненная смесь дожигается при пониженных температурах без образования значительных количеств «термических» NOX. Разрабатываются также камеры с низкотемпературным сжиганием топливовоз- душных смесей в присутствии катализатора, например окислов Pt. Pd, Ni, Со или Сг. Горение на катализаторах начинается при температурах выше 650—1350 К, а устой- чивость и высокая полнота сгорания обеспечиваются в сравнительно узких пределах измекенйя температур, например 250—300 К, и составов смеси (2,5<а<3,6) [108]. Практическая реализация этих методов сжигания связана с большими трудно- стями и требует дальнейших исследований. • Возможны химические способы уменьшения выбросов NO*. Так, при добавлении в отработавшие в турбине газы смеси NH3 и Н2О2 (оптимальные мольные соотноше- ния NH3/H2O2=34-5, H202/NO=0,75-=-1) удается при температуре газов больше 800—825 К разложить значительную часть NO (35—40% при vkох=404-45' 10-4% и более 60% при onox=200- 10 4%) на N2 и Н2О. Степень разложения NOX увели- чивается до 90—95% прн применении катализаторов и увеличении времени пребы- вания газов в тракте до 150—200 мс. При Гг<775 К скорость реакции разложения быстро уменьшается; при Тг<675 К реакция практически прекращается [126]. 136
(пламенные трубы в общем корпусе, см. рис. 2.3) Рис. 4.14. Модернизированная камера сгорания ГТУ М7001: S а — конструктивная схема; б — щеле- вое охлаждение: 1—наружный корпус (отдельный для каждой пламенной трубы); 2 — пламенная труба; 3 — га- зоподводящнй патрубок; 4—фронтовое устройство; 5 — подвод топлива; 6 — свеча зажигания (две на 10—14 пла- менных труб); 7 — экран; 8 — опора; 9— воздух после компрессора; 10 — охлаждающий воздух; 11 — приварен- ное точечной сваркой и опаянное кольцо; 12 — отверстия для ударного охлаждения; 13—выходящая из щели непрерывная защитная пленка (см. также 3 на рис. 4.9) Конструкции и эксплуата ция камер сгорания. Выше упоминалось, что в энерге- тических ГТУ успешно ис- пользуются камеры сгорания с расположением'пламенных труб вокруг вала ГТУ и вы- носные камеры сгорания. Каждый из этих типов име- ет свои преимущества и не- достатки. В блочных трубчато-кольцевых и секционных (каждая пламенная труба в своем корпусе, см. рис. 2.1,а, 4.14,а) каме- рах вследствие небольших диаметров пламенных труб струи воздуха, вытекающего из отверстий в их стенках, проникают в ядро факела при приемлемых перепадах давле- ния, обеспечивая быстрое перемешивание с воздухом и полное сгорание топлива без образования сажи в переобогащеиных топливом зонах. Высокая турбулентность факела при горении в струях снижает также излучение на стенки. Обеспечить требуемую проч- ность, жесткость и температурное состояние металла небольших камер сгорания кон- структивно проще. На их характеристики легче влиять с помощью тех или иных кон- структивных изменений. Все это позволяет интенсифицировать процессы сжигания топлива, вести их с высокими форсировками сечения и объема, уменьшить массу и га- бариты камер сгорания и всей ГТУ. Имеющиеся при небольших размерах камер воз- можности строгого дозирования потоков воздуха позволяют организовать процесс го- рения с минимальным количеством вредных выбросов (окислов азота, сажи, СО, угле- водородов) и управлять полем температур иа выходе. Пламенные трубы легче обслу- . живать и заменять для ремонта. Важным преимуществом блочных или секционных камер сгорания является воз- можность отработки отдельных пламенных труб на стендах при натурных параметрах (давлении) и умеренных, практически доступных расходах воздуха и топлива. Анало- гичные исследования крупных выносных камер сгорания возможны только в соста- ве ГТУ. В выносных камерах сгорания (рис. 4.12) горелки расположены дальше от турби- ны и отделены от нее трактами с поворотом газового потока. Неравномерности темпе- ратуры на входе в турбину и опасность проскоков пламени и повреждения турбины при неисправности горелок при этом меньше. Потери давления также обычно умень- шаются, так как при больших объемах затраты на перемешивание могут быть уме- ренными. Вследствие значительного времени пребывания топливовоздушной смеси в зоне горения потери с недожогом и концентрации в продуктах сгорания СО и углеводоро- дов могут быть невелики даже при сжигании тяжелых жидких топлив с повышенным содержанием углерода или низкокалорийных газов. При больших размерах факела его коэффициент теплового излучения близок к единице и мало изменяется в .зависимости от характеристик жидких топлив. Это также облегчает сжигание их тяжелых сортов. 137
Выносные камеры создают возможность осмотра и ремонта изнутри их деталей и газового тракта, а также сопловых лопаток I ступени турбины. Вместе с тем в больших выносных камерах сгорания труднее организовать сме- шение и контролировать температуры факела, так чтобы выбросы NOX были мини- мальными. Такие камеры транспортируются отдельно и присоединяются к турбогруппе прн монтаже. Для вывод'а воздуха и ввода горячих газов в турбомашины необходимы йрупиогабаритные газоходы, ослабляющие корпус турбогруппы. Прочность и плотность их внутреннего тракта обеспечить трудно. Конструктивные особенности камер сгора- ния отмечались при описании конкретных ГТУ в § 2.2—2.4. Несмотря на имеющийся опыт проектирования и отработку конструкций камер сгорания на модулях для обеспечения их работоспособности иа промышленных ГТУ приходится выполнять специальные исследования и вносить в конструкцию существен- ные изменения. На ГТУ типа 13 фирмы ВВЦ, оборудованной выносной камерой сгорания, распо- ложенной в ранних модификациях сбоку от ГТУ и соединенной с ней трубопроводом с поворотом на 180° (воздух подводится к камере по внешнему кольцевому каналу, газы отводятся по внутреннему, круглого сечения), из-за неравномерной подачи возду- ха и одностороннего обтекания регистра расположенной вверху горелки не удавалось стабилизировать факел внутри пламенной трубы при работе с полной нагрузкой. После визуального исследования течения во фронтовом устройстве через застекленные люки в специально установленной крышке камеры при вращении вала ГТУ пусковым двига- телем о частотой 1000 об/мин были изменены положение и площадь несимметричного дросселя в подводящем канале, обеспечившие выравнивание потока и улучшение го- релки. Для дополнительного опускания и стабилизации факела выполнен отдельный подвод воздуха прямо от компрессора на внутренний регистр горелки. Из-за возникновения вихрей и зон пониженного давления в кольцевом канале меж- ду пламенной трубой и наружным корпусом в аналогичных конструкциях наблюда- лись отложения кокса, перегрев и трещины на пламенной трубе, протечки газов через отверстия в ней и вынос кокса на внутреннюю стенку корпуса, а также увеличение неравномерности температур на выходе. Для упорядочения течения воздуха в кольце- вом зазоре устанавливались направляющие лопатки. Обеспечение требуемого уровня температур и прочности деталей горячего тракта вызывает вообще наибольшие трудности. Причинами трещин и поломок ненагружениых деталей внутреннего тракта камер сгорания часто бывают усталость под действием знакопеременных напряжений, особенно в тех случаях, когда камера работает неспо- койно, или термоусталость в результате теплосмен при пусках и остановах ГТУ. Тре- щины образуются в местах сварки и у отверстий и щелей в пламенных трубах для прохода воздуха, а также на газоподводящих патрубках, соединяющих пламенные трубы с проточной частью турбины. На ГТУ М7001, например, из-за акустическогс резонанса в газоподводящих патрубках возникали повышенные вибрационные напря- жения, приводившие к образованию трещин, а затем — щелей и отверстий. Уменьшение расхода воздуха через неисправную пламенную трубу - и попадание отделнвшихсг кусков металла в проточную часть турбины создавали опасность серьезных аварий Для повышения прочности газоподводящих патрубков было введено гибкое соединени! между ними и обоймой сопл турбины; выполнены дополнительные отверстия для под вода охлаждающего воздуха и снижены температуры в зоне наибольших напряжений скорректировано управление входным направляющим аппаратом компрессора для изме нения резонансных характеристик при частичных нагрузках; толщина стенок патрубке увеличена в 1,5 раза, а форма оптимизирована. Для уменьшения износа в местах ме ханического контакта введена подвеска патрубков. Качество нх изготовления улучшен путем совершенствования технологии и автоматизации сварки, проведения термообр; ботки и рентгеноскопии швов. На ГТУ М7001 были случаи смятия пламенных труб из-за резкого повышения п репадов давления на них (до 130—150 кПа) при отключении топлива в момент ви запных остановок ГТУ. Прочность пламенных труб была повышена установкой сп 138
анальных жестких колец и устройством дополнительных решеток для прохода охлаж- дающего воздуха, облегчивших его доступ в зону горения, а процесс отключения РТУ был растянут с 5—10 до 150 мс, чтобы уменьшить перепад давления на пламенных трубах до 80 кПа. Радикальное снижение температуры и повышение прочности было достигнуто, однако, лишь после изменения конструкции, укорочения пламенных труб и использования щелевого охлаждения (рис. 4.14). О перегревах детален из-за несимметричности факела уже упоминалось. В ГТУ мощностью 35—85 МВт фирмы БЕЦ (типы 9 и 13) с камерой сгорания, установленной вертикально над ГТУ, выгорание металла наблюдалось в нижней части пламенной трубы при образовании очагов горения на выходящих из смесителя струях воздуха. Причинами изменения положения факела в пространстве и соприкосновения его со стенками, вызывающего деформации и даже выгорание участков пламенной трубы, могут быть также нарушение работы форсунок (газораздающих насадков), повреж- дения завихрителей и усталостные или термоусталостные повреждения пламенных труб или газоподводящих патрубков, нарушающие осевую симметрию потоков топлива и воздуха. Ухудшение качества распыла жидкого топлива или наличие в газообразном топ- ливе горючих конденсатов, в результате которых капли топлива попадают на стенки пламенной трубы и догорают на них, также могут вызвать перегрев и выгорание металла. Попадание в камеры сгорания больших количеств газового конденсата при- водит к очень тяжелым авариям. Вблизи фронтового устройства происходит переобо- гащение смеси н срыв факела, а горение стабилизируется на лопатках турбины, кото- рые вследствие этого перегреваются и разрушаются. Неравномерность температур на выходе из камер сгорания определяется конструк- цией смесителя и может возрастать при затягивании горения и несимметричности под- вода топлива или воздуха. На установке ГТ-100, например, коэффициент неравномер- ности температур газов и характер полей температуры на выходе из отдельных пла- менных труб, несимметричны из-за не вполне одинакового их положения относительно статорных элементов, не зависят от режима работы и вида топлива. Снижение нерав- номерности и благоприятное профилирование температуры по радиусу на входе в про- точную часть были достигнуты путем несимметричного расположения и изменения числа и размеров сопл смесителя. В некоторых выносных камерах егорания для выравнивания поля температур иа выхода и определения в наладочный период оптимальных сечений сопл смесителя при- менялось их ручное регулирование с помощью заслонок. В эксплуатационной практике это нецелесообразно. При ограниченной информации о температурах газов изменение их неравномерности свидетельствует о возможном дефекте, который необходимо выявить и устранить, а не скрыть, устранив регулированием смесителя признак его появления. Выравнивание температур происходит на некоторой длине после смесителя Е/Оп.т>1-5-2. Наличие поворотов между камерами сгорания и турбинами способствует некоторому уменьшению неравномерности температур, в угловых входных патрубках турбин их неравномерность уменьшается в 3—5 раз. Серьезные неполадки могут быть вызваны неудовлетворительной работой форсунок жидкого топлива. На некоторых ГТУ наблюдался износ рабочих каналов форсунок из-за наличия в топливе и распылнвающем воздухе твердых частиц. Чтобы избежать его, элементы форсунок выполняют из твердых материалов или упрочняют, топливо и распиливающий воздух фильтруют, а при конструировании трактов избегают повы- шенной турбулентности и прямого удара потока о стенки. Чтобы избежать неплотно- сти в соединениях и протечек топлива с образованием кокса или даже очагов горения на стволах форсунок, тщательность их изготовления и сборки контролируют на стен- дах перед установкой на ГТУ. Перегрев, коксование и повреждение форсунок и горелок при работе предотвра- , щают, охлаждая н защищая их постоянной продувкой воздухом, коксование форсунок после остановов и прекращения подачи топлива — быстро сливая его и продувая вну- тренние тракты форсунок воздухом для удаления остатков топлива. В ГТУ, предназна- 139
ченных для работы на двух видах топлива, продувку форсунок жидкого топлива при работе на природном газе производят обычно тем же газом, который очищают от пыли, воды и солей, чтобы избежать забиваниями коррозии форсунок. Изменения, которые вносятся для улучшения процесса горения, охлаждения дета- лей, поля температур на выходе и т. д., могут неблагоприятно влиять на другие ха- рактеристики камер. Так, например,, на ГТУ типа V93 фирмы КВУ (§ 2.2) наблюдав- шееся первоначально дымление (БСН=4) было уменьшено путем повышения скоро- стей первичного воздуха и увеличения его количества подачей через дополнительные отверстия. Частичное закрытие регулируемых отверстий смесителя, которым сопровож- дались эти мероприятия, и повышение скоростей в них привели к нарушениям течения и вызвали поломки лопаток турбины. Надежная работа камеры сгорания была обес- печена после переделки смесителя: закрытия регулируемых отверстий и устройства 12 конических сопл для ввода воздуха и 4 отверстий постоянного сечения [62]. 4.2. ГАЗОТУРБИННЫЕ ТОПЛИВА Влияние свойств топлив на работу ГТУ. В камерах сгорания ГТУ сжигаются жидкие и газообразные топлива различных видов. Химиче- ский состав и свойства жидких топлив зависят от исходного сырья (нбф- ти), температуры выкипания образующих топливо фракций и особенно- стей технологических процессов производства топлива. Природные и по- путные горючие газы являются естественными продуктами. Состав и свойства искусственных газов: генераторного, доменного, коксового и др. — определяются в основном технологией их получений. Основные характеристики жидких нефтяных топлив и естественных газов, используемых в ГТУ, приведены в приложениях 4 и 5. Реактивные и дизельные топлива представляют собой чистые свет- лые дистилляты, состоящие из' низкокипящих фракций и получаемые прямой перегонкой нефти. Для снижения содержания серы реактивные и некоторые дизельные топлива подвергаются гидроочистке. Газотурбинное жидкое топливо производится с использованием ди- стиллятных продуктов вторичной переработки, например, коксования, а также прямогонных фракций. Зольность и содержание коррозионно- агрессивных металлов в этих топливах также невелики. В них, однако, больше, чем в дизельном топливе, асфальтосмолистых веществ, арома- тических и непредельных углеводородов, выше вязкость и температура их застывания. В моторных топливах, а тем более мазутах, содержится до 50—80% высокомолекулярных остатков от перегонки, в которых концентрируется основная часть имевшихся в нефти золообразующих соединений, асфаль- тосмолистых веществ, механических примесей. При оценке пригодности топлива для использования в ГТУ учитыва- ется воздействие его и продуктов сгорания на все узлы и системы, с ко- торыми они могут вступать в контакт, а также на окружающую среду. • Важнейшим качеством топлива является его способность полностью сгорать в камерах сгорания. КПД сгорания, выбросы СО и углеводоро- дов, дымление и образование нагара связаны с такими свойствами топ- лив, как температура конца кипения, отношение С/Н, коксуемость, ис- паряемость, содержание ароматических и непредельных углеводородов и асфальтосмолистых веществ. В зависимости от вязкости и поверхност- ного натяжения, плотности и коксуемости топлива производится выбор системы распиливания и типа форсунки. Надежность воспламенения и пламяпереброса зависит от тонины распыла (вязкости) и испаряемости топлива. Радиация факела и температуры деталей камеры сгорания связаны с отношением С/Н, коксуемостью и содержанием ароматиче- ских и непредельных углеводородов в топливе. 140
Рис. 4.15. Зависимость вязкости топлива от температуры / — реактивное топливо: 2—4—дизель- ное топливо ДА, ДЗ, ДЛ соответст- венно: 5, 6 — газотурбинное топливо; 7, 9— моторное топливо ДТ и ИМ -соответственно; 8, И, /-Л—мазут флот- ский Ф-12. топочный М40--М М100 спот •ветственно ч Трудности воспламенения И сжигания газообразных топлив увеличиваются при снижении их теплоты сгора- ния и концентрационных пре- делов воспламенения. Боль- шая часть показателей, ли- митирующих сгорание, опре- деляется природой топлива и не может быть изменена в условиях эксплуатации при подготовке его к сжиганию. Испаряемость можно в случае необходимости увели- чить путем повышения тем- пературы. Вязкость v определяется фракционным и химическим составом и возрастает с утя- желением топлива (рис. 4.15, приложение 5). Для обес- печения текучести при сливе топлива в баки электростанций, его транспортировке по трубопроводам, отстаивании и фильтрации целе- сообразно поддерживать вязкость v<310 мм2/с (40°ВУ), для распили- вания механическими или воздушно-механическими форсунками v< <12 мм2/с (2°ВУ), пневматическими форсунками v<20 мм2/с (3°ВУ). Требуемая вязкость 'обеспечивается подогревом дизельных топлив до 300—310 К, газотурбинных — до 310—350 К, мазутов —от 330 до более чем 400 К [94]. Характеристиками топлива, определяющими структуру и оборудова- ние топливных систем, являются также температура застывания и вспышки, стабильность, совместимость, взаимодействие с водой. Повы- шенные температуры застывания не препятствуют применению топли- ва в энергетических ГТУ, а лишь требуют дополнительных устройств для его разогрева. Образующиеся в топливной системе — емкостях, подогревателях, фильтрах, трубопроводах, узлах топливораспределения — осадки, за- грязняющие оборудование и нарушающие его работу, представляют собой в основном продукты окисления и уплотнения топлив. Окисление газотурбинных топлив происходит значительно интенсивнее, чем ди- зельных, и ускоряется при повышении температуры. Вследствие этого хранить топливо целесообразно при минимальной температуре, обеспе- чивающей еще его текучесть и возможность нормальной перекачки и использования. Большое количество осадка может выпадать при смешении газотур- бинных топлив с более легкими, например дизедьными, или другими нефтепродуктами. Вследствие этого при эксплуатации ГТУ совмести- мость используемых топлив должна специально проверяться, а контакт 141
их различных видов должен быть минимальным. Улучшить совмести- мость и стабильность топлив можно с помощью присадок. Вода, имеющаяся в топливе в свободном состоянии и в виде эмуль- сий, затрудняет его фильтрацию, забивая фильтры. При значительных количествах воды ускоряется деятельность микроорганизмов и накоп- ление осадков в емкостях для хранения топдива. Наконец, в воде рас- творено основное количество соединений (солей) коррозионно-агрес- сивных щелочных металлов (Na, К). Ясно поэтому, что при транспор- тировке, сливе и хранении топлива следует избегать его обводнения, а так или иначе попавшую в топливо воду удалять перед подачей его к ГТУ. В реактивных и дизельных топливах свободная вода быстро от- стаивается и легко отделяется. Для отстаивания воды из газотурбинно- го топлива требуется большее время. При подогреве до 320—330 К от- стаивание ускоряется. Предотвратить образование эмульсий, сократить время и повысить эффективность отделения воды от тяжелых топлив можно, добавляя к ним присадки — деэмульгаторы (см. ниже). Действие продуктов сгорания на оборудование определяется в ос- новном зольностью, составом золы и содержанием серы в топливе. Зола жидких топлив состоит из солёй и окислов металлов (Fe, V,. Na, Са, Ni, К, Mg, Al) и кремния, содержащихся в исходной нефти. В нефти Na, К, Са и Mg содержатся в основном в виде водораствори- мых солей. Промывка нефти перед переработкой значительно умень- шает их количество. Соединения некоторых металлов (Na, Са, РЬ) по- падают в топливо при его производстве, транспортировке и хранении'. Соединения ванадия содержатся в тех или иных количествах (от 1 г до 1 кг/т) практически во всех сортах нефти. Концентрации ванадия,, как правило, тем выше, чем тяжелее нефть и чем больше в ней серы. При переработке нефти основная часть ванадия концентрируется в остатках. В жидких топливах содержатся различные органические соединения серы, а в сырой нефти — также сероводород; в газообразых топли- вах — H2S, S02 и SO3. Сера и некоторые ее соединения (H2S, меркап- таны, особенно низшие) являются активными и вызывают коррозию топливного оборудования. При горении сера образует токсичные и за- грязняющие атмосферу газообразные окислы SQ2 и SO3. В тракте от- работавших в ГТУ газов возможны конденсация серной кислоты и низкотемпературная коррозия. Небольшая часть серы входит после- сжигания в сульфаты щелочных металлов (Na2SO4), образующие от- ложения и вызывающие коррозию проточной части турбины. Содержание серы в топливах зависит от их происхождения (нефти,, источника природного газа), а в жидких топливах — от сорта и техно- логии получения. По условиям коррозии оно не ограничивается, так как всегда на несколько порядков больше, чем допустимое количество ще- лочных металлов (см. ниже). Образующиеся при сгорании топлива легкоплавкие соединения V, Na, К, РЬ (окислы, ванадил-ванадаты, сульфаты и др.) вызывают кор- розию деталей турбины, работающих при температурах Г >020 К. Хлор, который может присутствовать в жидком топливе, также облада- ет коррозионной агрессивностью. Некоторые элементы, например Са, не являясь коррозионно-агрессивными, образуют в проточной части турбины трудноудаляемые отложения. Вследствие этого международными (ISO) и отечественными стандартами на топлива для ГТУ содержание этих элементов жестко регламентируется. Для того чтобы жидкое топливо можно было сжигать в современных ГТУ с температурой деталей ДО' 1100—1150 К без предварительной обработки, в нем должно быть: 142
V<0,5 мг/кг; Na-j-K^O,5-4-1 мг/кг; Pb=C 1-4-2 мг/кг; Са^С 1-4-5 мг/кг. Подготовка жидких топлив для сжигания в ГТУ. Имеется onwf экс- плуатации современных ГТУ без коррозии лопаток турбины при сжи- гании жидких топлив, содержащих до 3—5 мг/кг V и Na (количества К, Li и РЬ в нефтяных топливах обычно значительно меньше, чем N'a), яри условии обработки таких топлив присадками, активными элемента- ми которых являются Cr, Si и Mg. Присадки не только предотвращают коррозию. Некоторые из них заметно интенсифицируют горение и уменьшают количество образую- щихся сажистых частиц. Дозирование присадки осуществляется таким образом, чтобы соблюдались соотношения Mg/V—3-^-3,5; Cr/Na«s2. Вследствие меньшей изученности процессов ингибирования натриевой коррозии (см. § 8.3) последняя цифра является Ориентировочной. Л v - Таблица 4.3. Физические свойства некоторых растворимых в топливе , присадок Показатель Тип присадки 1 1 2 3 Активный элемент Вязко'сть при 323 К: Mg Mg+Cr Cr кинемати 1еская, мм2/с ' 69—154 35 — условная, °ВУ 9—20 4,8 — Массовая доля механических приме- 0.06—0,14 0,1 — сей, % То же воды, % 0,1—0,36 1,5 Температура вспышки, К 356—372 360 — Температура застывания, К Плотность при 293 К, г/см3 248—250 242 — 0,99—1,00 0,96 0,957 Массовая доля Mg, °/в 4,4—4,7 2,2—2,4 — V То же Сг, % — 1,1—1,8 7,3 Зольность, °/о — — 10,6 1 Данные о некоторых растворимых в топливе присадках приведены в табл. 4.3. В этой таблице 1 — магниевая соль синтетических жирных кислот, выпускаемая по ТУ 38УССР-01-275-77, 2 — комбинированная присадка НИМБ-2 по ТУ 38УССР 301230-80, которая используется для ингибирования топлив, содержащих более 1 г/т Na, 3 — присадка для содержащих до 5 г/т Na безванадиевых топлив [125]. Эти присадки растворяются в топливе, поэтому схема (рис. 4.16) и .оборудование для их ввода несложны. При применении новых присадок или новых топлив необходимо про- верять, совместимы ли они и при каких концентрациях, не образует ли присадка с водой, имеющейся в топливе, эмульсий, засоряющих филь- тры. Ввод присадок увеличивает количество золы, способной отлагаться на деталях камеры сгорания и турбины. Чтобы препятствовать образо- вании) отложений или способствовать их удалению под действием газо- вого потока или теплосмен при остановах и пусках ГТУ, в присадки вводят иногда Si или А1. Для предотвращения коррозии и уменьшения отложений в турбинах топлива, содержащие большее количество iNa и V, перед сжиганием в ГТУ промывают. При промывке удаляются Na и К (до конечного со- держания 0,3—1,5 мг/кг), значительная часть Са, РЬ и имевшихся в топливе неорганических соединений. Типичные схемы промывки по- казаны на рис. 4.17. Перед промывкой топливо подогревают и добавля- 143
Рис. 4.16. Схема ввода присадок на установке ГТ-100: 1— бочки с присадкой; 2— приемный бак; 3 —насосы; 4—бак для дозирования присадкн; 5 баки для приготовления раствора присадки в топливе; 6— мешалка с электроприводом; 7 фильтры; 8 — насосы-дозаторы; 9 — клапан, регулирующий давление за ними; 10 буферная емкость; // — смесители; 12— подвод присадки; 13 — подвод топлива; 14 — рециркуляция; 15 топливо’ к насосам второго подъема; 16— дренажи; /7 — отвод воздуха; Т—топливо; П — при- садка: Р— раствор присадки в топливе; В.— воздух; Г — горячая вода Рис. 4.17. Схема промывки топлива: а — с центрифугами; б — с электродегид- раторами (фрагмент); 1 — емкость для хранения необработанного топлива; 2 — насое; 3—грубый фильтр; 4 — бак с де- эмульгатором; 5 — иасос-дозатор; 6 — сме- ситель топлива с деэмульгатором; 7 — топливотопливный подогреватель; 8 — паровой или элект- рический топливоподогревателъ; 9— смеситель I ступени; 10 — сепаратор I ступени; //—смеситель II ступени; 12— сепаратор II ступени; 13— подогреватель свежей воды; 14—система очистки замазученных вод; 15— непромытое топливо; 16— деэмульгатор; 11— свежая вода; 18 — отсепа- рпрованиая во II ступени вода; 19— отсепарированиая в I ступени вода; 20 топливоводяиая смесь; 21 — сброс шлама; 22 — очищенная от топлива вода; 23 — отделенное от замазученной во- ды топливо; 24—промытое топливо для дальнейшей обработки или сжигания: -25— устройство для измерения количества воды в топливе 144
ют в него деэмульгатор (0,02—0,1%). Подогретая, как и топливо, вода (5—10% расхода топлива) смешивается с ним, растворяя содержащие- ся в топливе соли. Конструкции и рабочие параметры смесителей вы- бирают так, чтобы избежать турбулизации при смешении и образования устойчивых водотопливных эмульсий. Отделение воды от топлива осуществляется с помощью вращающих- ся центробежных сепараторов (центрифуг) или неподвижных электро- дегидраторов, в которых капли воды укрупняются с увеличением диа- метра в десятки раз в электрическом поле (напряжение до 30 кВ) и оседают под действием земного тяготения. Ускорения, возникающие в центробежных сепараторах, в 5—10 тыс. раз больше ускорения свободного падения. Их производительность огра- ничена (5—10 м3/ч); при работе под атмосферным давлением темпера- тура топливоводяной смеси не превышает 365—370 К- Достоинствами таких систем, применяющихся, в частности, в морском флоте [4], явля- ются небольшие масса и габариты, возможность быстрого (20 мин) за- пуска, более высокая эффективность в одной ступени и меньшее (от 50 до 500 мг/кг) содержание топлива в промывочной воде. Значительная часть солей металлов и твердых частиц выводится и при центрифугиро- вании непромытых обводненных дистиллятов и сырой нефти. В влектродегидраторах, широко применяемых в нефтеперерабатыва- ющей промышленности и представляющих собой сосуды под давлением, можно промывать более тяжелые топлива, так как температура смеси может быть повышена до 420 К, а вязкость топлива и сопротивление сепарации уменьшены. Достоинствами их являются также простота, от- сутствие вращающихся элементов и вследствие этого большая надеж- ность и легкость обслуживания. Для ввода в действие каждой ступени электро дегидраторов требуется 3—4 ч; при промывке вязких топлив со- держание нефтепродуктов в промывочной воде может достигать 2 г/кг. Количество ступеней промывки зависит от начального и требуемого конечного содержания Na и плотности топлива. При оптимальных про- изводительности и параметрах процесса (организации смешения, тем- пературах промывки, расходе деэмульгатора) двухступенчатая промыв- ка с сепарацией в центрифугах позволяет удалить из топлива более 99% Na. В одной ступени промывки с электродегидраторами удаляется 85—90% Na. Для достижения той- же общей эффективности может по- требоваться три такие ступени. Считается возможным успешно промывать топливо, содержащее до 150 мг/кг Na+K, не образующее с водой устойчивых эмульсий, с вяз- костью •v-^'35 м№/с (4,5 °ВУ) при 370 К (это соответствует 50 °ВУ при 320 К) и плотностью р20<0,95-s-0,975. За рубежом имеется опыт успешного применения на электростанциях обеих систем. При больших расходах топлива, характерных для мощ ных стационарных ГТУ, системы с электродегидраторами, производи- тельность которых существенно выше, оказываются предпочтительными. Удаление .Na при промывке открывает возможность подавления кор- розии с помошью присадок при значительных (до 100—120 г/т) концен- трациях V в' топливе. Наилучшими эксплуатационными качествами и в этом случае обладают растворимые в топливе присадки, которые не расслаиваются и не выпадают в осадок при хранении, прокачке или фильтрации. Ввод их возможен при закачке топлива в емкость для хра- нения или в расходный бак, а также непосредственно перед подачей в ГТУ. Надежнее всего обработанное топливо закачивать в специаль- I ную емкость, где оно хранится в течение времени, необходимого для анализа зольных компонентов (V, iNa, Mg, Cr) и оценки качества обра- 10-138 )45
ботки и пригодности для использования. При благоприятном результате анализа топливо перекачивается в расходный бак, при неблагоприятном возвращается для повторной обработки. Однако при значительных кон- центрациях V в топливе (V>30-^-50 мг/кг) и расходах присадки при выборе ‘их типа необходимо учитывать экономические соображения. На различных ГТУ для ингибирования ванадиевой коррозии применялись .доступный и недорогой растворимый в воде сульфат магния MgSO4, а также суспензия гидроокиси магния M.g(OH)2. Так как водный рас- твор M.gSO4 отстаивается в топливной системе, его необходимо вводить при работе ГТУ непосредственно перед форсунками. Проконтролировать соотношение Mg/V и откорректировать его в случае необходимости при этом не удается. В [122] предлагается использование в качестве присадки тончайшего порошка окиси магния MgO, образующего с топливом устойчивую сус- пензию и вследствие этого обладающего при низкой стоимости достоин- ствами топливорастворимых присадок. Имеются сведения об улучшении сжигания предварительно гомоге- низированных тяжелых жидких топлив. При гомогенизации трудно его-- рающие агломераты, образуемые смолами, асфальтенами и шламом, тонко дробятся и равномерно распределяются в топливе. В результате ресурс тонких фильтров увеличивается, а длина факела и количество несгоревших частиц уменьшаются. Добавление перед гомогенизацией в топливо небольшого (5—10%) количества чистой (содержание Na< <2 г/т) воды позволяет улучшить его распыливание простыми механи- ческими форсунками. Быстрое, «взрывное» испарение диспергированных в топливе капелек воды вызывает вторичное дробление распыленного топлива на капли размерами 20—30 мкм. Гомогенизация обеспечивает тонкое дробление и равномерное распределение присадки в топливе. Тяжелые топлива, полученные из угля, отличаются от нефтяных бо- лее низким содержанием водорода, наличием значительных количеств связанных азота и кислорода, присутствием хлора и иным составом золы. Вследствие этого можно ожидать пониженной термоокислительной стабильности, худшей воспламеняемости таких топлив, сокращения пре- делов устойчивого горения, образования большего количества сажистых частиц и «топливных» окислов азота. Для успешного сжигания таких топлив могут потребоваться изменения конструкции высокбфорсирован- ных камер сгорания. Вследствие высокой вязкости некоторые из них для прокачки и распыливания придется подогревать до 425—575 К. Коррозионная активность золы сохраняется; хотя в ней меньше Na и V, увеличиваются количество К и отношение K/Na, усиливающее корро- зию. Станционные системы жидкого топлива. Основные показатели, регламентируемые для различных жидких топлив, приведены в приложении 5. Все они должны быть го- могенными, термически стабильными, при хранении не должны выделять осадок и со- держать неорганических кислот и щелочей. Вызывающие коррозию деталей ГТУ концентрации агрессивных металлов в топли- во настолько ничтожны, что допустимый их уровень может быть превышен при попада- нии в выработанное на нефтеперерабатывающем заводе чистое топливо небольших ко- личеств соленой воды, пыли или мазута, при складировании на нефтебазах, закачке в цистерны и сливе. Чтобы избежать этого, перед закачкой газотурбинного топлива резервуары на нефтебазах, трубопроводы и цистерны необходимо тщательно очищать от остатков мазута, а еще лучше иметь отдельное оборудование для газотурбинного топлива. Для предотвращения пожароопасности и загрязнения атмосферной пылью и про- дуктами коррозии прибывшее на электростанцию жидкое топливо сливают закрытым 146
способом. Для обеспечения текучести тяжелых дистиллятных и остаточных топлив мо- жет потребоваться их разогрев в цистернах, который производится с помощью герме- тичных разогревающих устройств или подачей в цистерны горячего топлива. Используе- мая для этого на ГРЭС № 3 Мосэнерго схема показана на рис. 4.18. Из цистерн топливо сливается самотеком в приемную емкость (обычно подземную), из которой перекачивается через грубый фильтр (сетку) в основные баки-топливохранилища (см. рис. 4.19). Разогревать газотурбинное топливо открытым паром нельзя, так как при этом оно обводняется. Для обеспечения непрерывной работы ГТУ сооружают ие менее двух металличе- ских баков для хранения каждого используемого на электростанции вида топлива. Размеры баков и запасу топлива в них выбирают так, чтобы во время работы ГТУ от одного из них можно было заполнить другой и выдержать в нем топливо в течение Рис. 4.18- Схема разогрева топ- лива при сливе: 1— цистерна; 2— устройство для со- единения цистерны с трубопроводами^ обеспечивающее поступление подогре- того и слив основного топлива; 3 — сливной трубопровод: 4— трубопровод подогретого топлива; 5 — гидрозатвор; 6 — приемная емкость; 7 — насосы; 8—-подогреватели топлива; 9—подвод пара; 10 — отвод конденсата не менее 25—30 ч для отстаивания. Увеличение числа баков облегчает эксплуатацию.. Отстаивание топлива в баках-хранилищах для удаления механических примесей и воды является первой ступенью его очистки. Чтобы избежать перемешивания топлива и взмучивания отлагающихся на дно осадков, подающие и рециркуляционные трубы вводят в баки на расстоянии не менее 0,5 м от дна и заканчивают диффузорами, га- _ сящими скорость до 0,7—1 м/с и менее. Целесообразные температуры отстаивания га- зотурбинного топлива составляют 315—330 К. Для поддержания их вместо рецирку- | ляционного разогрева лучше использовать придонные паровые подогреватели. Иногда греющей средой в них является подогретое топливо. Это, конечно, усложняет схему, но предотвращает возможность попадания в бак воды при разуплотнении подогревателей. Для уменьшения потерь теплоты баки покрывают снаружи тепловой изоляцией. Забор топлива производится с помощью плавающих устройств, так как содержа- нке воды и механических примесей в верхних 'Слоях даже после непродолжительного отстаивания в десятки раз меньше, чем в нижерасположениых, а тем более в придон- ных. Положение поплавка ограничивается таким образом, чтобы засасывание с вы- соты менее 0,5 м от дна было невозможно Разумеется, нельзя забирать топливо во время заполнения бака или вскоре после него. Сбор и удаление осадков облегчаются, если дно баков выполнять с небольшим (1 : 60) уклоном в сторону приямка, из кото- рого осуществляется откачка отстоя. Внутренние поверхности и крышу баков защи- щают от коррозии покрытиями. Чтобы в топливо не попадали атмосферная пыль и вла- га, на дыхательные клапаны баков желательно устанавливать фильтры. Баки обору- дуют устройствами для отбора с различных уровней проб топлива. Обычно на электростанциях контролируют плотность, вязкость, зольность, теплоту сгорания топ- лива, температуру вспышки и застывания, коксуемость, содержание воды и механиче- ских примесей, серы и металлов. Точное определение содержания вызывающих корро- зию и подавляющих е,е металлов в топливе, поступающем на электростанцию и к ГТУ, совершенно необходимо для организации надежной эксплуатации. Концентрации Na, 10* 147
К и Са можно определять с помощью высокочувствительных пламенных фотометров. Для определения концентраций V, Pb, Mg, Cr и других элементов требуются атомно- абсорбционные спектрофотометры высокой (до 0,1 мг/кг топлива) чувствительности. На отечественных стационарных электростанциях большой мощности для прокачки жидкого топлива используются два последовательно расположенных центробежных насоса: первого (перепад давления iAp=l,5-^-2,5 МПа) и второго (Ар—5-:-6 МПа, ^8ч-8,5 МПа) подъема. Давление на нагнетании таких насосов мало меняется при значительных изменениях расходов При умеренных скоростях в проточной части, зна- чительных проходных сечениях и зазорах механические примеси в топливе не вызы- вают износа деталей. Рис. 4.19. Топливная схема ГТУ: 1— насос; 2 — фильтр; 3— подогреватель; 4— сливная эстакада; 5 — приемная емкость: 6 — бак для хранения топлива; 7 — придонный подогреватель; 8— расходный бак; 9— бак для хранения контролируемого топлива; 10—узел переключения обработанного топлива; 11—очистка замазу- ченных вод; 12— слив газотурбинного топлива; 13 — слив дизельного топлива; 14 — промывочная вода и деэмульгатор; 15 — присадка; 16 — топливо к ГТУ; fl — рециркуляционные трубопроводы; 18 — в систему подогрева при сливе; 19 — сбросы в мазут; Л—основная схема (только иа лег- ком топливе); Б— расходный бак с насосом; В — линия пускового топлива. Г — схема ввода при- садки (рис. 4.16) и контрольный бак; Д — схема промывки топлива (рис. 4.17) Подогреватели и фильтры располагаются обычно между насосами первого и второ- го подъемов при промежуточном (р^2,5 МПа) давлении. Для обеспечения долговечности форсунок и хорошего распиливания топливо очи- щают от механических частиц размерами d>10-i-50 мкм в зависимости от типа фор- сунок. Для фильтрации топлива на отечественных электростанциях с мощными ГТУ используют грубые сетчатые фильтры с ячейками 100—150 мкм, фильтры средней очистки с проволочной навивкой (улавливают частицы d>70 мкм) и тонкой очистки типа ФГН-120 с пакетами из нетканого материала (d>15~e-20 мкм). При работе на дизельном топливе такая система фильтрации является достаточно эффективной. На тяжелом дистиллятном топливе при нормальных условиях эксплуатации увеличение перепада давления на фильтрах ФГН-120 до предельно допустимого наблюдалось после пропуска через них 800—900 м3 (25—30 ч работы одной установки ГТ-100 с полной нагрузкой нли 200—250 м3 топлива на 1 м2 поверхности фильтра), а при фильтрации неотстоявшегося топлива — менее 100 м3 топлива. Для очистки газотурбинного топлива целесообразно использовать фильтры, рабо- тоспособность которых можно восстанавливать без разборки или даже автоматически путем промывки элементов. Конструкция такого фильтра, рассчитанного на пропуск до 148
50—80 м3/ч газотурбинного топлива, разработана УралВТИ Промывки позволяют увеличить ресурс работы в 5—10 раз. На промывку через нетканый материал расхо- дуется менее 0,15 % топлива, через сетку с ячейкой 40 мкм — 0,02%. После монтажа трубопроводы топливных систем очищают и пассивируют, а в про- цессе эксплуатации поддерживают постоянно заполненными топливом, чтобы избежать ржавления, вызывающего забивание фильтров даже после кратковременного опорож- нения системы. Для работы на светлых топливах пригодно наиболее простое топливное хозяйство (рис. 4.19, часть схемы Л). Использование расходных баков (рнс. 4.19,Б) и размеще- ние фильтров и насоса второго подъема вблизи ГТУ облегчают эксплуатацию. При использовании летучих топлив (лигроина, сырой нефти) для уменьшения потерь от испарения и пожароопасности иногда применяют внутренние плавающие крыши баков, £ на топливопроводах в верхних точках и вблизи местных сопротивлений предусматри- вают клапаны для выпуска паров. При работе на тяжелых дистиллятных топливах увеличивают мощность подогрева- телей; предусматривают разогрев топлива при сливе (рис. 4.18); для улучшения горе- ния на пусковых режимах и предотвращения коксования форсунок при пусце и оста- нове используют дизельное топливо, для которого сооружают самостоятельную систе- му (рис. 4.19, часть схемы В), или природный газ. Имеется опыт эксплуатации ГТУ на тяжелых дистиллятах и без пускоостановоч- ного Топлива. Для этого требуется подогрев перед пуском топливопроводов, дрениро- вание и продувка форсунок после отключения ГТУ, рациональный выбор режимов подачи топлива, зажигания и горения в камере сгорания прн пуске. Если в топливе содержится l<Na<5 мг/кг и 0,5<V<5 мг/кг, в схему включается присадочное хозяйство (часть схемы Г на рис. 4.19, см. рис. 4.16). Ввод присадки .целесообразно производить через контрольный и расходный баки; в последний сбрасы- ваются дренажи обработанного топлива. Наконец, при значительном содержании Na в топливе производится его промывка (часть схемы Д на рис. 4.19, см. рис. 4.17). Независимо от свойств топлива структура топливной системы выбирается так, что- бы обеспечивались различные режимы использования оборудования и емкостей, непре- рывность обработки и расходования топлива, резервирование на случай выхода из строя или профилактических ремонтов. Станционные системы газообразного топлива. В природном или попутном газе, поступающем на электростанцию, кроме горючих (СН4, С„НТО) и инертных газообраз- ных составляющих могут содержаться твердые частицы (включающие, в частности, щелочные металлы), горючие конденсаты, вода и соединения серы. -Чтобы избежать эрозии или забивания калиброванных отверстий в газораздающих насадках, высоко- калорийные (30—45 МДж/м3) газы очищают от твердых частиц размерами d>10 мкм до конечного содержания их 4—30 мг/кг [18, 122]. Если в газе содержатся жидкие горючие фракции, их скопление в нижних точках системы и попадание в неконтролируемых количествах в камеру сгорания может вы- звать аварию ГТУ. Вода, особенно при наличии агрессивных газообразных составляющих, ускоряет коррозию трубопроводов и узлов топлнвораспределения, а вынос ее в камеру сгора- ния может привести к срыву факела. Чтобы избежать этих неполадок, а также образования жидких пли твердых отло- жений в топливной системе, жидкую фазу сепарируют на входе в систему, а очищен- ный от нее газ в случае необходимости (в зависимости от состава, давления и темпе- ратуры) подогревают горячей водой, паром или с помощью электронагревателей до температуры, на 10—25 °C превышающей температуру конденсации водяных паров и ____________ 1 Лужнов М. И., Пшеиисиов И. Ф., Горелый А. Ф. Фильтр с противоточной про- мывкой фильтроэлементов для очистки газотурбинного топлива. — Челябинск- Тр ВТИ, вып. 21, 1979, с. 125—129. 149
углеводородов, чтоб^х предотвратить их выпадение при дросселировании газа в кла- панах. При наличии в газообразном топливе H2S, SO2, SO3, сернистых органических со- единений (особенно меркаптанов), хлоридов, СО и СО2 трубопроводы и оборудование топливной системы изготовляют из нержавеющей стали: при наличии соединений серы (чаще всего H2S) необходимо, так же как и при работе на жидком топливе, ограничи- вать количество щелочных металлов (Na и К), которые могут попадать в камеру сго- рания с топливом нли пылью воздуха, для того чтобы избежать коррозии деталей турбины. Во избежание низкотемпературной коррозии теплообменных аппаратов в тракте отработавших газов температуру их деталей при содержании серы S>30 мг/кг под- держивают выше точки росы сернистых соединений. Рис. 4.20, Схема подачи природного газа к установке ГТ-100: 1— клапан с пневмоприводом; 2— предохранительный клапан; 3 —выпуск газа в атмосферу «на- свечу»; 4— сепаратор; 5 — сборник конденсата; 6— измерительная диафрагма; 7— нагнетатель, природного газа с электроприводом; 8 — перепускной клапан; 9 — ресивер У=200 м3; 10 — фильт- ры; 11 — газ из газопровода (1,2 МПа); 12— газ к системе распределения КСНД; /3 —То же КСВД; 14 — сброс в газопровод паросиловой части электростанции (0,7 МПа); /5 —воздух на- продувку При использовании газов, содержащих Н2, который особо взрывоопасен, и H2S, СО или меркаптанов, которые ядовиты, уделяют повышенное внимание плотности систем и средствам быстрого обнаружения утечек. Природный газ целесообразно подавать на электростанцию под давлением, доста- точным для прямого, без дополнительного сжатия использования в ГТУ; обычно оно должно быть для этого на 0,3—0,5 МПа выше максимального давления в камере сго- рания. Если избежать поджатия невозможно, для снижения затрат энергии на него давление поступающего на электростанцию газа должно быть максимально возможным. В качестве примера иа рис. 4.20 показана схема подачи природного газа к уста- новке ГТ-100. Газ из магистрального газопровода (давление 2—5 МПа), очищенный на ГРС от конденсата и пыли, подводится к электростанции по газопроводу с давлением 1,2 МПа, предельно допустимым при прокладке в черте города. Этого давления до- статочно для питания КСНД (требуется 1,1+0,025 МПа). Для подачи в КСВД давле- ние газа повышалось до 3,5 МПа с помощью нагнетателей с электроприводом, распо- ложенных в отдельном здании на требуемом по условиям безопасности расстоянии от главного корпуса. Подача каждого из трех нагнетателей 300 м3/мин, потребляемая мощность 1,5 МВт, частота вращения 17,3 тыс. об/мин [71]. Для очистки газа имеется сепаратор на входе и фильтры перед ГТУ. Газ в КСВД поступает через емкость (ре- сивер), обеспечивающую питание в течение 1,5 мин, необходимых для разворота ре- зервного нагнетателя при аварийном отключении работающего. Для регулирования ГТУ избыток подаваемого нагнетателем газа сбрасывается через клапан в газопровод, к ГРП паровой части электростанции (давление 0,7 МПа). 150
В ГТУ могут сжигаться газы с существенно меньшей, чем у природного, теплотой сгорания, например доменный и генераторный с Qhp=3,84-6,3 МДж/м3' или 3— 5 МДж/кг, расходы которых могут достигать 10—15 % расхода циклового воздуха. Если эти газы поступают к ГТУ при атмосферном давлении, перед подачей в камеру сгорания их необходимо сжимать до давления р2К^=1,05р1кс- Экономичность сжатия существенно влияет на показатели ГТУ, поэтому оно производится в многоступенча- тых осевых компрессорах и лишь в отдельных случаях — в центробежных. Для предотвращения эрозии лопаток газовых компрессоров и быстрого загрязнения их про- точной части низкокалорийные газы очищают от пыли, так чтобы ее содержание не превышало 1—2,5 мг/кг, и смол. Протечки газов, содержащих токсичные компоненты, в машинный зал предотвращают запиранием уплотнений компрессоров и штоков за- .движек и клапанов. Промежуточное охлаждение при сжатии таких tasoij нецелесообразно', так как оно может привести к конденсации паров с образованием кислот и низкотемпературной коррозии Оборудования и трактов. При подогреве в регенераторе низкокалорийного газа подземной "газификации угля, содержавшего 0,8—1,4 % H2S, при температуре 520—570 К наблюдались коррозия трубок, изготовленных из стали 20, с газовой стороны на глубину 0,7 мм за 1 .тыс. ч работы и образование в них отложений толщиной 1,5—2 мм [60]. С внутренней стороны нижней трубной доски подогревателя доменного газа, ра- ботающей при температуре 670 К, наблюдались смятие и обрывы трубок. Причиной их оказалась способность окиси углерода при температурах 570—870 К разлагаться в присутствии катализатора (окислов железа) по схеме 2СО -|- катализатор = СОз{С. Выделяющийся в микроскопических щелях в вальцовке трубок углерод вследствие рез- кого увеличения объема вызвал выпучивание стенок трубок внутрь илн даже их раз- рушение. На верхней трубной доске (7=470 К) повреждений не наблюдалось. ГЛАВА ПЯТАЯ ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ ГТУ 5.1. УСЛОВИЯ РАБОТЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ < В энергетических газотурбинных установках используются в основ- ном теплообменные аппараты трех типов: регенераторы, в которых за «чет теплоты отработавших в турбине газов подогревается сжатый ком- прессором воздух (см. рис. 1.6), воздухоохладители, в которых сжатый •воздух охлаждается водой перед следующей ступенью сжатия (см. рис. 1.8), и подогреватели, в которых утилизируется теплота отработав- ших в турбине газов (чаще всего для подогрева сетевой воды отопитель- ных систем). Все они являются рекуперативными теплообменниками, в которых передача теплоты осуществляется через разделяющую тепло- носители стенку. Расчеты теплообменных аппаратов производятся на основе уравне- ний теплового баланса Qi=Qx+AQ^Qx (5.1) и теплообмена Q=KFAT, (5.2) где Qr—GTCi (Trl—Тгг)—количество!теплоты, отданной горячим (индекс «г») теплоносителем с более высокой начальной температурой; Ох— =GxCx(Tx2—Txi)—количество теплоты, полученной холодным (индекс «х») теплоносителем с более низкой начальной температурой; AQ — по- тери теплоты в окружающую среду (обычно они так невелики, что ими можно пренебречь); АТ — среднелогарифмический температурный на- пор. 151
Произведения массовых расходов на теплоемкости теплоносителей называются их водяными эквивалентами: WT—GrcT-, Wx=Gxcx. Из урав- нения баланса теплоты очевидно, что изменения температуры теплоно- сителей в аппарате обратно пропорциональны их водяным эквивален- там: (T^-Tt2)/(Tx2-Tx1)=Wx/Wt. В уравнение теплообмена (5.2) подставляется среднее по всей по- верхности значение температурного напора, которое зависит не только от начальных и конечных температур теплоносителей, но и от схемы их течения. Крайние случаи прямотока и противотока показаны на рис. 5.L Соответствующие им значения ДТ определяются по формуле Д7' (5,3| 1п(ДГб/ДГм) где ДТб — больший, а ДТМ — меньший температурные напоры в аппа- рате. Рис. 5.1. Изменения температур тепло- носителей при движении в теплообмен- ных аппаратах по прямоточной (в) и противоточной (б) схемам Рис. 5.2. Сравнение теплоты, переда- ваемой теплоносителями при прямоточ- ной (Q') и противоточной (Q") схемам При прямотоке конечная температура нагреваемого теплоносителя не может превышать конечной температуры греющего: (рис. 5.1,а); при противотоке она может быть значительно выше: Tx2^Tri (рис. 5.1,6). Поверхность теплообмена в противоточных аппаратах, как это видно из рис. 5.2, используется более эффективно: при одинаковых условиях через нее можно передать больше теплоты. Близкие показате- ли при этих схемах течения можно получить только при большой раз- нице водяных эквивалентов Wl/W2<0,1 или Wi/W2>10, когда темпе- ратура одного из теплоносителей изменяется относительно мало, и при небольших приведенных поверхностях теплообмена (КГ/ТГ1<0,5), когда изменения температуры теплоносителей невелики по сравнению со сред- ним температурным напором [54]. Для промежуточных случаев течения теплоносителей: перекрестных и смешанно-перекрестных токов (см. рис. 5.6 и 5.10)—температурный напор, определяемый по действительным значениям конечных темпера- тур (Д7'/), корректируется по формуле Д7'=Д7''ф, где ф<1 определяется по графикам [15 и др.] в зависимости от характерных температур. При проектировании теплообменных аппаратов ГТУ стремятся выбирать схе- му течения теплоносителей так, чтобы поправка ф мало отличалась от 1. Коэффициент теплопередачи рассчитывается по формуле K = i /(~^+ЪГ1п7'+~7~)’ (5’4) / \ ** “2 0^2 ^2 / 152
Определенный таким образом коэффициент теплопередачи отнесен к на- ружной dj поверхности гладкой трубы; d2 внутренний диаметр; Н — коэффициент оребрения. При (плоская стенка, тонкостенная труба) и Н—\ (без ореб- рения) справедливо более простое выражейие = (5-4а) / \ ^'1 Ао / где ai и аг — коэффициенты теплоотдачи к стенке, разделяющей тепло- носители 1 и 2, определенные по соответствующим критериальным урав- нениям; б — толщина стенки; X — теплопроводность ее материала. Коэффициент теплопередачи определяется в основном значением меньшего коэффициента теплоотдачи и не может быть больше него. Если а сопротивление стенки передаче теплоты невелико (б/Х«» ==0), k^sa\. Рис. 5.3. Зависимости a—f(K.F/Wi, Wi/W2) при прямоточной (а) и противоточной (б) схемах При большой разнице а1 и а2 увеличить коэффициент теплопередачи можно, развивая поверхность с той стороны, где а невелико, например путем оребрения. Влияние теплового сопротивления стенки может возрастать вследст- вие образования на ней отложений. Движение теплоносителей в теплообменных аппаратах связано с пре- одолением сопротивлений и сопровождается потерями давления. Потери трения, вызванные вязкостью теплоносителей при безотрыв- ном течении, определяются по формуле ApTp=g(//d) (рс2/2), где d — эк- вивалентный диаметр канала; I — его длина; р<Я/2 — динамический на- пор; g — безразмерный коэффициент сопротивления, зависящий от усло- вий течения (числа Re, см. также § 3.3). Местные потери давления, вызываемые отрывами потока при обте- кании препятствий и изменении величины и направления скоростей, определяются по формуле Дрм—g(pc2/2), где £—безразмерный коэф- фициент, зависящий от условий течения (Re), формы и размеров мест- ного сопротивления. Коэффициенты теплоотдачи (и теплопередачи) и потери давления в теплообменных аппаратах ГТУ зависят от скорости, температуры и давления теплоносителей, их агрегатного состояния и физических свойств (вязкости, теплопроводности), размеров, расположения и типа поверхностей теплообмена. В идеальном случае при очень большой по- верхности теплообмена теплоноситель с меньшим водяным эквивален- том может быть нагрет или охлажден до температуры другого теплоно- 153
сителя на входе в теплообменный аппарат. Эффективность теплообмен- ных аппаратов оценивают поэтому отношением фактически переданной в них теплоты к теплоте, которую можно было бы передать теплоноси- телю с меньшим водяным эквивалентом (или отобрать от него) при из- менении его температуры в максимально возможных в аппарате преде- лах. Такая характеристика, вычисляемая обычно по изменению темпе- ратуры o=Qi/iTi (Тг1—Тх1) ~ (ТХ2—Т,Х1)/(7’г1—Тх1) (5.5) называется степенью охлаждения или подогрева (регенерации). Рас- полагаемая разность температур обозначается 'A=Tri—Txi (рис. 5.1). Зависимости о от безразмерных комплексов WiJW? и KF]W\ показа- ны на рис. 5.3. Ими можно пользоваться для оценки требуемых площа- дей поверхности (KF) при проектировании и определения конечных тем- ператур теплоносителей при изменениях режимов работы или поверх- ности выполненных теплообменных аппаратов. Если выражение для среднелогарифмического температурного напо- ра аппроксимировать линейной функцией, можно получить простое урав- нение для характеристики теплообменного аппарата Здесь а и b — постоянные коэффициенты, зависящие от схемы течения теплоносителей; £=0,65=const; для противотока а=0,35, для перекре- стного тока а—0,45-5-0,55, для прямотока а—0,65 [88]. Погрешности,, связанные с использованием этого уравнения, в наиболее неблагоприят- ных случаях не превышают 3—4% для противотока и 6—6,5% для пря- мотока и перекрестного тока. 5.2. РЕГЕНЕРАТОРЫ Особенностями регенераторов является примерное равенство водя- ных эквивалентов теплоносителей и существенно большее давление воз- духа (р—0,5-*-1,5 МПа), чем газов (продуктов сгорания, р^О, 1 МПа). Температура газов на входе в регенератор в современных ГТУ не пре- вышает, как правило, 850 К, наибольшие температуры воздуха на выхо- де из регенератора и, следовательно, его нагруженных давлением эле- ментов на 40—60 К ниже. Такие условия работы не являются критиче- скими при конструировании. Наибольшие трудности вызывает обеспе- чение плотности при длительной работе аппарата в условиях быстрых теплосмен, происходящих при пусках и остановах ГТУ, а также обеспе- чение экономических требований: компактности, низкой металлоемкости и стоимости. Размеры регенераторов определяются площадями сечений газового* тракта, которые необходимы для пропуска больших объемных расходов газов при умеренных потерях давления (Ар/р^1,5-5-3%). Вследствие значительных избытков воздуха и использования более чистых топлив с меньшей зольностью опасность загрязнения газового тракта регенераторов не столь велика, как, например, в энергетических котлах. Это позволяет принимать меньшие размеры каналов, использо- вать тесные пучки трубок небольшого диаметра (с/—15-^-25 мм) или оребренные трубы. На ранних стадиях развития ГТУ было создано много конструкций трубчатых и пластинчатых регенераторов [60, 65, 102 и др.]. Целесообразная конструктивная схема трубчатого регенератора, выпущенного фирмой ГЕА (GEA, ФРГ) для более чем 14G> 154
мм, воспринимается компенсатором /. Полная осе- Рис. 5.4. Трубчатый регенератор фирмы ГЕА ГТУ, показана на рис. 5.4. Прямые трубы 1 диаметром около 25 мм, образующие поверхность теплообмена, расположены по кольцу и вварены в трубные доски 2. Внутри труб движутся отработавшие в турбине газы. Воздух движется в межтрубном пространстве, где с помощью направляющих перегородок 3 организован многократный (на рисунке пять ходов) перекрестный ток. Корпус регенератора 4 нагружен полным давлением. При вертикальном расположении вес его передается на раму 5 через опо- ры 6. Разность температурных расширений трубной системы и корпуса, достигающая даже при щадящих пусках ГТУ 15 симметричность регенератора обеспечивает симметричное рас- пределение температур в трубной системе и нагруженном давлени- ем корпусе на стационарных и переходных режимах и работу этих деталей без существенных термических напряжений. Это уменьшает вероятность возникно- вения неплотностей, а доступ- ность сварных соединений трубок и корпуса с трубными досками позволяет легко обнаруживать утечки и подваривать швы для их устранения. Регенераторы с движением воздуха внутри трубок легко выполнить на высокие давления. Использование трубок небольшо- го диаметра повышает компакт- ность регенератора, но усложня- ет конструкцию (увеличивает чи- сло трубок и их соединений) и эксплуатацию (возрастает опас- ность загрязнения и повреждения трубок). Массы и габариты пластин- чатых регенераторов Меньше. Такой регенератор из про- фильных штампованных листов с овалообразными выступами разработан и применяет- ся Невским машиностроительным заводом (НЗЛ). Листы толщиной 1 мм изготовляют- ся из стали 1Х18Н9Т. Размеры и форма выступов выбираются таким образом, чтобы при наложении листов между ними образовывались каналы для противоточного дви- жения теплоносителей. Края листов оставляют гладкими и сваривают. В основной про- тивоточной части поверхности воздух и газы движутся по волнистым каналам, а листы опираются друг на друга плоскими площадками, примыкающими к вершинам волн другого листа (рис. 5.5,а). На концевых участках воздух движется по волнистым ка- налам 11, а газы — по двуугольнцм 12 (рис. 5.5,6). Регенератор установок ГТК-10 (для магистральных газопроводов) и ГТ-700-12М состоит из двух корпусов по две секции в каждом, включенных параллельно по воз- духу и газам (рис. 5.5,0). Вход, воздуха в каналы осуществляется посередине корпуса через промежуток между секциями. Торцевые и боковые поверхности, образующие стенки газохода, укреплены полуовальными крышками: боковые используются в каче- стве отводящих воздух коллекторов, верхняя торцевая — для подвода, нижняя — для отвода воздуха. Общая масса теплообменных поверхностей составляет 23,5 т (после модернизации 16,9 т), всего регенератора (два корпуса)—39 (32,4) т. Аппарат при расходе воздуха около 85 кг/с обеспечивает степень регенерации 0,7 при суммарных .потерях давления около 5 %.'На одной нз установок ГТ-700-12М такой регенератор 155
сохранял удовлетворительную плотность после более чем- 95 тыс. ч работы и 600 пусков. Большой опыт применения пластинчатых регенераторов имеет американская фирма «Дженерал Электрик» [146]. Ими оснащены, в частности, около 20 ГТУ типа М7001В мощностью 56 МВт прн начальной температуре 1280 К. Несмотря на неоптимально' высокую степень сжатия в цикле регенерация позволила снизить удельный расход топ- лива на 15,5 %. При эксплуатации ГТУ в циклическом режиме наблюдались трещины. Рис. 5.5. Регенератор установок ГТК-10 и ГТ-700-12М НЗЛ: с —листы и сборка пакета; б — форма каналов; в — корпус регенератора; 1— пакеты элементов; 2 — направляющие лопатки; 3— коллекторы; 4 — опоры; 5 — ребра; б— каналы основной поверх- ности; 7 — вход воздуха; 8 — выход воздуха; 9 — вход газов; 10 — выход газов; 11 — волнистые каналы на участках входа и выхода воздуха; 12 — двууголыйле каналы на участках выхода и входа газов сс стороны выхода воздуха, вызванные термическими напряжениями в местах соеди- нения пластин, температуры которых быстро следуют за изменениями температуры газов, с элементами корпуса, которые прогреваются значительно медленнее Градиенты температур при пуске за 30 мин достигают 350 К, при останове —40 К. Для увеличе- ния термоэластичности потребовалось изменить конструкцию, форму и снизить толщи- ну стенок корпуса и коллекторов. Оптимальные по технико-экономическим соображениям степени ре- генерации на номинальном режиме для длительно работающих энерге- тических ГТУ составляют 80—85%, оптимальные потери давления 3— 4% (по воздуху 1%, по газу 2—3%). Из уравнения (1.27), являющегося частным (при W]^:W2, a—b—0,5) случаем уравнения (5.6), легко найти 156
связь между степенями регенерации и режимом работы ГТУ [42]: ^='/[(1-”и,4^А+°4 (5-7) где величины с индексом 0 относятся к некоторому исходному режиму; •ф — поправка к температурному напору при перекрестном токе тепло- носителей. Изменение коэффициента теплопередачи в зависимости от режима работы применительно к регенераторам ГТУ может быть определено с помощью выражения [42] f G° Г (2j*\u / Y (5 8) к — I g М тв/ \ тг J Для трубчатых регенераторов при движении воздуха внутри трубок, поперечно обтекаемых газом, х=0,68; у—0,06; z=0,25, а Режим работы регенератора определяется в основном расходами га- зов и воздуха. В одновальных ГТУ с постоянным или несколько возрас- тающим при снижении нагрузки расходом степень регенерации изменя- ется мало. В схемах с существенно снижающимся при снижении нагрузки рас- ходом воздуха несмотря на происходящее при этом уменьшение коэф- фициентов теплопередачи степень регенерации к холостому ходу воз- растает на 3—5%. На различных регенераторах причинами ухудшения показателей по сравнению с расчетными являлись неконтролируемые протечки в газовом тракте, потери теплоты в окружающую среду, неплотности трактов высокого давления, неравномерное распре- деление теплоносителей в объеме аппаратов [60, 65 и др.]. На ГТУ, регенераторы которых выполнялись из большого числа секций с развиты- ми наружными поверхностями и располагались вне машинного зала, несмотря на тща- тельную изоляцию наблюдались значительные потери теплоты в окружающую среду. Разделение регенератора на мелкие секции наряду с некоторыми преимуществами прн изготовлении, монтаже и ремонтах приводит к существенному увеличению масс и габа- ритов, усложнению компоновки ГТУ и увеличению гидравлического сопротивления ре- генератора. При эксплуатации некоторых ГТУ на тяжелом жидком топливе имелись случаи воспламенения отложений на поверхности трубок регенераторов, омываемых газами. Пожары в периоды остановов ГТУ приводили к разрушению части поверхности тепло- обмена. Для предотвращения их использовали сажеобдувочные устройства, проводили периодические промывки поверхностей, а также устанавливали средства пожароту- шения. 5.3. ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛИ Промежуточные воздухоохладители являются наиболее компактны- ми теплообменными аппаратами ГТУ. Вследствие относительной чисто- ты воздуха в них применяют эффективные поверхности с развитым оребрением. Повышенное (200—700 кПа) давление воздуха также спо- собствует интенсификации теплообмена. В воздухоохладителях отечественных ГТУ использовались круглые трубки с проволочным оребрением, с накатанными круглыми ребрами и каплеобразные в сечении трубки с плоскими паяными ребрами. 157”
Поскольку возможности подготовки циркуляционной воды ограниче- ны, для изготовления трубок (или их соприкасающихся с водой частей) применяются коррозионно-устойчивые материалы: латунь, томпак, мед- но-никелевые сплавы, которые выбирают с учетом качества воды. Скорости воздуха в воздухоохладителях выбираются на уровне 10— 15 м/с, воды 1—2 м/с. Реализованные в воздухоохладителях схемы течения воды изобра- жены на рис. 5.6. Схемы с параллельным течением воды (II и III) требуют большего расхода и характерны большим нагревом воды в первой по ходу возду- ха секции. Вместе с тем они обеспечивают возможность использования Рис. 5.6. Схемы течения воды в воздухоохлади- телях: 1 — вход воздуха; 2, 3 —вход и выход воды этой секции для выработки теплоты, а также отключения одной из сек- ций для очисток на ходу. Схемы последовательного течения целесооб- разны при ограниченных расходах воды. Наибольшая гибкость в экс- плуатации создается, если есть возможность переключения и реализации различных схем. На рис. 5.7 показана конструкция корпуса воздухоохладителя уста- новки ГТ-100 ЛМЗ. Аппарат состоит из двух таких корпусов, включен- ных параллельно по воздуху и воде. В каждом корпусе имеются две последовательно расположенные по ходу воздуха секции. В первую из них (1) можно подавать как циркуляционную, так и сетевую воду из системы теплофикации, во вторую (2) — только циркуляционную воду. •Поверхности охлаждения образованы биметаллическими трубками, состоящими из томпакового сердечника 019/17 мм и алюминиевой ру- башки с накатанными поперечными ребрами. Концы внутренних трубок развальцованы в двух трубных досках. Верхние доски 3 жестко соеди- нены с корпусом, нижние 4 свободно подвешены и обеспечивают воз- можность расширения трубок. К трубным доскам приболчены водяные камеры, верхние 5 с патрубками — для отвода и подвода воды -(схема III на рис. 5.6). Чтобы исключить протечки воздуха, секции уплотнены по периметру корпуса прокладками. Корпуса воздухоохладителя рас- положены по обе стороны ГТУ симметрично ее оси и доступны для об- служивания мостовым краном. Общая площадь поверхности гладких трубок в двух корпусах составляет 1068 м2, расчетные коэффициенты теплопередачи по этой поверхности 1300—1400 Вт/(м2-К), коэффициент оребрения 12,3. В воздухоохладитель поступает 400—480 кг/с воздуха с температурой 440—460 К и давлением 0,4—0,5 МПа. Максимальные значения степени охлаждения при расходе воды 900—1000 кг/с (3200— 3600 м3/ч) составили сгво=0,95-^-0,96, KF/Wf=&3,2, ITi/ll^^&O, 12. От воз- духа отводится 65-'-75 МВт теплоты. Значения степеней охлаждения в отдельных секциях (через них проходит 1/2 общего расхода воздуха и 1/4 общего расхода воды) можно определить с помощью уравнения (5.6), которое для этого случая имеет вид 158
°секц = 1 /[0.65 + 0,084 (GB/GBtt) + 1.47 (G^/G^) T °'26]. (5.10) При расходах, близких к расчетным, осекц=0,78^-0,8. Так как первые секции работают при значительно больших темпе- ратурных напорах (максимальные разности температур At=150-s-190 К, д2=25-^-40 К), в них отводится 80—85% всей отбираемой в аппарате теплоты. Для того чтобы нагрев воды не превышал 25—30, а темпера- Рис. 5.7. Общий вид воздухоохладителя ГТ-100 тура ее на выходе 320—325 К (при более высокой температуре возмож- но ускоренное выделение солей с водяной сторбны трубок), на каждую из этих секций подается не менее 220 кг/с воды. Расходы ее через вто- рые по ходу воздуха секции целесообразно также поддерживать не ниже 180—200 кг/с, так как при меньших расходах эффективность этих секций и всего аппарата заметно снижается. При умеренно низких температурах наружного воздуха Тнар>255 К в первой секции воздухо- охладителя может быть отведено с сетевой водой и использовано для теплофикации 32—35 МВт (28—30 Гкал/ч) теплоты. Хотя при этом во вторые секции поступает более горячий воздух, температура воздуха перед КВД при максимальной температуре обратной воды 343 К повы- шается на 5 К, а мощность ГТУ снижается всего на 1,5 МВт. В итоге удельный расход теплоты снижается в среднем на 10%. Охлаждение первых секций сетевой водой выгодно и для других по циклу и схеме ГТУ. Лишь при очень низких температурах наружного воздуха (Т<230 К) и умеренных степенях сжатия в КНД (екнд =3-5- 3,5) оно оказывается нецелесообразным. Суммарные потери давления в тракте воздухоохладителя ГТ-100 (от КНД до КВД) составляют около 3%. 159>
На воздухоохладителях некоторых ранее выпущенных ГТУ наблюда- лись отклонения показателей от расчетных [60, 65]. Причинами ухуд- шения теплопередачи были дефекты пайки оребрения, из-за которых контакт ребер с трубкой осуществлялся не по всей поверхности, и про- течки воздуха через неуплотненные зазоры между секциями н корпусом; причинами повышенных потерь давления — неудачная конструкция под- водящих и отводящих патрубков, включавших внезапные расширения и сужения с двумя-тремя пространственными поворотами потока. В процессе эксплуатации на многих ГТУ наблюдалось загрязнение водяного тракта воздухоохладителей. На Якутской ГРЭС, например, не- смотря на то что температура воды не превышала, как правило, 310— 315 К, а скорость составляла 1,5—2,5 м/с, на внутренней поверхности трубок образовывался слой отложений толщиной 2 мм и более, состояв- ших из CaCO3-|-Mg(OH)^65%; SiO2^15%, влаги и органических ве- ществ—15%; А|2О3^з4% и Fe2O3<l%. Масса отложений в трубках достигала 400 кг и более. На ГТУ типа АК 10/12 при подаче в первые по ходу воздуха (тепло- фикационные) секции охладителей в летнее время циркуляционной реч- ной воды, нагревавшейся до 315—325 К, также образовывались карбо- натные отложения, уменьшавшие проходные сечения и расход воды до полной закупорки некоторых трубок. Механические чистки трубок от накипи не приводят, как правило, к полному восстановлению, показателей воздухоохладителей. Более эф- ' фективны кислотные промывки, которые на Якутской ГРЭС, например, проводились 1,5—2%-ным раствором соляной кислоты с добавкой 0,5— 1 г/л ингибиторов коррозии. Для уменьшения накипеобразования целесообразно увеличивать рас- ход и уменьшать нагрев, а в системах оборотного охлаждения — прово- I дить химическую обработку охлаждающей воды. На Киевской ТЭЦ-2 на внутренней поверхности трубок несмотря на сравнительно невысокий нагрев (7'Ъд2<315 К) и предварительное хлори- рование циркуляционной воды образовывались отложения органическо- го происхождения. Толщина их достигала 1—1,5 мм за 500—700 ч ра- боты. В результате коэффициент теплопередачи снижался в 1,3—1,5 раза, а минимальная разность температур возрастала на 10—15 К- На Небит-Дагской ГРЭС химическая обработка сильно минерализо- ванной воды в оборотной системе с подпиткой из артезианских скважин исключила накипеобразование и биологические отложения. Тем не ме- нее в трубках отлагались силикатная пыль и продукты коррозии (поте- ри при прокаливании 17—35%, SiO2=16-18%, Fe2O3-|-Al2O3=36—40%)> СаО=9-s-17%), MgO=2—9%), вследствие чего коэффициенты теплоот- дачи снижались на 30%, а минимальная разность температур увеличи- валась на 10—15 К за 1,5—2 тыс. ч работы. Для удаления отложений на обеих электростанциях проводились механические чистки, не приводив- шие к полному восстановлению показателей. Загрязнение воздушного тракта воздухоохладителей пылью воздуха в меньшей степени влияет на их показатели. Существенное ухудшение теплообмена и увеличение потерь давления с воздушной стороны на установках ГТ-25 было следствием повреждения установленных в воз- духозаборном тракте глушителей шума На первой ГТУ Небит-Дагской ГРЭС наблюдалась коррозия трубок из латуни Л68 под действием содержавшихся в воде хлоридов (общее солесодержание воды — до 3, после упаривания — до 7, в том числе хло- ридов— до 4 г/л). Уменьшение содержания цинка в латуни в результа- те коррозии снижало прочность трубок и приводило к их повреждению 160
и появлению неплотностей. Коррозионная устойчивость была обеспечена после установки секций с трубками, изготовленными из сплава МНЖ-5. На Якутской ГРЭС после 20—25 тыс. ч работы ГТУ наблюдался внут- ренний износ томпаковых сердечников трубок с утонением их стенки до 0,5 мм. В атмосферном воздухе всегда содержатся водяные пары. С повы- шением давления температура точки росы увеличивается. Условия кон- денсации влаги при промежуточном охлаждении и ее количество можно оценить с помощью номограммы рис. 5.8. В районах с влажным жарким Рис. 5.8. Номограмма для определения характеристик влажного воздуха. Пример: температура атмосферного воздуха 296,5 К, относительная влажность <р==76%; тем- пература «после воздухоохладителя 308,8 К, давление р=5-106 Па. Оценить условия конденсации влаги Влагосодержание атмосферного воздуха do=15 г/кг; соответст- вующая ему температура точки росы при р=5-105 Па Т=320,5 К, при температуре 308,8 К влагосодержание насыщения составляет d,=8 г/кг. В воздухоохладителе конденсируется Ad=15—8=7 г влаги на 1 кг воздуха климатом в летнее время конденсация может быть очень велика. Влага вызывает коррозию стенок трубопроводов и деталей КВД и интенсифи- цирует загрязнение его проточно?! части (см. ниже). Работа, затрачен- ная в КНД на сжатие паров конденсирующейся влаги, теряется.' Предотвращение конденсации влаги путем повышения температуры воздуха нецелесообразно из-за ухудшения показателей ГТУ и сокраще- ния запасов устойчивости в расположенных перед охладителями ком- прессорах. Более эффективна установка за воздухоохладителями сепа- раторов для отделения влаги с последующим выводом ее из цикла ГТУ. 11—138 161
При наличии сепараторов жалюзийного типа (6 на рис. 5.7) и вывода влаги через патрубок (7) на ГТ-100 выноса влаги в КВД и связанных с этим трудностей не наблюдалось несмотря на высокий уровень давле- ния, при котором производится промежуточное охлаждение воздуха. 5.4. ПОДОГРЕВАТЕЛИ СЕТЕВОЙ ВОДЫ При использовании теплоты уходящих газов для подогрева сетевой воды систем теплофикации габариты теплообменных аппаратов можно значительно уменьшить по сравнению с регенераторами вследствие уве- личения температурного напора (температура воды изменяется в них с 340—400 до 400—450 К) и высоких коэффициентов теплоотдачи с во- дяной стороны. Компенсация температурных расширений трубных эле- ментов и температурные напряжения в них не представляют проблемы, так как температуры охлаждаемых водой деталей невелики и изменя- у ; Рис. 5.9. гревателя Конструкция секции подо- сетевой воды ГТ-25-700-2 Рис. '5.10. Схема включения секций подогревателя: 1 — вход газов; 2 — выход газов; 3 — вход воды; 4 — выход воды; 5 — цент- ральный (регулировочный) шибер; 1— IV — отсеки из трех секций каждый Для поверхностей теплообмена ПСВ используются, как правило, трубки с наружным (с газовой стороны) оребрением. Конструкция сек- ции такого аппарата, разработанного ЛМЗ и использованного на ГТУ Якутской ГРЭС, показана на рис. 5.9. Три такие секции, включенные последовательно по газу и воде, сгруппированы в четыре отсека и два корпуса, как показано на рис. 5.10. Схема течения теплоносите- лей перекрёстно-противоточная (шесть ходов по воде). Поверхность нагрева образова- на расположенными вертикально в шахматном порядке (шаги 76 и 45 мм) трубками из стали 20 с диаметром 32 и толщиной стенки 2,5 мм с поперечным оребрением из спиральной приваренной ленты. Высота ребер составляет 10, шаг 5, толщина 1 мм. Суммарная площадь поверхности теплообмена ПСВ (2952 трубки по 246 в каждой из 12 секций) по ребрам равна 5677 м2, по внешней поверхности гладких трубок 162 /
®90 м2. Подогреватель рассчитан на работу с внутренним давлением до 2,5 МПа при температурах газов до 700 К и их расходах G^280 кг/с. Концы трубок вварены в трубные доски. Крышки, образующие водяные камеры, крепятся к трубиым доскам фланцами. Сетевая вода подводится и отводится через верхние водяные камеры первой и последней секций каждого отсека. Нижние трубные доски и водяные камеры соединены с корпусом (газоходом) через компенсаторы и могут перемещаться независимо от него. Для повышения жесткости трубного пучка, стабилизации шагов труб и предотвращения их вибрации посередине длины труб они фиксируются промежуточной опорой из соединенных между собой поддерживающих планок. Показатели подогревателей сетевой воды при различных режимах работы можно определить с помощью графиков рис. 5.4 или уравнения характеристики (5.6). Для необходимой при этом оценки коэффициен- тов теплопередачи можно с погрешностью не более 2% воспользоваться формулой, аналогичной (5.8): К!Ко= (Gr/GT0) ° ^(Свд/Свдо)0-1 (Т'гЯ'го)0’25. Использование ее позволяет оценить состояние подогревателя (теплооб- менного аппарата вообще) постоянной A=KF/(G\G^rl), (5.11) которая может быть вычислена по результатам расчета на каком-ни- будь режиме или определена по измеренным значениям AQnTB и &Тср, так как АД==ДСпсв/ДГср и A—AQnCB/(ATcpGxrGyBaTzrl): При ухудшении состояния подогревателя — снижении коэффициента теплопередачи (например, из-за загрязнения или нарушения нормаль- ной работы) и уменьшении площади поверхности теплообмена (из-за выхода из строя и заглушивания части трубок) — постоянная А снизит- ся. Обнося ее к расчетному (без запасов на загрязнение) значению Дь получим коэффициент состояния подогревателя г]=А/А0^1. Уравнение характеристики подогревателя, соответствующее результа- там измерений, AQ/A = 1/{(O,O84/GBJ + (0,63/Gr) 4- [0,35/(G?’Xa ^i25)]}. (5.12) Оно справедливо при Gr>100 кг/с. При меньших расходах газы охлаж- даются в подогревателе до температуры обратной сетевой воды, a AQ/A=Grcp. При номинальных условиях AQr,CB^47 МВт, AQ/A^s <=&180 кВт/K, коэффициент теплопередачи К^585 Вт/(м2-К). В действительности вследствие неплотностей центральных шиберов (5 на рис. 5.10) даже при полном их закрытии через подогреватели про- ходит только 75—85% отработавших в турбине газов, а тепловая на- грузка оказывается соответственно ниже. При полностью открытых ши- берах через подогреватель проходит около 20% расхода газов и он несет тепловую нагрузку около 8 МВт (AQ/A=as30-5-35 кВт/K)- Подогрев газов перед подогревателем за счет сжигания в их среде дополнительного топлива позволяет существенно повысить тепловую на- грузку ГТУ и делает ее не зависящей от электрической нагрузки. Эф- фективное сжигание природного газа для этой цели возможно с помо- щью устройства, показанного на рис. 5.11 [29]. На Якутской ГРЭС в газоходах перед подогревателями были уста- новлены горизонтально, равномерно по высоте, 8 уголковых стабилиза- торов (7 на рис. 5.11, см. также по стрелке А). Стабилизаторы закреп- лены с помощью вертикальных стоек 3; внутренняя труба 8 для подачи природного газа из коллектора 4 и внешняя, осуществляющая его раз- дачу для горения, 7 введены со стороны боковой стенки, к которой они Л* 163
крепятся фланцем, и фиксированы относительно стабилизатора переп родками 6. . Зажигание топлива производится с помощью двух запальников 5 двух вертикальных пламяперекидных перемычек 2 шириной 40 мм, о единяющих все горелки. Надежное и Устойчивое воспламенение топлш /7 при натекайии на горелки полного расхода газов обеспечивается щ повышении температуры газов после него всего на А7’г=20-^30‘К (аср: —50^-80). При повышении температуры на 70-^-100 К, характерном д; рабочих режимов, выгорание топлива завершается в основном в зо1 обратных токов за уголком, длина которой I в 3—3,5 раза больше ш рины стабилизатора Н. На начальном участке этой зоны коэс фициент избытка воздуха ia= 1,14-1,3, за нею (////>6) горения уже i происходит. При повышении расхода топлива в процесс горения вовл Рис. 5.11. Дожигающее устройство ГТУ Якутской ГРЭС кается больше окислителя, зона повышенных температур й близк к стехиометрическому соотношений топлива и воздуха расшир!яется те что устойчивость и удовлетворительная полнота сгорания обеспечивай ся в широком диапазоне изменения общих избытков воздуха 7-^—8 <aCp<50-;-70. Неполнота сгорания топлива <уз=2^—3,5% при температ ре газов на входе в горелки ТГ1 х 470 К и 0,5—1% при ТГ1=550ч-600 Коэффициент сопротивления дожигающего устройства при степе загромождения им сечения А%0,4 составляет £—Др/рдин=0,25^-0,35 соответствует потере давления 200—250 Па при скорости потока меж стабилизаторами с=55 м/с и 400—600 Па при с=6(%70 м/с. Неравг мерность температуры газов после горелок Гг.М0кс—7г.мии<40 К, макс мальные температуры стенок газоходов 7ст.макс^Л1+100 К- . В подогревателе можно использовать не всю, а только часть тепле дополнительно сжигаемого топлива, пропорциональную степени охла дёния газов зпсв = (Тг1—Тг2) (Тп—Твд1) =(AQnCB/A)/(Grcpr) и полно' сгорания т]=1—q3. Характеризующий эту часть КПД дожигающе устройства тзду = спсв (1 - qs). 164
Рис. 5.12. Зависимость температуры точки росы H2SO4 от коэффициента избытка воздуха: / — бессернистый природный газ; 2—6 — жидкое топливо с различным содержанием серы, %; 2 — 0,2; 3—0,6; 4 —( 1,0; 5 — 2,0; 6 — 4,0; 7 — природный газ с небольшим (меньше 0,1%) содержанием серы; 8— природные газы с содержанием 7—15% HsS Наибольшие трудности при эксплуата- ции подогревателей сетевой воды вызы- вает наружная коррозия. При наличии в топливе серы содержащиеся в продуктах сгорания окисли серы образуют с пара- ми воды кислоты H2SO3 и H2SO4. Точка росы первой из них ниже, а второй даже при небольших [ (5-4-20) • 10-4%] концент- рациях в газах значительно выше, чем водяных паров. Она увеличивается с уве- личением содержания серы в топливе и водяных паров в газах. При коэффициен- тах избытка воздуха а>1,3-г-1,5 точка росы H2SO4 снижается, как показано на рис. 5.12, которым можно поль- зоваться для ориентировочных оценок. Вследствие особенностей взаимодействия жидкой и паровой фаз смеси H2SO4—Н2О на поверхности деталей, температура которых ниже точки росы, конденсируется концентрированная (70—90%) серная кислота, вызывающая коррозию металла. Наиболее стойки против нее сплавы, содержащие более 30—45% (Ni; нержавеющие стали с 18—25% Сг кор- родируют быстрее, чем простая углеродибтая сталь. Для того чтобы из- бежать коррозии, температуру воды на входе в ПСВ с помощью рецир- куляции горячей воды поднимают до уровня на 5—10 К более высокого. чем точка росы. Для предотвращения стояночной коррозии внутренних поверхностей трубок через водяной тракт выведенных из работы подогревателей целе- сообразно постоянно прокачивать сетевую воду. Если циркуляция пре- кращается и воду сливают, наиболее надежно консервировать тракт, заполняя его, например, азотом под давлением. Причиной эксплуатаци- онных трудностей бывают также недостатки конструкции ПСВ. Стес- ненность тепловых расширений при неодинаковых температурах трубной системы приводит к увеличению напряжений в трубах и вальцовочных соединениях и нарушению плотности. Провисание горизонтально распо- ложенных гибких трубок препятствует дренированию из них воды. Из- за неплотности шиберов между ПСВ и выходным трактом происходит замерзание воды внутри труб в периоды остановов и повреждение тру- бок. ГЛАВА ШЕСТАЯ ПЕРЕМЕННЫЙ РЕЖИМ ГТУ 6.1. УСЛОВИЯ РАБОТЫ ЭЛЕМЕНТОВ ГТУ НА НЕРАСЧЕТНЫХ РЕЖИМАХ Газотурбинные установки практически не работают на расчетном режиме. Параметры рабочего процесса ГТУ (давления, температуры, расходы и т д.) и как следствие их основные характеристики (мощ- ность и КПД) изменяются в широких пределах при изменении внешних 165
условий (температуры наружного воздуха и охлаждающей воды) и на- чальной температуры газа (перед турбиной). Это затрудняет планиро- вание показателей ГТУ, а также эксплуатационный контроль за состоя- нием оборудования: подчас трудно бывает оценить (тем более количе- ственно), является ли изменение нагрузки следствием какого-то ухуд- шения состояния ГТУ (загрязнений, увеличения зазоров, утечек) или оно вызвано изменениями режима работы. Рис. 6.1. Тепловые схемы ГТУ: а — простая одиовальная; б — двухвальная с выделенной силовой турбиной (с разрезным валом): в— трехвальная с двухкаскадным генератором газов; г — одновальиая с промежуточным охлаж- дением при сжатии; д— двухвальная с промежуточным охлаждением и подогревом; 1 — внутрен- ний подшипник; 2— вход воздуха; 3 — выход газов; 4— топливо в камере сгорания; 5 — охлаж- дающая вода; 6—сетевая вода В гл. 1 рассматривалось влияние наружной температуры и темпера- туры газов на КПД и удельную мощность газотурбинных циклов. При этом степени сжатия и расширения считались заданными, а расходы вы- бирались произвольно. В реальных ГТУ изменения расхода и давления среды при' изменениях начальной температуры воздуха и газов опреде- ляются характеристиками компрессоров и турбин (§ 3.2 и 3.4), тепловой схемой, т. е. количеством, расположением компрессоров и турбин на валах ГТУ (рис. 6.1), и характером нагрузки, т. е. зависимостью часто- ты вращения вала, с которого снимается полезная мощность, от на- грузки? В одновальной ГТУ (рис. 6.1,а) расход и давление воздуха опреде- ляются из условия совместной работы компрессора и турбины решени- ем уравнений характеристики компрессора Р2к=^(бк) и турбины рп= =cp(GIT) при заданных значениях Тлк, 7\т, п, рцс, Ргт, Git/Gik и Рдт/Ргк, как это показано на рис. 6.2,а. Линии п=0,97; 1,0; ... 1,11 пред- ставляют собой характеристики компрессора при 7’iK=var,‘ n=const; линии Tit—1043 К; 733 Кит. д. — характеристики турбины при Лт= =var. После нахождения точки совместной работы, характеризующейся определенными значениями 7\к, Tn, Gk и ек, легко найти значения температур, расходов и'давлений в любых сечениях тракта, внутренние 166
мощности турбомашин и расходы теплоты в камеру сгорания, полезную мощность и КПД ГТУ. В ГТУ с выделенным компрессорным валом (рис. 6.1,6) дополни- тельным условием устойчивой работы является равенство мощностей компрессора и вращающей его турбины: |Л^ж=МтТ]мех- Это равенство достигается при определенных степенях сжатия eK=Tf (Лт/Лк) в точках 1—4, образующих на характеристике компрессора линию совместной работы, не зависящую от формы и положения линий £k=/(Gk), В этих точках определяются необходимые параметры, мощность силовой тур- бины и КПД ГТУ. В других схемах ГТУ реализуются различные ком- бинации этих двух вариантов. В общем случае установившийся режим любой ГТУ описывается си- стемой алгебраических уравнений, в число которых входят: характеристики компрессоров Р*2к/р*1к, T]K=f(GK, p*ik, Т*!к, п); (6.1)’ характеристики турбин P*iT—f(GiT, Ргт, (6.2) цт=/(р*1т, Р*2Т, п, Т*п); (6.3) уравнения связей между давлениями, включающие потери в аппара- тах и трактах, и между расходами в цикле, включающие расходы на охлаждение, утечки и т. д., например * _ R 7,1 КВД Лгкнд Pit Р\ч “ в • Х---Х « > (6-4) Р1КНД Р2КВД где (Акнд/5)- (Р’т* /Хквд) ~ потери давления; с. _п G1T 'Лт —икнд G G икнд °квд G G •де —, ———изменения расходов рабочего тела потрактам; скнд °квд (6.5) 167
балансы мощностей на валах ГТУ, например N3n = ZNiT - fiN* - Д/Умех - Мэт- (6.6) балансы теплоты в камерах сгорания A!Qkc—Qit—'Qikc- (6.7) Выразив мощности и расходы теплоты через параметры G, Т, р, свя- зи между давлениями — через сопротивления участков тракта, которые также являются функциями параметров, и составив баланс расходов и утечек, можно решить систему таких уравнений относительно мощности и КПД ГТУ и определить в итоге ^,тту = Л^эл + ДАГЭГ + = ?,(7^, Т1К, п, В); (6.8) ’’3;ТТу~Д^1ТТу/(^ДСкс)“<?2(7'1Т, T'jj,, п). (6.9) Разумеется, для того чтобы ГТУ на всех нагрузках работала надежно, рабочие точки всех компрессоров должны быть достаточно удалены от границы помпажа; температуры рабочего тела в тракте ГТУ: перед и за турбинами, камерами сгорания, регенератором — не должны превы- шать своих номинальных или предельно допустимых значений; расходы топлива и коэффициенты избытка воздуха в камерах сгорания должны сохраняться на уровне, обеспечивающем надежное горение. Решение уравнений (6.8) и (6.9) может быть проведено (или ре- зультаты его представлены) в критериальной форме с помощью мето- дов подобия, рассмотренных применительно к турбомашинам в § 3.2 и 3.4. Число независимых переменных, которые необходимо задать для лолного описания режима работы ГТУ, будет в этом случае минималь- ным. В установках с нерегулируемыми проходными сечениями оно опре- деляется термодинамическим циклом ГТУ и равно числу «горячих» и «холодных» источников теплоты. В общем случае фактически независимыми (определяющими) ве- личинами для энергетических ГТУ являются внешние условия (темпе- ратура и влажность наружного воздуха, температура охлаждающей во- ды, барометрическое давление), частота сети и расходы топлива в ка- меры сгорания. При анализе режимов методами подобия эти факторы обычно выражаются через отношения температур на входе в турбома- шины (точнее, через относительные температуры источников теплоты) и приведенные частоты вращения вала, с которого снимается полезная мощность. Р£жим установки ГТ-100, например, описывается следующи- ми критериями: Лтвд|7\кНД’ ЛтНд1ЛкНД’ ЛкВД I ЛкНД И ЛКНД I Если эти критерии одинаковы, то поля температур, давлений и скоростей во всех элементах ГТУ подобны, а ее внешние характеристики: приведен- ные расходы теплоты в камерах сгорания AQKC'| р), приведенная мощность N/(VTp) и кпд — неизменны. Неточности, которые могут при этом возникать вследствие, например, изменения, состава и термо- динамических свойств рабочей среды, а также из-за температурных де- формаций роторных и статорных деталей, нарушающих условия подо- бия, необходимо заранее оценивать. ’ 168
I Рис. 6.3. Зависимость показателей установок ГТ-35 от нагрузки: 1 — без тепловой нагрузки с пропуском газов мимо ПСВ; 2 — то же с пропуском газов через ПСВ и дополнительными потерями давления; 3 — с учетом тепловых нагрузок, возможных в условиях испыта- ний; 4 —при максимальных тепловых нагрузках 7гтз ^.Лф.Г/бкВТ-Ч) 1100 1000 300 -800 30 700 ООО 70 500 WO - 500 10 51 100 О Дчпсв 2 AQ, ", МВт 4200 - О 10 20 30 44/.дЯ.МВТ w Для применения в эксплуатацион- ной практике характеристики ГТУ удобнее представлять в физических, размерных параметрах, которые легко измерить или определить с помощью эксплуатационных контрольно-измери- тельных приборов. Важнейшей характеристикой ГТУ, | как и любого теплового двигателя, яв- ляется зависимость расхода теплоты (топлива AQkc) и КПД от нагрузки (рис. 6.3). Количественно она ха- । растеризуется относительным КПД при нагрузке, равной 50%, номи- О нальной: V-ryso/Vry ном и относительным расходом теплоты в камеры ' сгорания на холостом ходу: AQX х—AQrcx.x/^kchom- Рис- ^-3, например, ] при Т]К =2.35 К и Т1Т = 1043 К NBOM = 50 МВт; Д(?КСиом- 180 МВт; 1 yrTy = 27,5 °/й; AQX х = 42/180 X 0,23; \й = 22,8/27,5 0,83. ] Мощность ГТУ можно регулировать, изменяя количество рабочего тела, проходящего через установку при неизменных или мало меня- ' ющихся отношениях температур источников теплоты, значений удельной мощности и КПД ГТУ, или изменяя температуры горячих источников при примерно постоянном расходе рабочего тела. В этом случае КПД । ГТУ быстро падает. Первый способ наиболее полно осуществляется в установках замкнутого процесса, где при снижении нагрузки из рабо- 1 чего контура просто выпускается часть воздуха; второй способ обычен для одновальных энергетических ГТУ. В остальных схемах одновремен- но изменяются и температуры перед турбинами, и расход рабочего тела. । Относительный КПД ГТУ при частичных нагрузках зависит не толь- ко от схемы и характера нагрузки (в энергетических агрегатах он всег- да одинаков, ncT=const), но также и от расчетной степени сжатия и ] показателей на номинальном режиме, уровня гидравлических сопротив- лений, формы характеристики компрессора, наличия или отсутствия регенерации. Экспериментальные характеристики некоторых реальных ГТУ при частичных нагрузках приведены в табл. 6.1 и на рис. 6.4 (номе- ра кривых на рис. 6.4 соответствуют номерам столбцов в табл. 6.1). Для |различных ГТУ относительные температуры газов перед турбинами на холостом ходу составляют от 0,75 до 0,65; относительные расходы воз- духа— от 1,05 до 0,25; относительные расходы топлива — от 15 до 60%. ,3начения КПД при половинной нагрузке находятся в пределах от 0,95 до 0,6 номинальных. J При повышении начальной температуры газов [или отношения (Tit/Tik)] на номинальном режиме мощность ГТУ возрастает, а расход, |Теплоты на холостом ходу практически не изменяется. Вследствие этого 169» ||'
относительные КПД высокотемпературных ГТУ при частичных нагруз- ках оказываются более высокими. В ГТУ, выполненных по сложным циклам, с несколькими подводами теплоты, существенное влияние на показатели установки при частичных нагрузках оказывает соотношение температур перед отдельными турби- нами. Для таких ГТУ каждая нагрузка меньше номинальной может быть получена при бесконечно большом (но не любом) сочетании тем- Та блица 6.1 Характеристики различных типов ГТУ при частичных нагрузках Характеристика Тип ГТУ ГТ-35 ГТА-18 ГТГ-12 ГТ-12М ГТ-25-1 ГТ-25-2 AKI0/I2 ГТ-12-3 Г ГУ-50 ГТ-100 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Мощность ГТу, МВт 32 16,8 12 11,4 24 23 10 13,6 43,5 105 Расход воздуха, кг/с 215 148 86,6 92 201 181 95 91.5 190 460 Коэффициент полезной работы 0.36 — — 0,35 0,265 0,295 0,36 ' 0,295 0,40 0,35 Суммарные потери дав- ления, % 6 — — 11 14,5 9 11,3 9 12 13 Степень регенерации, % Нет Нет Нет 65 79 Нет 90 66,5 0,70 Нет 0,65 Нет 0,79 Относительная темпе- ратура газов на хо- лостом ходу 0.65 — — 0,67 0,733 0,73 0,785 5774 0,58 0,71 Относительный расход 1,03 — —- 1,065 1,035 1,025 0,25 0,54 0,82 0,935 воздуха на холостом ходу 0,32 0,38 0.45 Относительный расход 0,31 0,36 0,23 0,50 0,62 0,45 0,15 теплоты на холостом ходу 0,70 Относительный КПД прн N=O,5 Nrom 0,77 0,735 0,81 0,67 0.61 0,70 0,965 0.76 0,72 ператур источников теплоты, из которых могут быть выбраны оптималь- ные по тем или иным признакам, например соответствующие максималь- но возможному КПД. В частности, в ГТУ с двумя подводами теплоты максимальный КПД на частичных нагрузках обеспечивается при сохра- нении номинального (предельно допустимого) значения температуры перед одной из турбин. Для установки ГТ-100, например, расходы тепло- ты в камеры сгорания равны , А^КСВД ~ @1ТВД ^КСВД’ ^КСНД~^1ТЦЦ Ф1КСНД" Из балансов энергии ^/твд=£>хтвдQ0XJI —(?2ГВД; ЛГ1-КВД=С2КВД- — <21КВД. Раскрывая значения/? —- Gcpnf и учитывая,! что NiTPa'~ + 4-Д^Мех, а Ф1КСВд — Огквд £Qoxл!и ^1кснд = ^2твд> после суммирования и приведения подобных членов получаем = А@ксвд А^кснд = /Тщ/ДЛтиД ^КВДСИп5кВД 4“ 4“ Дхл ТНДСР^2КВД 4~ ^^мех- Из этого выражения следует, что суммарный расход теплоты в ГТ-100 практически не зависит от температуры перед ТВД, при изменениях которой примерно одинаково изменяются С?1ТВд и (?2ТВД, в разные 170
Рис. 6.4. Сопоставление Показателей ГТУ при частичных нагрузках: а — относительная температура перед турбинами; б — относительный расход воздуха; в — относи- тельный расход теплоты; г — относительный КПД ГТУ стороны влияющие на расходы теплоты в КСВД и КСНД. Вследствие этого при любой заданной нагрузке он будет тем меньше, а КПД ГТУ тем больше, чем ниже соответствующая ей температура газов перед ТНД. На рис. 6.5 показаны соотношения температур га- зов перед турбинами, при которых в расчетных внеш- них условиях может быть получена мощность ГТУ, равная 70 МВт. Режимом максимальной экономично- сти является режим без сжигания топлива в КСНД, Рис. 6.5. Сочетания темпЬратур газов перед турбинами ГТ-100 и значения ограничивающих фа- кторов при Мл = 70 МВт 1—режимы нормальной работы при ^|ТГ,д ==»1023 К и гКНд^10^ 171
которому, однако, при нагрузке 70 МВт соответствует Т1твд~П00 К. Если ограничить температуру перед ТВД расчетным уровнем, КПД ГТУ составит примерно 26,2%. При снижении температуры перед ТВД, ко- торое ограничивается уменьшением запаса устойчивости КНД, КПД ГТУ снижается до 23—23,5%. В реальных условиях эксплуатации в установках сложных циклов и схем практически невозможно реализовать оптимальные программы уп- равления и использовать преимущества, свойственные теоретически та- ким ГТУ при частичных нагрузках. Это объясняется трудностями управ- ления агрегатами при меняющихся внешних условиях, имеющихся огра- ничениях по устойчивости компрессоров и горения в камерах сгорания, температурам газов, частотам вращения валов, а также при наблюдаю- щихся при эксплуатации загрязнениях турбомашин и аппаратов, уве- личении зазоров и утечек. Как видно из рис. 6.6, в действительности снижение нагрузки уста- новки ГТ-100 сопровождается снижением температур перед обеими тур- бинами (рис. 6.6,6). Доля теплоты, которая подводится в КСНД, сни- жается: вблизи номинальной мощности AQKCBfl/AQKCI^=2,2-^-2,4, на хо- лостом ходу 3—4 (рис. 6.6,а). Вследствие того что номинальная мощ- ность ТНД значительно больше мощности расположенного на одном валу с нею КНД (соответственно 180 и 80 МВт), режим холостого хода 172
реализуется при низких температурах газа перед ТНД (690—720 К) и значительных сбросах воздуха через антипомпажные клапаны за КНД (до 60—70 кг/с, рис. 6.6,в). Перепад температур в КСНД на холостом ходу составляет 60—80 К, частота вращения вала ТВД 3750— 4000 об/мин, температура газов перед ТВД 820—850 К- По мере набора нагрузки до 40—60 МВт, повышения температуры газов перед ТВД и увеличения частоты вращения вала высокого давления антипомпажные клапаны закрываются. При более высоких нагрузках ГТУ работает при практически постоянном расходе воздуха (рис. 6,в). Повышение мощ- ности достигается в результате роста температуры газов перед турби- нами; /7ТВД =3950—4100 об/мин^сопэГ Использование теплоты отработавших газов существенно повышает экономичность ГТУ во всем диапазоне нагрузок. Характерные зависи- мости тепловой производительности AQncB. КПД фф (1.32) и удельно- го расхода условного топлива ЬТф (1.33) для установок ГТ-35 (§ 5.4) показаны на рис. 6.3. Обеспечение устойчивости работы компрессоров является одним из важнейших требований к режимам ГТУ. Положение рабочих точек ком- прессоров на их универсальных характеристиках зависит от характери- стик сети (см. § 3.4). Для компрессоров простых и КВД сложных ГТУ они определяются прежде всего турбиной. Поскольку для рабочих режимов приведенный расход турбины (бУТ/Д)т== const, (gKz7ak г r1K gk Лт к (оУт/р)Кр cons к V Г1Т GT р2К (6.10) (6.10а) ек GK^: const yriT/riK. ЯШИ Из этих выражений видно, что прн неизменных отношениях Gk/Gt и рц/ргк •единственным воздействием, способным сместить рабочую точку к границе помпажа (увеличить ек/бк) или даже вызвать'помпаж компрессора, является повышение тем- пературы газов перед турбиной, как это показано, в частности, на рис. 6.2,а. Режим работы компрессоров низкого давления в .большей степени подвержен изме- нениям. Точно так же, как выше для КНД двухкомпрессорной ГТУ, можно получить G , / Лкнд скнд сквд Ат Аквд КНД - const екнд квд]/ Лт Сквд G1T (6.11) или Екнд/^кНд const)/Г1Т/Дкнд (1/Еквд)’ (6.11а) Помимо температуры перед турбиной, а также утечек и сопротив- лений трактов условия работы КНД сильно зависят от степени сжа- тия следующего за ним компрессора высокого давления. При расположении компрессоров на одном валу, когда они враща- ются с одинаковой частотой, снижение степени сжатия КВД и умень- шение запаса устойчивости КНД возможны при повышении темпера- туры воздуха после воздухоохладителя и загрязнении КВД, а в общем случае — также и при снижении частоты вращения , вала. Напротив, начальная температура газов меньше влияет на режим работы КНД, так как при ее повышении степень сжатия КВД возрастает по (6.10). Конечно, кроме отношений e/G запасы устойчивости зависят также и от положения границы устойчивости в координатах е, G, которое должно обязательно учитываться. При последовательной работе компрессоров, расположенных на различных валах, режимы их будут зависеть также от баланса мощ- ности свободного вала. При этом положение рабочей точки на харак- 173
теристике КВД ГТ-100, йапример, как и компрессора простой ГТУ со свободной силовой турбиной, не зависит от протекания изодром е = f (G)—_var, а также от показателей и условий работы первого ком- прессора (КНД). Повышение Лквд на 20 К и соответствующее снижение еквд при- водит к смещению рабочей точки КНД к границе помпажа на 7—10 %- Точно такое же изменение положения рабочих точек на характери- стике КНД происходит при одновременном снижении температур га- за перед турбинами до 925 К; рабочие точки КНД оказываются при этом в опасной близости к границе помпажа. Это обстоятельство де- лает необходимым открытие антипомпажных клапанов за КНД при снижении нагрузки и является одним из факторов, в силу которых на частичных нагрузках выгоднее поддерживать ^1ТВД> Лтнд- 6.2. ДИАГРАММЫ РЕЖИМОВ ГТУ Одновальные ГТУ простого цикла. Диаграмма режимов простой одновальной ГТУ показана на рис. 6.7. В качестве параметра при построении принята температура газов перед турбиной. Вместо нее можно выбрать другую контролируемую температуру газов, напри- мер за турбиной. Расчет и построение диаграммы проводят при по- стоянных значениях барометрического давления В и частоты сети f, а возможные изменения этих величин учитывают с помощью поправок и вспомогательных шкал (слева на рис. 6.7). Рис. 6.7 Диаграмма режимов установки ГТ-35 при работе на природном газе; п=3000 об/мин; Д=0-,1013 МПа В тех случаях, когда в тракте отработавших в турбине газов рас- полагаются теплообменные аппараты и имеются регулируемые дрос- сели, а сопротивление тракта может изменяться независимо от режи- ма ГТУ, диаграмму рассчитывают при постоянных потерях давления в этом тракте (например, Др*2т=0), а к значениям N'3Jl вводят по- правку (Лр*2т)- При расчетах, которые проводят для построения диаграммы режи- мов, определяют все параметры и показатели ГТУ. Кроме мощности 174
я расхода теплоты можно получить значения других величин при изменениях наружных условий и режимов работы агрегата. В част- ности, для оценки располагаемой теплоты отработавших газов и воз- можностей ее использования строят зависимости Q2T —-G2Ti2T, рас- хода G2t и температуры Т2т от температуры наружного воздуха и температуры газов или мощности ГТУ. Прямое построение диаграмм режимов одновальных энергетиче- ских ГТУ по результатам испытаний связано со значительными труд- ностями. При испытаниях легко получить зависимости всех парамет- ров и показателей ГТУ от электрической нагрузки при каких-то на- ружных условиях. Наиболее г важные из них—Т1Т, Т2т, AQKC= =f(N эл) обычно линейны (рис. 6.3 и 6.4). Установить эксперимен- тально зависимости показателей от наружной температуры практиче- ски невозможно. Изменение температуры наружного, воздуха в пе- риод испытаний значительно меньше ее сезонных изменений, а оценка их влияния по испытаниям, проведенным в разное время, недостаточ- но надежна, так как могут изменяться не только внешние условия, но и состояние ГТУ. Такие испытания и анализ, позволяющие разде- лить влияния внешних условий и состояния ГТУ, проводятся обычно при отработке головных образцов. С их помощью получают (или уточняют) характеристики элементов, необходимые для расчета диа- граммы режимов. В дальнейшем положение линий N3J1 = f (TIK) Tir=var в поле диаграммы считают неизменным, а возможные различия пока- зателей отдельных ГТУ или изменения их состояния при эксплуата- ции учитывают путем корректировки соответствующих этим линиям значений Гц по результатам испытаний. Для аналитического представления диаграммы ее проще всего раз- бить на отдельные участки по температуре наружного воздуха и опи- сать полу квадратичными уравнениями вида А?эл=А7'1т+^Т1К+С7’1Т7’1к+£). (6.12) Значения постоянных коэффициентов А, В, С и D рассчитываются на каждом участке по крайним точкам,, например 71Т=1043 и 873 К и Лк=273 и 293 К. Проверку точности производят для промежуточ- ных температур 7^=953 К и Г]к = 283 К. Погрешности аппроксима- ции не превышают 0,5 %. Расчеты и испытания показывают (рис. 6.3), что при неизменном состоянии ГТУ зависимости расхода теплоты от нагрузки с достаточ- ной для практики точностью можно для различных температур наруж- ного воздуха представить одной линией и описать уравнением AQkc —(6.13) ГТУ простого цикла с выделенной силовой турбиной. Значительно проще можно построить по результатам испытаний диаграмму режи- мов ГТУ простого цикла с выделенной турбиной полезной мощности. Так как баланс мощности компрессорного вала (валов) такой ГТУ определяется одной переменной — относительной температурой газов Лт/Лк, все режимы с постоянной относительной температурой будут подобными, а все отношения температур, давлений и расходов в цик- ле, приведенные расходы и располагаемая приведенная мощность си- ловой турбины бет СкУ7'1К PlK GK PlK. В sCT NsCT ут^в (6-14) на этих режимах — постоянными. 175 X
Рис. 6.8. Диаграмма режимов уста- новки ГТА-18 Строго говоря, для определения по- лезной мощности и КПД ГТУ необхо- димо учесть КПД силовой турбины, который кроме располагаемой мощно- сти зависит еще от ее приведенной ча- стоты вращения Нст/ КТют- При посто- янной частоте вращения и изменении наружной температуры на 60—70 К от- ношение (и/Со) ст на подобных по T’it/T'ik режимах может изменяться на 15%. В реальных условиях с учетом по- логой зависимости т\ст=} (и/с0) на ра- бочих (близких к номинальному) ре- жимах изменения КПД силовой тур- бины невелики и условие (Тп/ТУк) — =const достаточно для сохранения подобия по выходным показателям ГТУ: ее приведенной мощности Мэл/ УЛкД расходу теплоты AQkc/ УЛкВ и КПД т]=Мэл/А(2кс. Режимы работы ГТУ с выделенной турбиной полезной мощности регламентируются по чаоготе вращения компрессорного вала или ва- лов ик и температурам газов в турбине (Гывд и T'ict)’4™ показано на рис. 6.8, где в качестве параметра взята температура перед силовой турбиной, которая может быть надежно проконтролирована в экс- плуатации. Одновальные ГТУ с промежуточным охлаждением при сжатии. В ГТУ с промежуточным охлаждением при сжатии дополнительной независимой переменной в общем случае является температура ох- лаждающей воды (для газотурбинного цикла — температура перед КВД). При заданных барометрическом давлении и частоте сети ре- жим их работы определяется тремя температурами: У1КВД, Г1квд и 71Т. Методика построения диаграммы режимов одновальной ГТУ с промежуточным охлаждением при сжатии описана в [60]. При оборотном водоснабжении электрических станций температу- ра охлаждающей воды зависит от температуры и влажности атмо- сферного воздуха и изменяется при их изменении с некоторым запаз- дыванием. Зимой в холодных районах температура воды поддержи- вается на уровне, обеспечивающем эксплуатацию циркуляционного тракта без обмерзания. Для этих условий можно установить прибли- зительно однозначную связь температуры наружного воздуха и возду- ха перед КВД и построить диаграмму режимов такую же, как для ГТУ простого цикла. ГТУ с промежуточным охлаждением при сжатии и подогревом при расширении. Дальнейшее усложнение цикла ГТУ путем промежуточ- ного подогрева рабочей среды увеличивает количество независимых параметров, определяющих показатели агрегата. Для установок ГТ-100 при постоянных барометрическом давлении и частоте сети та- кими параметрами являются четыре температуры: Г,кнд, ДКвд, К]ТВД и Г1ТНд. Методика расчета и построения диаграммы режимов этой ГТУ описан# в [57]. Расчет проводится для рабочих режимов без сброса воздуха через АПК за КНД (МЭл>40ч-60 МВт). Допустимые запасы устойчивости КНД обеспечиваются при задании значений 6КНД на характеристике. 176
Частота вращения вала КВД — ТВД контролируется путем наложе- ния точек е’вд, бквд на характеристику. КВД или по зависимости ^квд = (лквд)‘ \ Общий вид диаграммы режимов, представляющей собой зависи- мость N~n — f (7.^„п , показан на рис. 6.9. На нем нанесены также линии /гтвд —var, позволяющие учесть ограничения по часто- те вращения свободного вала. Приведенные на рис. 6.9,а зависимо- сти справедливы при номинальных значениях температуры перед ТВД и КВД. Графики для определения поправок к и лтвд при изме- нениях Т1ТВД и Т1КВД приведены на рис. 6.9,6 и в. Рис. 6.9. Типовая характеристика установки ГТ-100: ° — N9„~f (^КНД- ЙТНДН 6 — &N=f (<1ТВД- ЧКВД): в —(*]ТВД> йквд) Изображенные на рис. 6.9 диаграммы можно представить аналитически с помощью уравнений, аналогичных (6.12) Так, например, типовая диаграмма режимов установки ГТ-100-3, построенная по результатам подробных расчетов переменного режима на ЭВМ с использованием опытных характеристик ц показателей отдельных турбомашин, при расчетных барометрическом даагении 6=1013 кПа и частоте сети f=50 Гц, темпе- турах газов перед ТВД Г1ТВД=Ю23 К и воздуха перед КВД Г1КВД=288 К, аппро- ксимируется уравнением = 0,40.399Г1ТНд + 0,190277’1КНД-0,75714. - 143,85, (6.15) Поправки на изменение температуры газов перед ТВД и воздуха перед КВД, МВт, приближенно определяются из выражения ДМ = 0,16167’1ТВД —0,112077’1КВД — 0,2000- Ю~371твд7'1квд — 74,12 (6.16 ), Погрешность, связанная с тем, что слабая зависимость этой поправки от уровня мощ- ности при Мэл <80 МВт не учитывается, не превышает ±0,2 МВт. 12—238 . 177
Отклонения барометрического давления (мбар) и частоты сетй (Гц) от принятых при расчете значений учитываются соответствующими поправками, так что ^ЭЛ= (<л + ^){1 +[(В/1013) - 1] vM(f/50) - 1] 1,15}. Типовые зависимости частоты вращения вала ТВД, об/мин, аппроксимируются уравнением «твд = 11,793Г1ТВД + 19,635Г1КВД- 22,778-10-3 Т^дТ^д- 2,0007^- 4770. (6.17) От 7’1КНд> В и f частота вращения вала ТВД не зависит. Для конкретных ГТУ зависимости мощности и частоты вращения вала ТВД от определяющих температур остаются такими же, а изменение численных значений этих величин при разных состояниях ГТУ учитывается свободным членом соответствующе- го уравнения. Правильность этого допущения подтверждена расчетами и испытаниями. Разумеется, при построении диаграммы режимов мощность ГТУ и частоту вращения ТВД можно представить в функции температур на выходе из турбин, которые измеряются легче, а’ также температуры охлаждающей воды. Аналогично диаграмме мощности можно построить зависимость суммарного расхода теплоты SAQKC = дСцсвд + Д0кснд от опреде- ляющих температур. Выше было показано, что при постоянной мощ- ности работы теплоты и КПД установок типа ГТ-100 могут значитель- но изменяться в зависимости от температуры газов перед ТНД, при которых эта мощность реализуется (рис. 6.5). В действительности с учетом ограничений, налагаемых на режимы ГТУ действием системы регулирования, соотношения определяющих температур изменяются при постоянной нагрузке не столь- существенно, чтобы это заметно сказывалось на.расходе теплоты. Зависимость его от нагрузки мож- но поэтому принять однозначной и описать формулой 2Д(ЭКс=149+205#эл. (6.18) Более точный результат можно получить, корректируя зависимости AQkc=/(Л^эл)* для каждой ГТУ по результатам и-спытаний. 6.3. ОЦЕНКА ИЗМЕНЕНИЙ РЕЖИМА С ПОМОЩЬЮ МЕТОДА МАЛЫХ ОТКЛОНЕНИЙ Для количественной оценки влияния небольших изменений состояния и режимов работы ГТУ на ее параметры и показатели, а также для решения некоторых других эксплуатационных задач целесообразно пользоваться коэффициентами влияния, рассчи- танными с помощью метода малых отклонений. При этом приращение функции заме- няется ее дифференциалом du Ly dy х Lx Ly=^----Lx или ёу =----------------------= Кёх, (6.19) dx у dx у х а коэффициент влияния (dy/dx) (х/у) —К вычисляется при заданных первоначальных значениях х0 и у0. При использовании метода малых отклонений решение системы исходных нели- нейных, достаточно сложных уравнений, описывающих состояние газотурбинной уста- новки, заменяется решением системы линейных уравнений, связывающих изменения па- раметров. Применяя его, можно получить явные аналитические зависимости изменения исходных и конечных величин. Составив один раз основные уравнения в малых откло- нениях, можно с их помощью решать разные задачи. Линеаризация обычных уравнений, связывающих параметры установки, ее мощ- ность и расход топлива, несложна. Основные приемы (последовательное логарифмиро- вание и дифференцирование) подробно рассмотрены в [60, 101]. 178
При проведении расчетов методом малых отклонений в качестве исходного для со- ставления линеаризованных уравнений выбирается характерный режим работы ГТУ, на котором все параметры рабочего процесса, расходы рабочего тела и теплоты, мощ- ности турбомашин и выходные показатели невестин и увязаны между собой. Можно получить аналитические выражения для наиболее сложных коэффициентов влияния, по практически удобнее и нагляднее оказываются численные решения для каждого опре- деляющего фактора, к числу которых относятся внешние, с помощью которых задается режим работы ГТУ (температуры воздуха и газов на входе в турбомашины, охлаж- дающей воды, частота сети и т. д.), и внутренние, отражающие состояние агрегата (КПД турбомашин, потери давления в трактах, утечки и расходы на охлаждение). Обычно изменения определяющих факторов принимают независимыми одно от другого. В случае необходимости можно, конечно, учебть имеющиеся в действительно- сти связи, например изменение КПД компрессора в зависимости от режима пли темпе- ратуры перед КВД в зависимости от наружной температуры и т. д. Суммарное изменение показателей ГТУ определяется как сумма частных изме- нений: бЛ'ГГу = (бЛ'/б7'1К)б7’1к+(бЛ^/бПт)б'Пт+ .... (6.20)' Коэффициенты влияния., рассчитанные венных ГТУ, приведены в приложении 6. для рабочих режимов некоторых отечест- Рис. 6.10. Изменения коэффициентов влия- ния для ГТ-100 в зави- симости от нагрузки: г/Уэл/М'1ТВД~~ЬЛ^л/г7’1КВД~ ~ ЬЛ^эл/г,1тдв“8ЛГэл/1,>квд; 2~ 8Л,эл/8Г1Кнд; 3 — ъкэл/ът 1тнд ; <с1тнд/°1твд); 5~ Мэ.1/Ъ <С1ТВД/СКВД>; 6— Несмотря на существенные отличия в параметрах исходных режимов и характе- ристиках турбомашин разница в коэффициентах влияния при одинаковых нагрузках сравнительно невелика. Зависимости некоторых из них от нагрузки приведены на рис. 6.10. При снижении нагрузки коэффициенты влияния температур, КПД турбома- шин, утечек и т. д. на мощность ГТУ возрастают, а коэффициенты влияния тех же величин на расходы теплоты остаются примерно постоянными. Примером практического использования коэффициентов влияния может служить количественная оценка с их помощью причин изменения мощности ГТУ, сделанная ниже, в табл. 8.6. Применяя метод малых отклонений -во всех случаях, когда зависимость между величинами, входящими в исходные уравнения, не является линейной, приходится счи- таться с погрешностью расчета, которая будет тем больше, чем больше сами откло- нения. Опыт показывает, что возникающие вследствие линеаризации погрешности опреде- ления мощности ГТУ не превышают, как правило, 0,5 %, если отклонения основных определяющих факторов 6Tit, ЬТщ, 6т]т, бт]к, 6(Gt/Gk) <3 %. При одновременном изменении нескольких из них сумма модулей этих изменений, а также результирующее отклонение мощности не должны быть больше 7—10 %. 12* 179
6.4. РАБОТА ГТУ НА ПУСКОВЫХ РЕЖИМАХ Оптимизация пуска ГТУ — сокращение мощности пускового уст- ройства и количества потребляемой им энергии, снижение темпера- тур газа перед турбинами, уменьшение расхода топлива на пуск и т. п., а также сокращение времени, необходимого для разворота аг- регата до холостого хода, — не только улучшает такие эксплуатацион- ные качества ГТУ, как маневренность и надежность, но и существен- но влияет на экономические показатели установки. Это особенно важ- но для пиковых ГТУ большой мощности, которые должны быстро ’и часто пускаться. „ Процесс пуска ГТУ принято делить да три этапа. 1. Разворот вала турбогруппы с помощью пускового устройства, г потребляющего постороннюю энергию (собственного электрического генератора, работающего в режиме двигателя, электродвигателя, па- ровой или воздушной турбины, дизеля или небольшого ГТД), до ча- стоты вращения, при которой зажигается топливо в камере сгорания, затем подача и воспламенение топлива. Мощность пускового двига- теля затрачивается на привод компрессору и преодоление механиче- ских потерь. Режимы работы турбины настолько отличаются от рас- четных, что мощность ее близка к нулю, а иногда даже отрицательна. Так как необходимая мощность пускового двигателя быстро рас- тет с увеличением частоты вращения (Мод = Ап2'5'3), для уменьше- ния ее целесообразно производить зажигание топлива при минималь- но возможных частотах вращения. Напротив, эффективное распыли- вание и горение жидкого топлива, а также регулирование его подачи обеспечить тем легче, чем больше его расход. Это требует увеличения расхода воздуха и частоты вращения вала ГТУ. В итоге зажигание топлива производят обычно при частоте вращения вала, равной 20— 35 % номинальной. Необходимая мощность пусковых устройств зави- сит от цикла и схемы ГТУ, характеристик компрессоров, технологии пуска и специальных устройств, обеспечивающих процесс пуска: числа и расположения АПК, поворотных венцов лопаток, особенностей топ- ливораспределения и т. д. Она может составлять от 1 до 6—8 % по- лезной мощности ГТУ. В зависимости от типа и КПД пусковых уст- ройств необходимая для их питания мощность может быть еще в 2 раза больше. 2. Разворот ГТУ до режима самоходности. После воспламенения топлива и повышения температуры газов перед турбиной мощность ее становится положительной, но еще недостаточной для самостоя- тельного ускорения - вала. Повышение частоты его вращения осуще- ствляется на’этом этапе с помощью турбины и пускового устройства, I доля мощности которого с ростом расхода и давления в цикле и по- вышением КПД турбомашин постепенно уменьшается. Разгрузка и отключение пускового устройства производятся на режимах с запа- сом мощности турбины, достаточным для компенсации возможного ухудшения состояния ГТУ и изменения внешних условий. Самоход- ность одновальных ГТУ обычного типа достигается при п~ = (0,6—5—0,8)«ном, ГТУ со свободной силовой турбиной — при п= = (0,44-0,55) /гном. Преждевременное отключение пускового устрой- ства может привести к нарастающему снижению частоты вращения вала, росту температуры газов и попаданию компрессоров в помпаж. 3. Разворот ГТУ до холостого хода, т. е. до номинальной частоты вращения вала электрического генератора, при которой производится .180 4
его синхронизация и включение в сеть. На этом этапе пуска мощ- ность турбины уже достаточно велика для вращения компрессора и быстрого ускорения ротора. Вследствие повышения КПД турбомашин и закрытия (или прикрытия) АПК, через которые при пониженных частотах вращения сбрасывается значительная (30—50 %) часть за- сасываемого компрессором воздуха, температура газов перед турби- ной к холостому ходу обычно снижается. Специфическими особенностями ГТУ, / затрудняющими их запуск, являются большие затраты мощности на сжатие воздуха в компрес- сорах и необходимость согласования характеристик турбомашин на режимах, далеких от расчетных. Таблица 6.2. Пусковые характеристики ГТУ Показатель ГТ-35 ГТ-25 ГТ-12-3 ГТУ-50 ГТ-100 ТВД | ТНД ТВД 1 ТНД ТВД ТНД Показатели пускового двигателя Потребляемая мощность У'цд, кВт 1700 3400 950 850 2700 0 Мощность, передаваемая на вал, 1000 1800 500 540 1500 1100 1000 0 Мщ. «В7 Относительная мощность Мрд/М, % 3,2 7,5 ,7 1,0 1,0 0 кВт Удельная мощность Лцд/G, ,с 4,7 9,0 11,5 13,7 2.2 0 Наибольший момент Л1Пд, кН;м 7,2 11,0 3,65 2,45 6,7 7,1 7,0 0 Относительный момент Л1цд, °/> 7,2 14 8,7 5,8 4,8 5,1 2,2 0 Максимальные за время пуска значения параметров Температура газов 1макс, °C 450 560 435 510 610 520 520 450 Относительная температура 7'мжс 0,7 0,86 0,77 0,85 0,82 0,76 0,78 0,71 Отношение расходов (GK/GT)MaKC 1,4 2,5 2, 35 5 .0 1, 4 Параметры на режиме самоходности Относительная частота вращения п 0,7 0,77 0,8 0,95 0,82 0,86 0,65 Относительный расход газов Gcc 0,5 0,34 0,49 0, 41 0,17 .— Температура газов tc, °C 450 560 425 425 610 520 400 350 Относительная температура Тс 0,7 0,86 0,76 0,76 0,82 0,76 0,66 0,61 Отношение расходов (GK/GT)C 1,3 2,2 1, 3 1 ,8 1,0 1,4 Параметры на режиме зажигания Относительная частота вращения п 0,1 0,3 0,36 0,38 0,1 0.3 0,37 0,12 Относительный расход газов G 0,07 13,5 0,085 0,05 0,06 0,06 Мощность пускового двигателя 200 1000 350 280 100 400 700 0 ^"пд> кВт Момент пускового двигателя 6,5 10,8 3,1 2,4 3,3 4,3 4,7 ЛР'цд, кН’М •Относительный момент °/о 6,5 13.5 7,4 5,7 2,4 3,1 1,4 0 Пусковые характеристики некоторых отечественных ГТУ приведе- ны в табл. 6.2. Момент и мощность пускового устройства и характер- ные параметры отнесены к фактическим показателям номинального режима. Отношение Gk/Gt характеризует сумму сбросов через АПК- 'Типичные зависимости параметров от частоты вращения при пуске одновальной ГТУ типа ГТ-35 показаны на рис. 6.11. Для разворота ее при пуске использовались 181
паровая турбина, представляющая собой двухвенечное колесо скорости, или асинхрон- ный электродвигатель с фазным ротором. Чтобы облегчить процесс пуска, осуществ- ляется выпуск части сжатого воздуха через АПК, расположенные за третьей (АПК1) и восьмой (АПКП) ступенями компрессора. Для разворота холодной, без зажигания топлива ГТУ требуется следующая мощность: • Частота вращения, об/мин........................ 300 600 900 1200 Мощность пускового двигателя, кВт............... 100 400 1000 2000 После зажигания топлива при п =300—600 об/мин подъем частоты вращения при- мерно до 2000 об/мин с умеренной скоростью (примерно 15 мин) может производить- ся при температурах газов перед трубиной, не превышающих при стандартных внешних условиях (7нар=288 К) 625—675 К и ^пд^0,7-т-1 МВт (рис. 6.11). При 900 об/мин мощность, потребляемая компрессором (Л//к~650 кВт), уже в значительной мере обес- печивается турбиной (У,т~500 кВт, Мцдя^ЗЗО кВт). КПД турбомашин при этом составляет г]т—т]к=Д>0—70 %. Хотя последняя ступень турбины и при более высоких частотах вращения практически не производит полезной работы или имеет очень низ- кий КПД, это обстоятельство мало влияет на КПД всей турбины, так как основная Рис. 6.11. Зависимости параметров установки ГТ-35 от частоты вращения пря пуске 1 — отключение пусковой турбины (режим самоходности) часть ее теплоперепада срабатывается в первых ступенях с достаточно высокими КПД, а доля теплоперепада, приходящегося на последние ступени, невелика. В начале пусков из холодного состояния вследствие прогрева металла турбины процесс расширения газа происходит с отводом теплоты. Возникающие из-за этого изменения показателя политропы расширения и условий течения газа могут быть зна- чительными, но при небольших степенях расширения они мало влияют на работу турбины. 182
С повышением частоты вращения мощности компрессора и газовой турбины быстро растут, достигая при 2000 об/мин 10—11 МВт. При такой мощности отключение пуско- вой турбины вызывает повышение начальной температуры газов на 50—80 К. Сущест- венного изменения режима работы компрессора при этом не происходит, а КПД тур- бины несколько возрастает. Открытие АПК1 и АПКН при «<0,70-^0,75 не приводит к существенным измене- ниям температуры газов или мощности пусковой турбины. Это объясняется повышением КПД процесса сжатия при увеличении расхода воздуха через первые ступени компрес- сора, вследствие которого мощность, потребляемая компрессором при постоянных рас- ходе воздуха на выходе и степени сжатия, может даже уменьшаться. Закрытие АПК1 и АПКП начинается при п=к1800 и заканчивается при 2600 об/мин. При такой про грамме закрытия АПК для обеспечения работы компрессора без повышенных пульса- ций давления в проточной части не требуется регулирования входного направляющего аппарата или сброса воздуха из выходного трубопровода. Обеспечение самоходности ГТУ возможно при н^1800 об/мин. Отключение пуско- вого устройства при более низкой частоте вызывает уже заметное повышение темпе- ратуры газов, тем более быстрое, что для сохранения нормальных запасов устойчиво- сти компрессора одновременно приходится увеличивать количество сбрасываемого через АПК воздуха. Приведенные на рис. 6.11 показатели характеризуют стационарные режимы ГТУ. Для ускорения вала необходим некоторый избыток кру- тящего момента ДМ=/(Дп/Дт)А (6.21) где I — момент инерции всех роторов; Дп/Дт— угловое ускорение; А — коэффициент пропорциональности. Создание избыточного момента для сокращения времени разворо- та вала ГТ-35 до 2000—2100 об/мин с 15 до 3—4 мин требовало при испытаниях увеличения мощности пусковой турбины до 1,8—2 МВт и повышения температуры газбв примерно до 750 К- Разворот вала ГТУ с 2000 до 3000 об/мин производится за короткое время. При больших абсолютных значениях мощностей компрессора и турбины (от 10—11 до 40—50 МВт) необходимый для этого избыток мощности и момента вращения обеспечивается небольшим повышением темпе- ратуры газов по сравнению с ее значениями на равновесных режимах. При более высоких расчетных степенях сжатия и малом диапазо- не устойчивой работы первых ступеней компрессора, когда через АПК приходится сбрасывать значительно большее количество воздуха (ГТ-25 в табл. 6.2), необходимая мощность пускового двигателя и температура газов перед турбиной возрастают. Выполненные на установке ГТ-25-700-1 исследования показали, что при возможных в эксплуатации изменениях внешних условий и состояния отдельных элементов ГТУ изменения положения рабочих точек компрессоров относительно границ помпажа при пуске могут достигать 10—12 % по расходу, а изменения температуры перед тур- биной—-10—14 % [61]. Их нужно учитывать при отработке режимов пуска. Несмотря на неблагоприятное влияние повышения степени сжатия на пусковые характеристики в современных одновальных ГТУ единич- ной мощностью 50—100 МВт при начальной температуре газов 1250— 1350 К и степенях сжатия 10—14 пусковая мощность не превышает, как это видно из табл. 6.3, 1,5—2,5 % полезной мощности ГТУ или 1,3—1,8 % мощности компрессора на номинальном режиме. Разворот вала до номинальной частоты вращения при такой пу- сковой мощности и умеренных температурах газов Т1т< 8004-850 К осуществляется за 4—10 мин. Беспомпажная работа компрессоров и • 183
Таблица 6,3. Пусковые характеристики мощных одновальных ГТУ Характеристика Фирма-нзтотовитель и тип ГТУ (см. приложение 1) „Дженера л Электрик* .Вестингауз" „Броун Бозерн* КВУ М9001В М7001В W501A WI10I 13Д 11В V93-2 V94-1 Мощность пускового устройства, МВт Отношение Апд/^/К 1,3 1.25 0,7 1.1 0,9 0,9 1,85 1,45 — 0,9 1,5 1,35 1,4 2.6 1,75 Тип чускозого устрой- ства Число сбросов воздуха из компрессора Частота вращения пус- ковой турбины прн зажигании топлива, об/мин Частота вращения в режиме самоходно- сти, об/мнн Продолжит ельнос т ь пуска до холостого хода, мнн Продолжительность нормальною нагру- жения, мнн Продолжи тел ьиос i г? ускоренного нагру- жения, мнн Наличие поворотного ВНА Д. Э 2400 8—10 16 4 Д, э, п 2 360—1200 2300 8—10 Л 2 850 8—15 15 2 1а Э 500—700 2400 8—10 СЧ, д, э 3 • 550 1900 6-11 10—15 2 сч.д 2200 СЧ, Д, 2 750 2100 4—5 4 2 Нет Э СЧ, Д, Э 2 750 2100 4—5 8 3 Примечание. Д—дизель, Э—электрический двигатель. П—паровая турбина. СЧ—статический' преобразователь частоты. экономичность запуска обеспечиваются выпусками воздуха через два- три АПК из промежуточных ступеней, а также прикрытием входного направляющего, аппарата компрессора, который на многих ГТУ вы- полняется поворотным. Необходимые при различной скорости пуска одновальных ГТУ мощности пусковых устройств показаны на рис. 6.12. Рис. 6.12. Мощности, необходи- мые для запуска одновальных ГТУ: 1 — длительный (5—8 мнн) разворот; 2 — пуск за 2—5 мнн; 3—ускоренный пуск (<2 мии) л Пусковые характеристики многоваль- ных ГТУ определяются их схемой. В ГТУ, выполненных по прямым схемам (типа ГТ-100), наличие выделенного (свобод- ного) компрессорного вала, на котором расположены сравнительно более легкие и имеющие меньшие геометрические раз- меры турбомашины высокого давления, существенно облегчает запуск. Свобод- ный вал легко разворачивается до часто- ты вращения п==0,5п„<)М независимо от состояния и условий работы вала низкого давления. Это позволяет обойтись без. пускового устройства на валу низкого' давления, который раскручивается пото- ком газа, генерируемого блоком высокого давления, уменьшает сбросы воздуха че- рез АПК за КНД и обеспечивает умерен- ный уровень температур газа перед тур- бинами на пусковых режимах. В установках ГТ-100, например, разворот для зажигания топлива в камерах сгорания производится пусковой паровой турбиной, кото- рая соединяется с валом КВД — ТВД (ВД). Мощности около 1 МВт достаточно для враще- 184
ния вала КВД—ТВД с частотой 1600—1650 об/мин. Собственное вращение ротора КНД—ТНД, прокручиваемого валоповоротным устройством, начинается при пТВд = =500-^900 об/мин. Надежное зажигание топлива в КСВД при приемлемом повышении температуры (400—150 К) возможно при частотах вращения вала ТВД от 800 до 1500 об/мин, а'в КСНД—даже до 1800—2000 об/мин. Дальнейший разворот ГТУ происходит путем увеличения подачи топлива в КСВД. Режим самоходности реализуется при 'ятнп~2500 об/мин (пквд =0>62-=-0,65). Общая продолжительность работы пуско- вой турбины составляет 7—10 мин, на один запуск затрачивается около 5 т пара. После отключения пусковой турбины температура газов перед ТВД повышается на 100—150 К, но составляет всего 670—720 К. Турбомашины высокого давления рабо- тают с достаточно высокими КПД: т;КВд 80"/о, v;TB„ 84%, их мощности Атвд = МВт. Частота вращения вала ТНД составляет 700—900 об/мин; екнд=^:1>1; Етнд К2; =/Удцц1,5 МВт; Чтид ^т<кнд-^75%. Через АПК за КНД сбрасывается 20—25 кг/с воздуха. Возможно снижение частоты вращения в режиме •самоходности до 2000 об/мин. Уровень температуры перед ТВД при этом остается практически постоянным, однако запасы устойчивости в рабочих точках КВД умень- шаются, а срывные динамические напряжения на лопатках возрастают. , Существенное влияние на характеристики самоходных режимов- оказывают внеш- ние условия и состояние элементов ГТУ. Для того чтобы прн постоянных открытиях АПК сохранить частоту вращения- валов в случае снижения КПД обеих турбин на 3%, потребуется повысить температуру газов на входе в них на 20—25 К- Повышение температуры перед КВД на 20 К приводит к росту температуры до ТВД на 30—35 К, а до ТНД—-даже на 80—100 К- В реальных условиях, когда выдерживаются опре- деленные соотношения расходов топли'ва в КСВД и КСНД, столь существенного по- вышения температуры перед ТНД не происходит. Вместо этого частота вращения вала ТНД снижается примерно на 100 об/мин. Рис. 6.13. Пусковые характеристики установки ГТ-100 а — диаграмма пуска н нагружения ПУ; б — зависимость параметров от частоты вращения ТНД, 1 — открытие регулирующего клапана пусковой турбины, начало вращения: 2— зажигание топли- ва в КСВД; 3 — зажигание топлива в КСНД; 4 — режим самохоХности; 5 — номинальная частота вращения электрогенератора; 6— включение в сеть; 7—«завершение автоматического нагруже- нйя ГТУ 185
Изменения температуры перед КНД мало влияют на температуры газов. Это объ- ясняется общей для всех ГТУ с двумя последовательно работающими компрессорами закономерностью, согласно которой все изменения, вызывающие при пуске рост степени сжатия КВД по сравнению со степенью сжатия КНД и, следовательно, уменьшение относительного количества воздуха, сбрасываемого через АПК, снижают среднюю температуру газов перед турбинами. Такие изменения, сопровождающие повышение температуры перед КНД, компенсируют его неблагоприятное влияние. Это позволяет, в частности, сбрасывать сжатый в КНД и имеющий повышенную температуру воздух через АПК во всасывающий воздухопровод, достигая таким путем более рациональной компоновки. Диаграмма пуска установки ГТ-100 показана на рис. 6.13,а, зави- симость основных параметров от частоты вращения вала ТНД — на рис. 6.13,6. При л-гвд «3100 об/мин начинается закрытие АПК, так что запас устойчивости КНД поддерживается на уровне гкнд « ~ 304-40 %. Средние значения температуры газов не превышают: до ТВД 820, до ТНД 720—770 К- Основная часть топлива подводится на пусковых режимах в камеру сгорания высокого давления. Расход топлива в КСНД определяется из условий устойчивого горения таким образом, чтобы повышение температуры в ней составляло 80—100 К и не оказывало существенного влияния на пусковые характеристики ГТУ. Минимальные запасы устойчивости КВД при пквл =0,64-0,7 со- ставляют около 25 %. Режимы холостого хода =3000 об/мин) могут быть реализованы при 3550 <ДдТвд <4050 об/мин. Время пу- ска до включения электрического генератора в сеть составляет 20 мин, расход топлива на запуск 1,5—2 т. Для разворота двухвальных установок перекрестных схем (КНД приводится во вращение ТВД) необходимы пусковые двигатели на каждом валу, а минимальные мощности пусковых двигателей и тем- пературы газов перед турбинами обеспечиваются при примерно оди- наковых частотах вращения валов. Выгоды разделения валов в них не используются. ГЛАВА СЕДЬМАЯ УПРАВЛЕНИЕ РЕЖИМАМИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ГТУ 7.1. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К СИСТЕМАМ УПРАВЛЕНИЯ Изменение режима работы ГТУ осуществляется изменением рас- хода топлива в камеру (камеры) сгорания, которое может сопровож- даться изменениями углов установки лопаток и размеров каналов, сечения АПК, а при пусках — мощности пускового устройства. Изменения состояния ГТУ при пусках и нагрузки на рабочих ре- жимах могут происходить очень быстро. Чтобы обеспечить при этих изменениях безопасную, а еще лучше оптимальную работу оборудо- вания и выработку электрической энергии требуемой частоты, необ- ходЛю быстро и согласованно изменять подачу топлива и действие устройств, влияющих на режим. Это возможно только средствами ав- томатического управления. Необходимая последовательность операций при пусках и остано- вах осуществляется обычно по определенной программе с помощью 186
автоматических систем дискретного управления. Команды вырабаты- ваются с учетом времени и завершенности предыдущих операций и информации о режимах работы ГТУ. Они передаются на участвующие в процессе пуска или останова станционные системы и оборудование, а касающиеся непосредственно ГТУ реализуются через ее собственную систему регулирования в соответствии с частотой вращения вала ГТУ, расходами и давлениями воздуха; взаимосвязанные операции согла- суются по времени. Система непрерывного регулирования ГТУ обеспечивает [73]: устойчивое поддержание заданной электрической нагрузки и плавное, без толчков, изменение режима работы ГТУ; устойчивую работу ГТУ на холостом ходу при номинальной частоте вращения электрического генератора; удержание частоты вращения ротора, не вызывающей срабатывания автомата безопасности, при мгновенном сбросе макси- мальной нагрузки; поддержание температуры газов перед турбиной на требуемом уровне и ограничение ее ниже предельного значения, при котором срабатывает аварийная защита; надежную работу ГТУ на пусковых режимах и останов в аварийных ситуациях; беспомпаж- ную работу компрессоров. Регулируемые величины и корректирующие параметры: частоты вращения, температуры газов, давления и перепады давления, нагруз- ки — измеряются датчиками, сигналы которых перерабатываются в импульсной части системы (собственно регуляторах) в соответствии с ее настройкой и заданиями, которые вводятся в систему автоматиче- ски или1 оператором. В результате вырабатываются команды, кото- рые после усиления передаются на исполнительные органы систем топливораспределения, управления антипомпажными клапанами, пу- сковыми устройствами и т. д. По этим командам изменяются расходы топлива, сбросы воздуха и мощность пускового устройства, так чтобы обеспечить требуемые режимы работы ГТУ. Значения расходов топ- лива зависят от перепадов давления на газораздающих насадках или форсунках жидкого топлива, которые определяются положением ре- гулирующих клапанов. Основным регулируемым параметром на действующих отечествен- ных ГТУ является частота вращения вала электрического генератора, а иногда и свободных валов ГТУ. При работе ГТУ на отдельного потребителя или небольшую сеть из нескольких потребителей создаваемая ими нагрузка должна рав- няться развиваемой агрегатом мощности. Изменения нагрузки при постоянных расходе топлива и располагаемой мощности ГТУ вызы- вают противоположно направленные изменения частоты вращения. Их можно использовать в качестве признака, характеризующего соот- ветствие мощности и нагрузки, для регулирования мощности по ча стоте вращения вала, на котором находится электрический генератор, при изменениях нагрузки от нуля до ее максимального значения. В системах регулирования энергетических ГТУ применяются ме- ханические (центробежные), гидравлические и электрические датчи- ки частоты вращения; гидравлические, пневматические или электри- ческие усилители и исполнительные механизмы (сервомоторы). Усиле- ние сигнала достигается в них за счет подводимой извне энергии: масла или других рабочих жидкостей под давлением, сжатого воз- духа, электрической энергии. Конструкции центробежных и гидравли- ческих регуляторов, измерителей давления, систем гидравлического усиления и сервомоторов аналогичны применяемым в паровых турби- нах. Системы регулирования частоты вращения подробно исследова- 187
ны и доведены до высокой степени совершенства [36 и др-|- Точность систем регулирования характеризуется степенями неравномерности и нечувствительности. Степень неравномерности — это относительное изменение частоты вращения при медленном изменении нагрузки от нуля до номиналь- ной: б (Их.х Ином) /Ином:=: (Wx.x (Оном) /(Оном- Абсолютное изменение частоты вращения Дн=Их.х — ином называв ют неравномерностью или статизмом регулирования скорости, а зави- симость частоты вращения от мощности, показанную на рис. 7.1, — статической характеристикой регулирования. Для того чтобы при из- менении частоты в сети нагрузки примерно одинаково воспринимались всеми работающими агрегатами, неравномерности их систем регули- рования должны быть близкими; в соответствии с [73] 6=4,5+0,5 %- Рис. 7.1. Статическая характеристика регулиро- вания частоты вращения Наклон статической характеристики на разных участках неодина- ков. Она круче вблизи холостого хода и номинальной нагрузки, где особенно необходима устойчивая работа. Значения местных степеней неравномерности в произвольных точках статической характеристики должны находиться по [18] в пределах 2,5<бм<6 %: этим диапазо- ном характеризуется допустимая нелинейность статической характе- ристики. Степень нечувствительности (рис. 7.1,А)—это возможная относи- тельная погрешность поддержания частоты вращения при одной и той же нагрузке или, иными словами, то изменение частоты, которое не- обходимо для того, чтобы началось перемещение исполнительных ор- ганов и режим работы ГТУ начал изменяться. Ее численной харак- теристикой является величина в= (Дщ+Длг)/^, где Дп1=П1—п0 — увеличение, а Дп2=П2 — п0 — уменьшение частоты вращения, минимально необходимые, чтобы вызвать движение исполнительных механизмов. Степень нечувствительности регулирования частоты вра- щения вала, на котором находится электрический генератор, не долж- на превышать 0,2 % номинальной частоты вращения [18]. При работе ГТУ, управляемой регулятором скорости, возникает необходимость в изменении частоты вращения при постоянной нагруз- ке (при работе на изолированную сеть) и изменении мощности при постоянной частоте вращения (в емкой энергосистеме). Кроме того, закономерные изменения расхода топлива и частоты вращения необ- ходимы при пусках ГТУ, когда регулирование скорости не действует 188
Такие изменения осуществляются вручную или автоматически воз- действием на механизм. управления, выдающий сигнал, аналогичный сигналу регулятора скорости, но зависящий от этого воздействия. При одновременной работе сигналы, поступающие от регулятора скорости и механизма управления, являющегося задатчиком частоты вращения или нагрузки, вычитаются, а их разность усиливается и служит коман- дой для исполнительных механизмов. Согласование мощности, развиваемой ГТУ, с нагрузкой, создавае- мой потребителями электрической энергии на стационарных режимах, необходимо, но не достаточно для эффективного регулирования. При внезапных мгновенных изменениях нагрузки или других внешних воз- действиях система регулирования должна поддерживать частоту вра- щения в пределах, приемлемых для потребителей, и исключать воз- можность опасного для оборудования изменения параметров, возник- новения состояний, препятствующих продолжению работы (например, срыва пламени), или незатухающих колебаний, недопустимых для нормальной эксплуатации. В соответствии с [18] регулирование частоты вращения и управле- ние. подачей топлива считаются устойчивыми, если двойная амплитуда неза/ухающих колебаний, вызванных устройствами регулирования и топливораспределения, при установившейся нагрузке не превышает: при работе на изолированную сеть — 0,4% частоты вращения силового вала, при параллельной с другими агрегатами работе на общую сеть — 8% номинальной мощности ГТУ. Динамические свойства мощных энергетических ГТУ простого цикла определяются в основном моментом инерции ротора и изменениями крутящих моментов на валу электрического генератора, компрессора и турбины при изменениях частоты вращения. Для того чтобы при по- стоянном расходе топлива (без участия регулирования) ГТУ, получив- шая начальное возмущение и выведенная из состояния равновесия, воз- вращалась к нему, т. е. обладала бы собственной устойчивостью (само- регулированием), сумма моментов сопротивления компрессора и элек- трического генератора должна.при изменениях частоты вращения из- меняться больше, чем момент, развиваемый турбиной. Это условие обычно выполняется для ГТУ разных циклов и схем на режимах, уда- ленных от границ помпажа и самоходности. Уменьшение инерции ротора и увеличение саморегулирования, так же как и повышение быстродействия регулирования, улучшают дина- мические характеристики ГТУ и ускоряют затухание колебаний. Нечувствительность, неизбежно свойственная системам регулирова- ния, и запаздывание, вызванное, например, инерцией камеры сгорания, ухудшают устойчивость. С увеличением их динамические изменения частоты вращения и температуры газов перед турбиной увеличиваются. Газотурбинные установки, в которых электрический генератор рас- положен на одном валу с компрессором, обладают значительным са- морегулированием. Так как изменения частоты компрессора в пределах неравномерности мало влияют на расход воздуха, возможно мгновен- ное (в соответствии с быстродействием регулирования) изменение рас- хода топлива на величину необходимую или даже несколько большую, чем требуется для достижения нового установившегося состояния. Тем- пература газов и развиваемая ГТУ мощность быстро следуют за изме- нением расхода топлива; переходный процесс завершается за короткое время. В ГТУ с выделенным компрессорным валом (валами) и приводом электрического генератора отдельной, механически не связанной с ком- 189
прессорами силовой турбиной частоты вращения компрессоров и коли- чество подаваемого ими воздуха существенно возрастают при переходе от холостого хода к полной нагрузке. Вследствие этого, даже если си- стема регулирования после сброса нагрузки будет мгновенно, без за- паздывания, снижать расход топлива до уровня, соответствующего из- меняющимся частотам вращения силовой турбины, частота вращения компрессорных валов будет снижаться сравнительно медленно, особен- но если они обладают значительным моментом инерции и аккумули- руют много механической энергии. В результате в силовую турбину даже после уменьшения расхода топлива продолжает поступать чрез- мерное количество горячих газов, а динамический заброс частоты ее вращения может быть недопустимо велик. Увеличение времени ротора силовой турбины и саморегулирования компрессорного вала уменьшает, а увеличение емкости работающих под давлением трактов (наличие регенератора или выносных камер сго- рания, являющихся аккумуляторами массы и теплоты) увеличивает ди- намический заброс частоты вращения. Быстрое уменьшение расхода газов через силовую турбину для огра- ничения заброса частоты вращения можно осуществить путем прикры- тия специальных дросселей в тракте ГТУ или поворотных лопаток ком- прессора или турбины, а также путем сброса части воздуха (газов) в атмосферу через специальные клапаны. С этой же целью применялась компенсация сброса нагрузки внешних потребителей путем переклю- чения электрического генератора на реостат. Все эти мероприятия усложняют, конечно, конструкцию и схему управления ГТУ. Еще более трудно обеспечить нормальную работу ГТУ со свободной турбиной при набросах нагрузки. В этих случаях необходимо разогнать компрессорный вал и увеличить количество и давление поступающих в силовую турбину газов. Если увеличивать для этого расход топлива в соответствии с сигналом регулятора скорости, максимальное количе- ство топлива будет поступать в камеру сгорания вскоре после наброса нагрузки (частота вращения силовой турбины снижается быстро), ко- гда частота вращения компрессорного вала и расход воздуха только начинают увеличиваться и еще существенно ниже, чем требуется для нового установившегося состояния. Результатом явилось бы недопусти- мое повышение температуры газов, отключение ГТУ действием защи- ты или выход ее из строя. Чтобы избежать этого, подача топлива в камеру сгорания ограничивается в соответствии с фактическим расхо- дом воздуха по давлению за компрессором, частоте вращения компрес- сорного вала или просто по времени. Действие ограничителей приемистости увеличивает время регулиро- вания, а наброс нагрузки ГТУ со свободной силовой турбиной приво- дит к значительным провалам частоты вращения электрического гене- ратора. Характерные кривые переходных процессов такой ГТУ пока- заны на рис. 7.2. Ограничение приемистости необходимо для ГТУ любой схемы при развороте валов на пусковых режимах. Частота вращения электрического генератора не является парамет- ром, характеризующим режим работы (прежде всего нагрузку) ГТУ в емкой энергосистеме. Более представительным параметром является температура газов. Наличие в системах регулирования устройств, ав- томатически поддерживающих заданную (например, номинальную) Тем- пературу газов, обеспечивает работу ГТУ с наилучшими экономически- ми показателями. Это особенно важно для установок с промежуточным подогревом газов, где соотношение температур перед турбинами мо- 190
жет существенно изменяться при изменении внешних условий. Регуля- торы или ограничители температуры, обладающие требуемыми дина- мическими свойствами, обеспечивают при снижении частоты в энерго- системе принятие максимальной нагрузки и сохранение в работе агре- гатов, которые без них были бы автоматически отключены защитой из-за чрезмерного повышения температуры газов. Ограничители приемистости, в которых температура измеряется по косвенным показателям с погрешностью в несколько десятков граду- сов, не могут выполнять этих задач. Рис. 7.2. Изменения частоты свободной силовой турбиной в изолированной сети вращения ГТУ С двухкаскадным генератором газов и при частичных сбросах (о) и набросах (б) нагрузки В качестве датчиков в системах регулирования температуры газов используются термопары (см. рис. 7.4). Обеспечить надежность легче, устанавливая их не на входе, а на выходе из турбины. Однако из-за аккумулирования турбиной теплоты температура омывающего их газа изменяется с запаздыванием, влияющим на динамику регулирования [84]. Предупреждение или предотвращение дальнейшего развития аварии при повреждениях отдельных узлов или недопустимых отклонениях па- раметров работы от нормы осуществляется системой автоматических защит. Важнейшими из них являются защиты от недопустимого повы- шения частоты вращения и недопустимого повышения температуры га- зов. Очень важна автоматическая защита ГТУ от недопустимого пре- вышения вибрации или от ее внезапных изменений, являющихся пока- зателем механического состояния агрегата. К сожалению, средства из- мерения вибрации редко включают в систему защиты из-за их невы- сокой надежности. Отклонения от нормальной работы фиксируются датчиками систем защиты и передаются на исполнительные органы, срабатывание кото- рых вызывает останов ГТУ. Если изменение параметра, по которому работает защита, может происходить медленно, предусматривается обычно предварительная уставка. При ее достижении подается пред- упредительный- сигнал или автоматически осуществляются операции (уменьшение расхода топлива, включение резервного насоса и т. п.), препятствующие нежелательному изменению режима. 7.2. СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ ОДНОВАЛЬНЫМИ ГТУ Гидравлические системы регулирования первых отечественных энер- гетических ГТУ описаны в [15, 36, 84]. В последние годы все более широкое распространение в ГТУ находят системы управления с элек- 191
трической (электронной) импульсной частью и гидравлическими ис- полнительными устройствами [63, 136, 153]. В системе автоматического управления газотурбинными установка- ми фирмы «Дженерал Электрик» [136] все регулируемые параметры .преобразуются в электрические сигналы, поступающие в электронную на полупроводниках управляющую часть. i В простейшем варианте системы, предназначенном для регулирования расхода топлива в одновальных энергетических ГТУ и показанном на рис. 7.3, имеются три основных контура: регулирования частоты вращения, регулирования температуры газов и логического управления. Контуры регулирования частоты вращения (1—30) и температуры газов (14—30) выполнены замкнутыми с обратной связью, которая осуществляется по напряжению на выходе из селектора 30. Электрические частотные датчики, установленные на валу ГТУ 1, генерируют переменный ток с частотой 60/ (f — частота вращения вала). Их сигнал в частотно-аналоговом преобразователе 2 преобразуется в напряжение, про- порциональное частоте, которое подается на усилитель 3. Выходное напряжение уси- лителя размножается и используется для регулирования частоты вращения 4, форми- рования сигнала по ускорению в контуре разворота ГТУ 5, питания реле скорости 6 и прибора, измеряющего частоту вращения вала 7, а также дополнительного ограни- чения расхода топлива при пуске 8. Рис. 7.3. Принципиальная схема управления типа Спидтроиик для энергетических ГТУ фирмы «Дженерал Электрик» 192
В контуре регулирования частоты вращения сигнал 4 подается на вход опера- ционного усилителя 9, где суммируется с сигналами задатчиков 10 и И и обратной связи 72- Сигнал задатчика 10 соответствует постоянной частоте вращения, равной частоте в энергосистеме (fHOM=50 или 60 Гц), задатчика 11 формируется оператором нли автоматически в пределах 0,95<f/fHOM< 1,07. С помощью этого задатчика устанавли- вается частота вращения ГТУ иа холостом ходу'. Уставка его выводится на табло 13 и контролируется на панели оператора. Чтобы облегчить синхронизацию н обеспечить взятие нагрузки после включения электрического генератора в сеть при пуске, она устанавливается равной l,003fHOM Частота вращения регулируется со степенью неравномерности 4 %. Возможно, однако, изодромное регулирование при работе на изолированную сеть с поддержанием частоты в пределах 0,1 Гц. а) Рис. 7.4. Датчики температуры газов в системах контроля и управления ГТУ: а—термопара, используемая фирмой «Дженерал Электрик»; б—термопара ТХА-280; 1 термопара в сборе; 2— экран; 3 — чувствительный элемент; 4 — хромелевый электрод; 5 — алюмелевый элек- трод; 6 — капилляр из нержавеющей стали; 7— изоляционный материал Параметром, который регулируется в температурном контуре, является средняя температура газов перед турбиной (за камерой сгорания). Датчиками системы регули- рования температуры газов являются 12 малоинерцнонных хромель-алюмелевых тер- мопар 14, конструкция которых показана на рис. 7.4,а. Они представляют собой не- ржавеющую трубку с наружным диаметром rf=l,6 мм, внутри которой проложены электроды, изолированные друг от друга и от стенок трубки окисью магния, и нахо- дится спай. Конец трубки со спаем омывается газами. Он защищен от излучения тон- костенным кольцевым экраном d=s25 мм. Диаметр чехла термопары составляет 20 мм; ее постоянная времени — около 3 с. Термопары установлены по окружности в выход- ном диффузоре за турбиной. Осреднение показаний термопар путем их параллельного соединения и компенсация температуры холодных спаев осуществляются в блоке 15 (рис. 7.3). Неисправные (оборванные или закороченные на землю) термопары исклю- чаются из осреднения. При неравномерности температуры в сечении около 30 К по- грешность их осреднения менее 3 К- Соответствующий средней температуре сигнал подается на усилитель 16. После усилителя напряжение, пропорциональное темпера- туре в пределах 310—980 К, используется для ее измерения (17) и регулирования. Для этого оно на входе в операционный усилитель 18 корректируется по давлению за компрессором (19) и суммируется с сигналами задатч'иков 20 и 21 и обратной связи 12. Задатчик 20 формирует сигнал, соответствующий допустимой в зависимости от режима работы (пиковый, базовый) температуре, задатчик 21 — допустимой скорости измене- ния температуры. Контур логического управления при пуске ГТУ выполнен разомкнутым. Сигнал на выходе из него (УС) определяется заранее заданными значениями уставок в соответ- ствии с программой, показанной в нижней части рис. 7.3. Система логического управ- ления реализует следующие этапы пуска: разворот вала пусковым устройством до п=Д),2пном и выдержка для вентиляции тракта ГТУ (топливо в камеру сгорания при этом не подается и соответствующий сиг- нал в систему регулирования расхода топлива не вводится); зажигание топлива (22 на рис 7.3); 13—138 193
прогрев турбины в течение I мин (23 там же), переключение иа этот этап с умень- шением управляющего сигнала и расхода топлива, необходимыми, чтобы избежать чрезмерных температурных напряжений, происходит автоматически, когда система кон- троля фа^рла фиксирует его появление; ускорение вала ГТУ (24 на рис. 7.3) с увеличением управляющего сигнала с по- стоянной скоростью, которое ограничивается регулятором ускорения 25, сравнивающим его фактическое (5) значение с допустимым (по уставке 26), равным 1 %/с, и регуля тором температуры, сравнивающим фактическую (14—16) скорость изменения темпе- ратуры и допустимую (21), равную 2,8 К/с; синхронизация электрического генератора с сетью (27 на рис. 7.3), которая осу- ществляется с помощью контура регулирования частоты вращения. Сигналы контура логического управления поступают на вход в операционный уси- литель 28. Вырабатываемые в каждом контуре сигналы после усилителей (9, 18 и 28) по- даются в селектор 30, с помощью которого выбирается сигнал, соответствующий* ми- нимальному расходу топлива, который и является управляющим (3/). Он индицирует- ся на панели оператора 32, куда выдается также информация (по лампам 33) о том, какой контур фактически осуществляет управление. Управляющий сигнал размножается в блоке выбора вида топлива 34, куда вво- дится признак топлива — жидкое (35), газ (36) или их смесь (37), — используется для воздействия на органы распределения жидкого (38) и газообразного (39) топлива. Изменение расхода жидкого топлива осуществляется с помощью клапана 40, пере- пускающего часть топлива из напорного трубопровода главного насоса 41 во всасы- вающий. Обратная связь осуществляется от дозаторов топлива 42. Клапан переме- щается гидравлическим (рабочее давление 8—II МПа) сервомотором 43, золотник которого управляется через электромеханический преобразователь. Изменение расхода природного газа осуществляется регулирующим клапаном 44 с помощью сервомотора 45. Чтобы обеспечить надежную дозировку газа на пусковых режимах, давление перед регулирующим клапаном дросселируется и поддерживается пропорциональным частоте вращения 8 с помощью дополнительного клапана 46 с сер- вомотором 47, положение которого определяется также обратной связью 48 с датчи- ком давления 49. С помощью устройства 50 минимальное значение управляющего напряжения уста- навливается на уровне, обеспечивающем расход топлива, достаточный для устойчивого горения и исключающий срыв факела. Там, где это требуется, импульсная часть системы координированно управляет также положением поворотного входного направляющего аппарата компрессора. Использование электронной импульсной и гидравлической исполнительной части обеспечивает высокое быстродействие и точность регулирования требуемых параметров, простоту и удобство настройки. Система способна воспринимать большое количество входных и формировать выходных сигналов (кроме сигналов по производной от основ- ных параметров в обоих контурах регулирования в нее могут вводиться различные корректирующие сигналы, например По нагрузке ГТУ); ее легко включить в систему общестанциониого автоматического управления. Для повышения надежности системы ее структура организована так, что исполь- зуется минимально необходимое количество электронных элементов, связи между ними упрощены, предусмотрена разумная степень резервирования. Контуры регулирования скорости и температуры газов взаимодействуют таким образом, что при отказе конту- ра, управляющего работой агрегата, управление автоматически переводится на другой контур, являющийся стерегущим. Оператор может изменять управляющее напряжение с помощью устройства 29, посылающего сигнал на вход в селектор, и вручную управ- лять, 'например, пуском и нагружением ГТУ. Действия его будут при этом контроли- роваться автоматическими регуляторами скорости и температуры, которые остаются в работе. 194
Датчики и исполнительные устройства системы регулирования фирмы «Дженерал Электрик» расположены на ГТУ, а электронная часть размещена в шкафу размерами 920 x 920x 2200 мм. Аналогичные системы управления используются другими газотурбостроительными фирмами [153]. Система защиты ГТУ фирмы «Дженерал Электрик» также электрон- но-гидравлическая [151]. Датчики, импульсные части и исполнитель- ные устройства защит выполняются не зависящими от аналогичных устройств регулирования. Основными являются защиты от превыше- ния частоты вращения, прекращения горения в камерах сгорания, по- вышения температуры газов, повышения вибрации и снижения давле- ния масла на смазку. Дополнительные защиты контролируют работу вспомогательного оборудования и систем (температура смазочного мас- ла низка или высока, масла на сливе из подшипников высока; давле- частоты вращения Рис. 7.6. Схема защиты от превыше- ния температуры газов ние в гидросистеме мало; пожар в блоках ГТУ или вспомогательного оборудования), нарушение процесса пуска (воспламенения тонлива не произошло, положение АПК или ВНА компрессора ненормально) и неисправности регулирования и самих защит. При нарушениях, не тре- бующих немедленного отключения ГТУ, подается предупредительный сигнал; число сигналов значительно больше, чем защит. При определении объема и структуры защит стремятся обеспечить максимальную готовность ГТУ, которая может снижаться как из-за повреждения оборудования, так и из-за ложного срабатывания защит- ных устройств. При этом учитываются назначение ГТУ и условия эксплуатации. На пиковых электростанциях обычно бывает целесооб- разно остановить ГТУ для устранения неполадок. При энергоснабже- нии ответственных потребителей, например на промышленных ТЭЦ, остановы связаны со значительным ущербом и допустимы только в случаях крайней необходимости. В этих случаях целесообразно сигна- лизировать опасность или снизить нагрузку, а возникшие неполадки устранять на ходу. Защита ГТУ от превышения частоты вращения осуществляется с помощью трех независимых каналов (рис. 7.5), состоящих из датчика частоты вращения (60 зубчи ков, 1 на рис. 7.5), включенного иа трансформатор 2 через индуктор 3 и резонансный контур 4, так что при частотах вращения более низких, чем предельные, обмотки транс- форматора находятся в противофазе (5). Вторая обмотка трансформатора связана с выключателем ГТУ (7). При превышении предельно допустимых частот вращения фаза сигнала мгновенно изменяется (6) и трансформатор пропускает его; защита срабатывает (8). Срабатывание или неисправность в одном из контуров не вызывает останова работающей ГТУ, а лишь индицируется соответствующим сигналом (Р); для останова необходимо срабатывание двух каналов из трех. Иеправность защиты авто- 13* 195
магически контролируется иа остановленной ГТУ; имеется блокировка, запрещающая пуск при неисправности одного из каналов. Защиты от превышения температуры газов и погасания факела также имеют по два независимых канала. При срабатывании каждого канала подается предупредитель- ный сигнал; срабатывание обоих вызывает выключение ГТУ. В каждом контуре темпе- ратурной защиты (рис. 7.6) сигнал вырабатывается одной или тремя не зависящими от используемых в системе регулирования термопарами (/). В случае трех термопар он усредняется (2) и сравнивается с уставками, соответствующими предупредительному сигналу (3 на 11 К выше) и останову (4 иа 22 К выше предельной рабочей тем- пературы). Уставки корректируются по давлению за компрессором (5) и частоте вра- щения вала (6), чтобы избежать ложных срабатываний при пуске и изменении внешних условий. Сравнение производится в детекторах 7, выдающих предупредительный сиг- нал (8) н останавливающих ГТУ» (9). Самоконтроль исправности системы (10) осу- ществляется сравнением сигналов термопар, используемых в параллельном канале (11) и системе регулирования (12). Отличие каждого из них от среднего по трем не долж- но быть больше определенного значения, составляющего от 11 до 55 К. Кроме того, поправка на давление за компрессором также не должна быть больше определенного значения. Обнаруженные неисправности индицируются (13 на рис, 7.6) или, если они наблюдаются в обоих каналах, вызывают останов ГТУ (14). Имеется также защита от неисправностей системы регулирования. Так, например, при наличии контакта с землей в одной из точек электронной части подается преду- предительный сигнал, в двух точках — производится отключение ГТУ. Выход из строя контура регулирования скорости не вызывает останова, так как управление ГТУ осу- ществляется регулятором температуры, а возможность разгона предотвращается за- щитой. 7.3. СИСТЕМА УПРАВЛЕНИЯ, ДВУХВАЛЬНОЙ УСТАНОВКИ ГТ-100 Блок-схема электрогидравлической системы регулирования двухвальной установ- ки ГТ-100 показана на рис. 7.7 [63]. Система включает контуры регулирования часто- ты вращения валов ТНД (1—5) и ТВД (6—10), а также устройства, автоматически поддерживающие постоянное давление жидкого топлива перед ГТУ (22); устройства управления АПК и пусковой турбиной; устройства ограничений и защит, в частности быстродействующие гидравлические ограничители температуры газов перед турбинами; устройства маслосиабжения (маслосистема регулирования автономная, давление масла 2,2 МПа). Сигналы электрических датчиков 1 и 6 частоты вращения валов ТНД и ТВД (пе- ременное напряжение) преобразуются в блоках измерения частоты электрической части системы регулирования (2 и 7) в постоянное напряжение, линейно зависящее от ча- стоты вращения, и передаются через функциональный измерительный преобразователь, с помощью которого устанавливается, в частности, требуемая неравномерность регу- лирования, на суммирующий магнитный усилитель. Откорректированные и усиленные в электрической части системы регулирования сигналы датчиков преобразуются в токи и перемещения якорей электромеханических преобразователей 3 и 8, которые через следящие золотники 4 и 9 вызывают изменения давления масла в гидравлической части и перемещения сервомоторов регулирующих клапанов 5 и 10, управляющих расходами топлива в камеры сгорания. Электромеха- нический преобразователь ТНД управляет расходами топлива в обе камеры сгорания, ТВД — только КСВД. Сигналы, вырабатываемые электрическими датчиками частот вращения, использу- ются в системе автоматического пуска для начала или завершения отдельных этапов включения и выключения вспомогательных устройств. Команды, которые вводятся оператором дистанционно или автоматически, напри- мер при пуске ГТУ, с помощью механизма управления 11 преобразуются в давление масла через золотник механизма управления, перемещаемый усилием пружины по про 196
филированному кулачку. Они передаются далее на устройства управления и защиты пусковой турбины 12 и клапаны автоматических затворов КСВД (13) и КСНД (14). Управление сервомоторами АПК 15 осуществляется золотником 16, положение кото- рого жестк<> связано с положением сервомотора регулирующего клапана КСНД 5. Схема гидравлической части системы регулирования ГТ-100 показана на рис. 7.8 [86] Регулирующие и запорные клапаны жидкого топлива 2 и 7 размещены в общем корпусе с внутренними каналами, фильтрами и дозирующими шайбами, реализующими схему, показанную ниже, на рис. 7.10. Для распределения газообразного топлива имеют- ся отдельные клапаны 24. На них с помощью регуляторов перепада 25, действующих на клапаны 26, поддерживаются постоянные перепады давления. Рис. 7.7. Блок-схема регулирования ГТ-100, работающих на жидком топливе: 1 — датчик частоты вращения ТНД; 2 — электрическая часть системы регулирования ТНД; 3 — электромеханический преобразователь ТНД; 4 — золотник регулятора скорости ТНД; 5— серво мотор регулирующего клапана КСНД; 6— датчик частоты вращения вала ТВД; 7-г-электриче- ская часть системы регулирования ТВД; 8 — электромеханический преобразователь ТВД; 9 — зо- лотник регулятора скорости ТВД; 10 — сервомотор регулирующего клапана КСВД; 11 — механизм управления; 12 — автоматический затвор пусковой турбины; 13— автоматический затвор КСВД. 14 — автоматический затвор КСНД; 15—антипомпажные клапаны; 10—золотник управлений АПК; 17 — антипомпажный регулятор; 18—гидравлический ограничитель температуры перед ТВД. 19 — золотник защиты; 20 — механический автомат безопасности ТНД; 21 — золотник автомата безопасности ТНД; 22— регулятор давления жидкого топлива; 23—гидравлический ограничитель температуры перед ТНД; 24— электромагнитный выключатель; 25 — механический автомат безопасности пусковой турбины; 26 — выключатель пусковой турбины; 27 — расцепная муфта: 28 — переключатель положения муфты; 29— вход воздуха; 30 — выход газов; 31— жидкое топли- во от насосов; 32 — пар; а — электрические, б — гидравлические, в—механические связи Регулирующие клапаны жидкого и газообразного топлива КСНД и КСВД пере- мещаются сервомоторами 5 и 10 через кулачковый вал. Профилированные кулачке обеспечивают требуемое распределение топлива между камерами сгорания на различ- ных режимах. При переходе с одного топлива на другое переключений в каналах регулирования не требуется. При работе на жидком топливе перекрываются автомати- ческий затвор и запорная задвижка в тракте подачи природного газа (см. рис. 7.11); при работе на газе — аналогичные устройства жидкого топлива. На сервомотор одного из АПК действует также сигнал, вырабатываемый специаль- ным антипомпажным регулятором 17, суммирующим сигналы от давления на выходе и перепада давления во входном патрубке КНД. Регулятор работает астатически н обеспечивает линейную зависимость хода золотника от давления в камере измерителя. 197

Золотник управляет сервомотором, с помощью которого клапан мо- жет быть открыт на рабочих режимах в тех случаях, когда происхо- дит опасное уменьшение запаса устойчивости КНД. Воздушно-масляный аккумулятор 46 позволяет поддерживать дав- ление масла на уровне р>1,7 МПа при переключениях маслонасосов регулирования, что достаточно для продолжения непрерывной без из- менения режима работы ГТУ. Защита ГТУ от недопустимого повышения частоты вращения вала электрического генератора осуществляется одним электрическим двумя механическими (20 на рис. 7.7) автоматами безопасности, на- строенными на 3150—3200 об/мин и действующими на золотник ре- гулятора безопасности 27; вала ТВД — электрическим автоматом без- опасности, настроенным на 4200 об/мин. Чтобы уменьшить динами- ческий заброс частоты вращения при сбросе нагрузки и не допустить срабатывания защиты, в системе имеется блок релейной форсировки, дискретно уменьшающий расход топлива при отключении электричес- кого генератора от сети до уровня немного более высокого, ,чем на холостом ходу. Датчиками защиты от недопустимого повышения температуры газов служат малоинерционные (постоянная времени 7<10 с) термопары типа ТХА-280М, конструкция чувствительного элемента которых по- казана на рис. 7.4,6. Чтобы обеспечить представительность измерения температур, по. окружности проточной части установлено 10 термопар до ТВД, 6 термопар за ТВД, 12 термопар до ТНД и 8 термопар за ТНД. Сигнал подается на электромагнитный выключатель системы защиты (24 на рис. 7.7), останавливающий ГТУ. В связи с увеличени- ем инерционности термопар при малых расходах газов предусмотрена дополнительная пониженная пусковая уставка защиты по температу- ре перед ТВД (допустимо 7^835 К), Которая выводится на режиме самоходности после отключения пусковой турбины." Защита от недопустимого повышения давления воздуха за КНД, уставка которой смещается при изменениях наружной температуры, страхует ГТУ от попадания в помпаж, а защита от падения давления в цикле ГТУ (допустимо Р2квд 5*1 >2 МПа), которая вводится после включения электрического генератора в сеть, отключает агрегат при возникновении помпажа. Датчиками обеих этих защит служат электроконтактные манометры. Защита агрегата при неполадках в системах охлаждения и во вспомогательных системах осуществляется при снижении давления воздуха, поступающего в ротор ТНД; при снижении перепада дав- ления холодного и горячего воздуха (АрЭЧО кПа) в уплотнениях внутренних подшипников (см. рис. 2.10) и повышении температуры в его масляном объеме (Т<370 К); при снижении давления топлива, поступающего к ГТУ (рт^6 МПа); при снижении давления масла в системе смазки (рм5=50 кПа), уровня масла в демпферном баке и давления масла под сервомоторами стопорных клапанов; при сниже- нии давления циркуляционной воды, поступающей на воздухоохлади- тели (р^ЗО кПа). Оба вала ГТУ оборудованы двухсторонней защи- той от осевого сдвига. ГТУ отключается при срабатывании защит электрического гене- ратора, а также при переходе его в моторный режим (появлении об- ратной мощности). Защита пусковой турбины от недопустимого повышения частоты ее вращения («пт =С635О об/мин) осуществляется механическим авто- 199
жатом безопасности (25, на рис. 7.7), действующим через .выключатель 26 на расцеп- иую муфту 27 и клапан автоматического затвора 12, а также на золотник 21, от- ключающий ГТУ. Для контроля факела на каждой пламенной трубе камер сгорания установлены фотодатчики. Автоматический пуск ГТ-100 осуществляется поэтапно. Этапы 1—5 яцляются подготовительными. При их выполнении включаются вспомо- гательные механизмы ГТУ: вентиляторы, эксгаустеры, маслонасосы, проверяется готовность систем регулирования и автоматического пус- ка, контролируется температура смазочного масла, включаются вало- поворотные устройства и вводится в зацепление муфта ПТ. После их завершения на этапе 6 на ПТ подается пар и частота вращения вала ТВД доводится до 1500 об/мин. Достижение ее и наличие давления топлива перед ГТУ является основанием для перехода к этапам 7 и 8, на которых зажигается топливо в камерах сгорания высокого и низ- кого давления. На этапах 9—11 производится разворот вала ТВД до 2500 об/мин, на этапах 12 и 13 — стабилизация частоты вращения ТВД, прекращение подачи пара на ПТ и ее отключение, а также контроль положения запорных органов в системах распределения и дренажей жидкого топлива и проверка готовности к следующим этапам. На эта- пе 14 происходит разворот вала ТНД до 3000 об/мин, на этапе 15—- синхронизация и включение электрического генератора в сеть, на эта- пе 16 — автоматическая поднастройка программного регулятора и пе- реключение его на преобразователь температуры, на этапе 17 — набор нагрузки ГТУ до достижения заданной температуры газов за ТВД, после чего автоматический пуск прекращается, а реализующая его си- стема отключается. Дальнейшее нагружение (если оно возможно) про- изводится оператором дистанционно. Блок-схема системы автоматического пуска (САП) показана на рис. 7.9. На каждом этапе включение механизмов ГТУ и вспомогательных систем 1 и фор- мирование команд для включения функциональных узлов осуществляются автоматом пуска и нагружения 2. Он представляет собой релейный распределитель, выполнен- ный из однотипных релейно-диодных яче- ек- На каждом этапе работает одна та- кая ячрйка, соответствующая его очеред- ности. Условием ее включения является выполнение всех операций предыдущего этапа. Блок импульсного запуска 3, рабо- тающий на принципе конденсаторного за- пуска реле, формирует в начале каждого из этапов сигналы продолжительностью 1—1,5 с, которые используются для вклю- чения механизмов ГТУ и ее систем через цепи . дистанционного управления соот- ветствующим оборудованием, а также вводятся в некоторые другие блоки САП. Блок тиристорного управления 4 осуществляет реверсирование и регулирование скорости двигателя, вращаюгДего механизм управления — задатчик системы регулиро- вания ГТУ. Управление регулирующим клапаном пусковой турбины осуществляется через блок 5. Схема программного регулирования, в которую входят преобразователи частоты вращения 7 и температуры 8, программный задатчик 9 и релейный прерыватель 10, осуществляет по определенной программе повышение частоты вращения ТВД в режиме 200 Рис. 7.9. Блок-схема системы автома- тического пуска ГТ-100
пуска или температуры газов за ТВД в режиме нагружения. Для этого сигналы, про- порциональные частоте или температуре газов (п или t на рис. 7.9), через преобразо- ватели частоты вращения 7 или температуры 8 с унифицированным выходом 0—5 мА подаются на измерители частоты вращения 11 или температуры 12, в качестве которых используются миллиамперметры постоянного тока. Программный задатчик 9 также выдает сигнал постоянного тока, изменяющийся во времени в соответствии с профилем поворачиваемого с переменной скоростью кулачка (программного диска). Этот сигнал измеряется миллиамперметром 13 Требуемая скорость поворота кулачка задатчика устанавливается блоком самонастройки 14 и обеспечивается релейным прерывате- лем 10- Сравнение выходных сигналов преобразователей параметров с сигналом задатчи ка 9 производится путем измерения разности напряжений на приборах 11 и 13 или 12 и 13 с помощью более чувствительного миллиамперметра контроля рассогласования 15 с сигнальной приставкой 16. Сигнал о степени рассогласования вводится в регуля тор пуска 6, воздействующий на двигатель ‘механизма управления (входит в 1) через тиристорный блок управления 4, выдающий команды «прибавить» или «убавить» при отклонении регулируемого параметра от задания. Сигнализация температуры за ТВД осуществляется с помощью миллиамперметра 12 через приставку 17. На этапах, не связанных с программным регулированием, контролируется время выполнения технологических операций. Для этого продолжительность этапов сравни- вается в блоке 18 с заданной соответствующими временными уставками. Если про- должительность этапа больше заданной, подается предупредительный сигнал. Включение САП возможно после обеспечения автоматического контроля предпуско- вой готовности: наличия внешних энергоносителей, положения запорных органов, вклю- чения вспомогательных механизмов, положения задатчиков и исполнительных механиз- мов системы управления, давлений запального газа, распиливающего воздуха и цир- куляционной воды. Выбор режима управления производится с помощью ключа 21. При включении автомата пускй кнопкой 19 возбуждается первая релейно-диодная ячейка; регулятор пуска 6 и 'блоки контроля 15 и сигнализации 16 рассогласования подключаются к преобразователю частоты вращения 7, включаются блоки импульсного запуска 3 и контроля времени этапов 18 и формируется выходной импульсный сигнал иа включение механизмов и устройств ГТУ /, работа которых необходима для выпол- нения первого этапа. Поочередное включение следующих релейно-диодных ячеек осу- ществляется автоматически после выполнения операций, требуемых на каждом этапе, и контроля происшедших в работе ГТУ изменений. Контроль рассогласования и про- граммное регулирование оборотов осуществляются на этапах 11, 12 и 14. После включения электрического генератора в сеть регулятор пуска и схема контроля рас- согласования подключаются через переключатель 20 к преобразователю температуры газов, и при наборе нагрузки (этап 17) действует система программного регулирования температур. Органы контроля и управления ГТ-100 размещены на щите, кото- рый находится в отдельном помещении и компонуется по принципу панель—-пульт—оператор. Непосредственно перед оператором разме- щается необходимая для управления аппаратура оперативного контура: постоянно подключенные контрольно-измерительные приборы, индика- торы предупредительных сигналов, переключатели режимов и ключи управления наиболее ответственными механизмами. Остальные регуля- торы, регистрирующие и вспомогательные приборы, защитные устрой ства и т. д. образуют неоперативный контур. Распределение жидкого топлива, поступающего в камеры сгорания ГТ-100, осуществляется четырьмя регулирующими клапанами [по од- ному на каждую ступень форсунок (4 на рис. 7.10)]. Для зажигания при пуске топливо подается через дозирующие шайбы 7' диаметром 1,2—1,5 мм, байпасирующие регулирующие клапаны, и распыливает- ся сжатым воздухом, поступающим в этот период в каналы II ступени 201
форсунок из станционной магистрали 9. Система быстрого заполнения 5 шунтирует шайбу 7' и ускоряет заполнение топливом под умеренным давлением трубопроводов и коллекторов от регулирующих клапанов до форсунок в период зажигания. После останова ГТУ трубопроводы и коллекторы дренируются и продуваются сжатым воздухом. На каж- дой линии имеются также стопорные клапаны автоматического затво- ра (2 на рис. 7.10) и задвижки с электроприводом 3. ступень Рис. 7.10. Система распределения жидкого топлива в камеры сгорания ГТ-100 1 — из насосной; 2 — автоматические затворы; 3 —запорные клапаны; 4 — регулирующие кла- паны; 5 — система быстрого заполнения топлив- ных коллекторов; 6— клапан с электроприводом, открытый в момент заполнения коллектор 7 — шайбы, дозирующие расход топлива; 8—дре- нажи; 9— воздух от станционной магистр- распиливающий топливо в начале пуска; 10 —- обратные клапаны; 11 — фильтры; 12 — регул ят« ры давления топлива; 13 — линии рецмркулн 14 — возврат в насосную Рис. 7.11. Схема распределения природного газа в камеры сгорания ГТ-100: 1 — подача газа низкого (1,1 МПа) давления, 2 —подача газа высокого (3 МПа) давления; 3 — стопорные клапаны: 4 — клапаны продувки газа на свечу; 5 — регулирующие клапаны; 6 — кла- ваны, поддерживающие постоянный перепад давления на регулирующих клапанах; 7 — отсека- ющие задвижки; 8 —обратные клапаны; 9— коллекторы основных горелок; 10 — клапаны дежур- ных горелок; И — коллекторы дежурных горелок; 12—соленоидные клапаны системы воспламе- нения топлива; 13— коллекторы зажигателей; 14—байпасный клапан; 15—клапан пламяпереброса При работе на природном газе расход топлива через основные го- релки определяется положением регулирующих клапанов (5 на рис. 7.11), перепады давления на которых поддерживаются постоян- ными. Расход газа на дежурные горелки на рабочих режимах не ре- гулируется. Дозирование небольших расходов газа в момент зажигания обеспечивается шайбами, а дальнейшее увеличение расхода — откры- тием клапанов 14. Для интенсификации пламяпереброса через несколь- ко секунд после подачи искры открытием клапана 15 производится кратковременная (20 с) подача газа на основные горелки. 7.4. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ЭВМ В СИСТЕМАХ РЕГУЛИРОВАНИЯ ГТУ Наибольшим практическим опытом применения ЭВМ для регули- рования энергетических ГТУ и ПГУ располагает в настоящее время фирма «Вестингауз» (США), оснастившая несколько сотен своих агре- гатов разработанной в 1969 г. гибридной системой автоматическогс управления с ЭВМ «Продак» 50 [129]. 202
В ЭВМ использованы в основном дискретные компоненты, смонтированные на пла- тах. Объем ее памяти (на магнитных сердечниках) составляет 16 384 слова по 14 бит каждое. ЭВМ может отрабатывать 25 разных команд. Продолжительность операций составляет 4,5 мкс, среднее время отработки команд 20 мкс, время чтения одного сло- ва (14 бит) 5 мс. Такого быстродействия достаточно для управления двумя ГТУ. Отдельные функциональные программы просчитываются через 0,1 с, основные програм- мы— через 1,2 с, некоторые — с периодичностью до 2 ч. Аналоговые сигналы в виде напряжения, номинальные значения которого состав- ляют 5 В или 50 мВ, через фильтр, отделяющий шум на частоте 60 Гц, подаются на аналого-цифровой преобразователь, с которого в дискретной форме вводятся в ЭВМ, одни —через каждые 1,2, другие — через 19,2 с. За секунду опрашивается 30 точек. Контакты осуществляются с помощью смоченных ртутью герметичных бистабильных реле. Для обеспечения надежности осуществлено гальваническое разделение связей ЭВМ с объектом. На каждом уровне напряжения предусмотрен ввод эталонного сиг- нала. Если величина его выходит за допустимые пределы, ЭВМ останавливает ГТУ или переводит управление ею на резервную систему (см. ниже). Реальная в период проектирования системы частота опроса датчиков (30 точек в секунду) недостаточна для прямого дискретного регулирования частоты вращения. Оно производится поэтому с помощью взаимодействующего с ЭВМ полупроводниково- го ПИД-регулятора. Связь оператора с ЭВМ осуществляется с программной и оперативной консолей. С программной консоли, оснащенной пишущей машинкой, перфоратором, считывателем и ключами управления, оператор может контролировать характеристики ГТУ, коррек тировать задаваемые зависимости или значения регулируемых величин, изменять время ежечасной регистрации измеряемых величин, изменять пределы контроля, вызывать и читать все аналоговые входные, рабочие выходные сигналы и данные, о положении контактов, а также вызывать из памяти и выдавать информацию о предыдущей рабо- те агрегата и систем, с помощью которой можно обнаружить изменения характери- стик ГТУ и выяснить обстоятельства эксплуатации, вызвавшие предупредительные сигналы. На консоли оператора расположены световые сигнализаторы, кнопки, вольтметры и переключатели системы контроля по вызову. С нее производится выбор уровня на- грузки и вид'а. топлива, вводятся команды на пуск-останов, а также производятся вызов на дисплей и визуальный контроль 80 аналоговых величин, снятие звуковых и световых предупредительных сигналов и вызов на печать информации об обстоятель- ствах подачи этих сигналов, контроль с помощью 24 световых сигнализаторов последо- вательности пуска н нагружения ГТУ, задержка процесса пуска в выбранной точке для проверок. Основные технологические программы просчитываются через каждые 1,2 с. Программа логического управления определяет чередование операций при пуске ГТУ и нагружении, осуществляет защиту агрегата, а также устанавливает вид (этап) работы, для которой должны производиться расчеты: 0 — подготовка к пуску, 1 — разворот ГТУ, 2 — синхронизация электрического генератора, 3 — регулирование на- грузки — ограничение температуры, 4 — регулирование температуры — ограничение на- грузки. Программа регулирования расхода топлива устанавливает эталонную частоту -вра- щения и определяет предельный расход топлива. Регулируемыми параметрами являются частота вращения, температура газов и мощность электрического генератора. В качестве датчиков в контуре регулирования температуры газов используется 16 термопар, установленных за турбиной. Их показа- ния вводятся в ЭВМ с интервалом 6 с. Машина проверяет, находятся ли они в ра- бочих пределах. Сигналы тех термопар, которые не оборваны или закорочены, усред- няются. По среднему значению с учетом результата предыдущего измерения рассчи- тывается значение температуры на следующий момент опроса. Оно сравнивается с требуемой температурой, которая задается в виде нелинейной функции от давления 203
в камере сгорания. Разница между ними обрабатывается по пропорциональному и интегральному алгоритмам для выработки сигнала, соответствующего максимально допустимому расходу топлива. ЭВМ рассчитывает также расходы топлива, соответствующие ПИД-законам регу- лирования нагрузки, максимально допустимой мощности и минимальному запасу устойчивости компрессора и вырабатывает соответствующие им выходные сигналы. Минимальный из них определяет аналоговый сигнал, ограничивающий расход топлива. Для регулирования скорости измеренная частота сравнивается с вырабатываемым ЭВМ сигналом, соответствующим требуемой частоте вращения; разность усиливается для получения сигнала о требуемом расходе топлива, который ограничивается рассчи- тываемым ЭВМ значением (см. выше) и используется для определения положения регулирующего клапана жидкого или газообразного топлива. По команде оператора или автоматически в результате расчета на ЭВМ может осуществляться переход с одного вида топлива на другой. Кроме двух основных системой автоматического управления осуществляются так- же следующие технологические программы: программа автоматической синхронизации, выполняющая через каждые 1,2 с оцен- ку разностей частот вращения, напряжений и фаз, электрического генератора и сети, вырабатывающая команды «прибавить» или «убавить» до совпадения частот вращения и рассчитывающая с учетом скорости изменения скольжения время замыкания кон- тактов масляного выключателя; программа диагностики, позволяющая обнаружить изменения, происходящие в обо- рудовании от пуска к пуску или в процессе работы ГТУ путем сопоставления величин илн анализа хранящейся в памяти ЭВМ информации за предшествовавший период работы, и избежать крупных повреждений, своевременно спланировав предупредитель- ное обслуживание; программа*ретроспективного анализа, обеспечивающая возможность оценки изме- нения 10 различных переменных, фиксируемых с интервалом 6 с и 1 мин в течение предыдущих 5 мин, например при дистанционной смене режимов или работе без обслуживающего персонала; программа аварийной регистрации, обеспечивающая вапоминание 9. выбранных аналоговых переменных и положения контактов входных сигналов перед останова- ми ГТУ. После первых лет эксплуатации описанная выше система была для повышения надежности дополнена простейшей системой регулирова- ния расхода топлива и логического управления, обеспечивающей про- должение работы или пуск и нагружение агрегата при неполадках в ЭВМ, которые нельзя быстро устранить. Каждая система способна со- хранять на прежнем уровне сигнал, управляющий расходом топлива. Переключение на резервную систему управления осуществляется авто- матически под нагрузкой в течение 1—2 с и индицируется на панели дистанционного управления. Имеется блокировка, препятствующая пе- реключению на неисправную систему. Срабатывание ее сопровождает- ся выдачей на табло указаний по ремонту. Средняя наработка на от- каз в системах с резервированием составляет около 16 тыс. ч. С использованием опыта применения ЭВМ для регулирования ГТУ фирмой «Вестингауз» разработана более современная система для управления парогазовой установкой мощностью 260 МВт (две ГТУ пс 80 МВт; два котла-утилизатора со сжиганием перед ними дополни- тельного топлива и паровая турбина мощностью 100 МВт). Основой ее являются две мини-ЭВМ с оперативной памятью по 64 Кбайт каж дая [155]. Одна из них, выполняющая информационные функции, имеет внешнюю память на диске объемом 1,5 млн. слов. Иерархическая струк тура системы реализует четыре разных уровня управления. Наивысши! уровень — координированное управление всей ПГУ с автоматически» 204
выполнением пусковых операций, распределением нагрузок и оптими- зацией режимов для обеспечения заданной оператором нагрузки, а так- же остановом по оптимальной программе. Второй уровень управления отличается тем, что распределение нагрузок между элементами ПГУ * задается оператором на пульте управления. При третьем уровне, начи- ная с которого цифровая часть системы не участвует в управлении, на- пример, если она неисправна, часть операций выполняется персоналом. Наконец, на самом низшем' уровне (ручное управление) оператор воз- действует на процесс с пультов управления каждого элемента ПГУ. Разумеется, на всех уровнях осуществляется функционально-групповое управление с помощью аналоговых систем регулирования • и защиты элементов ПГУ. Применение современных технических средств и языков программи- рования позволяет создать небольшие по габаритам и стоимости си- стемы управления с ЭВМ, повысить их надежность и долговечность, использовать совершенные программы и просто изменять их при необ- ходимости, а также осуществить регулирование частоты вращения дис- кретными средствами. I ГЛАВА ВОСЬМАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ГТУ 8.1. ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ГТУ Важнейшими эксплуатационными качествами газотурбинных уста- новок являются надежность и экономичность. Под надежностью в широком смысле понимают способность техни- ческих объектов выполнять свои функции при эксплуатации. Основной из них для энергетического оборудования является устойчивая, без перерывов из-за неполадок (отказов) работа в течение установленного межремонтного периода на требуемых режимах и нагрузках. Отказы могут вызвать недоотпуск электрической и тепловой энергии. Нару- шение диспетчерского графика приводит к особенно тяжелым послед- ствиям в периоды пиков потребления, когда все оборудование работает с максимальными нагрузками, а резервы мощности минимальны. Не- достаточно надежное энергетическое оборудование необходимо резер- вировать Требуемая мощность резерва и затраты на ёго сооружение будут тем больше, чем ниже надежность основного оборудования. Устранение причин отказов или неблагоприятного изменения характе- ристик требует также затрат рабочей силы, запасных частей и т. д. Та- ким образом, надежность во многом определяет экономическую эф- фективность энергетического оборудования и в частности ГТУ. В зависимости от состояния и диспетчерского графика энергетическое оборудование в течение принятого отчетного периода (обычно календарный год или несколько лет, составляющих цикл между капитальными ремонтами) может находиться в работе (тр), резерве (тРез), на плановом обслуживании, среднем или капитальном ремонте Тп.п.р и, наконец, в вынужденном (аварийном) простое тв.п- Используя данные о вре- мени этих состояний и количестве отказов (п), можно определить комплексные показа- тели надежности, которыми в соответствии с ГОСТ 13377-75 являются коэффициент готовности Аг=Тр/(Тр-Г'Гв.п)=(Тр/л)/[(Тр/«)-)-(т1!.п/п)]> (8.1) где Тр/и — средняя наработка на отказ; тв.п/я— среднее время восстановления, и коэффициент технического использования Ат=Тр/(Тр~|-Тв.п-)-'гп П.р). ^8.2) 205
Кроме этих показателей для оценки эксплуатационных качеств ГТУ используются: коэффициент вынужденных простоев К,.и=Тв.п/тр=(1/Кг)—1=к1—Кг; . (8.3) коэффициент безотказности пусков Kn=z/(z+z'), _ ' (8.4) где z—количество успешных пусков; z'— количество неудавшихся (закончившихся отказом) попыток пуска. Определенные на большом количестве однотипного оборудования, эти коэффициен- ты приобретают статистический смысл и характеризуют вероятность того, что ГТУ окажется работоспособной в любой момент времени в период между плановыми ре- монтами или обслуживанием (Кг), в течение заданного календарного (тк=тр-фтрез-(- +тв.п+Тп.п.р) времени (Кт) или будет включена в сеть по требованию диспетчера. Для характеристики условий эксплуатации ГТУ используются коэффициент рабо- чего времени КР=тр/тк и коэффициент использования установленной мощности Kn= =Э/(КвомТк), где Э—'Выработанная электроэнергия; Л'лом— номинальная мощность ГТУ, а также наработка на запуск тн=тр/г. В зарубежной (а иногда и отечественной) литературе аналогичные Кг и Кг по- нятия называют иначе: Кг, учитывающий аварийные (вынужденные) простои, — коэф- фициентом надежности, а Кг — коэффициентом готовности. Часто они определяются не по наработке, а по календарному времени, например Кг ('ЙС---- 'СВ.п)/ТК> Кг~ (тк тв л Та_п.р)/тк. Для непрерывно работающих базовых ГТУ получаемые из этих выражений численные значения мало отличаются от рассчитанных по ГОСТ 13377-75; для пиковых ГТУ, длительное время находящихся в резерве, они могут отличаться в 1,5—2 раза. Для периодически работающих ГТУ время вынужденного простоя во многих слу- чаях полностью или частично совпадает с временем простоя в резерве и не характе- ризует их неготовности к покрытию графика нагрузки. Чтобы учесть это, в ГОСТ 22700-77 для оценки работы пиковых ГТУ используется условный коэффициент готов- ности Кт = тр/(тр + св п(тр-фтв п)/тк], представляющий собой отношение времени работы к сумме времени работы и вынужденных простоев для ликвидации послед- ствий отказов, помноженной на отношение времени, когда работа ГТУ требовалась по условиям энергосистемы (т«лр-|-тв.п), к календарному времени Ьтчетного периода. При Тв.и<Стр численное значение Кт близко к Кг. В табл. 8.1 систематизированы результаты обследований, которые проводились Та блица 8.1. Распределение повреждений ГТУ по времени Повреждаемые узел в система Число повреждений к общему числу обследованных ГТУ, % Ф К. <U _ S к flj g X Ф CL in, О X О и Ж Наработка, тыс. ч. 2,5 2.5-5 5-10 10-15 15-20 20—25 25—30 30—40 Турбина 24,7 7,4 15 15,5 27,6 8,8 10,3 4,3 78 Компрессор 8,2 1,4 2,5 5,2 2,1 3,о 6,8 13 59 Камеры сгорания с га во- 7.9 — 2,5 3,4 4,2 5,8 3,4 •— 27 ходами Подшипники 8,5 1,4 6,2 3,4 6,4 5,8 — 32 Теплообменники и выход- 4,7 — — 5,2 2,1 3,0 3,4 — 27 ные газоходы Прочие 8,2 2,9 3,8 5,2 8,5 — 6,8 9,0 20 Всего 62,2 13,1 30,0 37,9 50,9 26,4 30,7 26,3 — 206
s ФРГ и охватывали к 1979 г. 96 ГТУ обычного типа общей мощностью 2ДО=3,65 ГВт и 22 ГТУ с авиадвигателями 2W=0,49 ГВт, проработавших в сумме 550 агрегато-лет [128]. На них обнаружено около 300 неполадок. Наибольшее число новреждений на- блюдается во время сдачи и пробной эксплуатации, в течение первых 2,5 тыс. эквивалент- ных часов работы ГТУ, когда выявляются конструктивные и технологические недоработ- ки. В дальнейшем после устранения обнаруженных дефектов оборудование длительное время работает с максимальной присущей ему надежностью, а причинами отказов Рис. 8.1. Влияние восстановительного ремонта посередине срока службы на надеж- ность деталей ГТУ фирмы «Дженерал Электрик»: а — сопловые лопатки I ступени; б—пламенные трубы камеры сгорания; в — патрубки подвода газов к турбине; 1 — высокая надежность; 2 — удовлетворительная надежность; 3 — низкая на нежность; 4 — наработка, ч; 5 — без ремонта; б — с ремонтом являются чаще всего ненормальные условия нли режимы эксплуатации и недостатки конструкции, проявляющиеся во времени/ На последнем этапе эксплуатации число отказов снова возрастает вследствие выработки деталями их реального ресурса. Про- филактические ремонты или замена наиболее изношенных деталей позволяют на этом этапе существенно повысить их надежность (рис. 8.1). ГТУ, рассматриваемые в табл. 8 1, не достигли еще этого этапа использования. Рост числа повреждений в интервале от 15 до 20 тыс. эквивалентных часов объясняется тем, что на это время приходятся капитальные ремонты, при которых обнаруживаются внутренние дефекты. Статистика повреждений основных деталей ГТУ приведена в табл. 8.2, а их причины классифицированы в табл. 8.3. Большая часть неполадок вызвана дефектами оборудо- вания в основном из-за ошибок при проектировании. Существенное уменьшение экс- плуатационных ошибок в 1975—1979 гг. связано с совершенствованием систем, авто- матизации контроля и защиты. Доля неполадок, вызванных попаданием посторонних предметов, действием сети и т. д., увеличилась. Таблица 8.2. Статистика повреждений основных деталей ГТУ [128] Повреждаемый узел и система Доля общего числа повреждений, % 1970—1975 гг. 1975—1979 гг. Рабочие лопатки и ротор турбины 31 29,3 Направляющие лопатки и диафрагмы турбины 8 21,2 Рабочие лопатки и ротор компрессора 12 4,8 Направляющие лопатки и аппараты компрессе- 4 5,3 Камеры сгорания и газоходы горячих газов 11 6,3 Подшипники 6 14,4 Теплообменники, выходные газоходы 6 5,8 Корпуса и уплотнения 4 3,4 Арматура, воздухопроводы и другие трубопро- 7 1,4 воды ГТУ Вспомогательные устройства и фундаменты 7 3,3 Прочие 4 4,8, Всего 100 100 207
Таблица 8.3. Причины неполадок на ГТУ [128] Причина неполадок Период 1971—1975 гг.' 1975—1979 гг. Дефекты оборудования, % В том числе: 70 73,1 ошибки при расчетах и проектировании 40 44,8 дефекты монтажа 17 10,6 дефекты изготовления и ремонта 11 14,2 дефекты материала 2 3,5 Дефекты эксплуатации, % В том числе: 26 10,6 ошибки при управлении 14 3,5 ошибки при техническом обслуживании 12 7.1 Посторонние воздействия, % 4 16,3 Поломки турбинных лопаток происходят из-за вибрации или неудовлетворитель- ного охлаждения, а после длительной работы — из-за высокотемпературной коррозии, термоусталостных трещин и эрозии. Причинами поломки лопаток компрессора являют- ся помпаж, коррозия и вибрации. Развитие аварии приводит к разрушению последую- щих ступеней. Продолжительность ремонта турбины составляет от 30 до 180 дней. Почти при всех авариях вследствие особенностей конструкции или сопутствующих по- вреждений приходится вскрывать весь агрегат, а после лопаточных аварий в турбине заменять все сопловые и рабочие лопатки. Стоимость ремонтно-восстановите