Гту замкнутого цикла на подшипниках с газовой смазкой Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

I

УДК 629.12-621.822.575

ГТУ ЗАМКНУТОГО ЦИКЛА НА ПОДШИПНИКАХ С ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ

В.В. ДИДОВ

Дальневосточный государственный технический университет, г. Владивосток

Шариковые и роликовые подшипники имеют ограничения по частоте вращения, так как с ростом частоты вращения растут центробежные силы, которые вызывают большие контактные напряжения. Газодинамические подшипники не имеют таких ограничений, так как в них отсутствуют вращающиеся части за исключением вала, и поэтому в турбомашинах преимущества газовых опор становятся все весомее, несмотря на их кажущуюся низкую несущую способность.

Проектирование подшипников с газовой смазкой ГТУ должно учитывать весь спектр статических и динамических нагрузок на радиальные и осевые подшипники. Так, в частности, должна быть определена область устойчивости ротора и определены допустимые амплитуды вынужденных колебаний ротора на радиальных подшипниках. Рассчитаны осевые усилия от газодинамических сил со стороны турбины и компрессора, а профилирование их проточной части необходимо осуществить не только с точки зрения получения максимального внутреннего к.п.д., но и целью уменьшения результирующего осевого усилия, действующее на осевой подшипник. Такой подход позволяет создать не только надежные конструкции подшипников ГТУ, но и уменьшить механические потери в них.

Применение замкнутых циклов в ГТУ допускает широкий диапазон изменения мощности установки без изменения эффективного к.п.д. ГТУ, но при повышении давления газа в замкнутом контуре ГТУ увеличивается осевое усилие, действующего на ротор, а также нагрузка, воспринимаемая осевым подшипником. Выполненный проект двигателя генератора и натурные испытания опытных образцов турбокомпрессора наддува ДВС на подшипниках с газовой смазкой, на базе которого разработан двигатель генератор, вселяет уверенность в его высокой надежности.

В последнее десятилетие в серийном производстве энергетических установок началось применение подшипников с газовой смазкой. Так, в исследовательском центре Glenn NASA (США) [http://www.sti.nasa.gOv/l разработан турбокомпрессор на лепестковых газодинамических подшипниках (ЛГП) с температурой газа перед турбиной 650°С и частотой вращения ротора 60000 об/мин. При этом рабочий диапазон температур подшипников турбокомпрессора находится в широких пределах от -157°С до 900°С.

Фирма Capstone turbine (США) [1] выпускает серийно, начиная с 1997 года, микро-турбогенераторы моделей С30 и С60 для выработки электрической и тепловой энергии: мощностью 30 и 60 кВт электрической и 60 и 120 кВт тепловой энергии, соответственно, на газодинамических подшипниках. Эти турбогенераторы полностью автономны и не нуждаются в обслуживании, в них

© В. В. Дидов

Проблемы энергетики, 2005, № 5-6

отсутствует система масляной смазки, коэффициент использования тепла установки с учетом утилизации тепла уходящих газов достигает 96%, срок службы микро-турбогенератора составляет 65000 часов, а уровень шума составляет 58 дБ.

Шариковые и роликовые подшипники имеют ограничения по частоте вращения, так как с ростом частоты вращения растут центробежные силы, которые вызывают большие контактные напряжения. Газодинамические подшипники не имеют таких ограничений, так как в них отсутствуют вращающиеся части за исключением вала, и поэтому в турбомашинах преимущества газовых опор становятся все весомее, несмотря на их кажущуюся низкую несущую способность.

Проектирование подшипников ГТУ должно учитывать весь спектр статических и динамических нагрузок на радиальные и осевые подшипники [2]. Так, в частности, должна быть определена область устойчивости ротора и определены допустимые амплитуды вынужденных колебаний ротора на радиальных подшипниках. Рассчитаны осевые усилия от газодинамических сил со стороны турбины и компрессора, а профилирование их проточной части необходимо осуществить не только с точки зрения получения максимального внутреннего к.п.д., но и с целью уменьшения результирующего осевого усилия, действующего на осевой подшипник. Такой подход позволяет создать не только надежные конструкции подшипников ГТУ, но и уменьшить механические потери в них.

Применение в ГТУ на газовых подшипниках, работающих по открытому циклу, в качестве топлива угля приводит к эрозии сопловых и рабочих лопаток и отложениям в проточной части турбомашин, что, в свою очередь, приводит к разбалансировке ротора и выходу подшипников из строя. Газодинамические подшипники также чувствительны к загрязнению газовой среды, в которой они работают, а при использовании ГТУ открытого цикла неизбежно попадание угольной пыли в подшипники. Применение замкнутых циклов в ГТУ устраняет эти проблемы и позволяет более успешно применять в них газодинамические подшипники.

К особенностям ГТУ замкнутого цикла относится следующее: внутренний тракт ГТД замкнут и отделен от атмосферы, рабочее тело не смешивается ни с атмосферным воздухом, ни с топливом.

Применение замкнутого цикла в ГТУ имеет следующие преимущества [3]:

• Любой газ или смесь газов с подходящими теплотехническими свойствами может использоваться в качестве рабочего тела.

• Нижний уровень давления может быть выше атмосферного в несколько раз, что позволяет регулировать мощность ГТУ в широких пределах, изменяя плотность газа без снижения внутреннего к.п.д. ГТД.

• Продукты сгорания не смешиваются с рабочим телом, поэтому отсутствует занос проточной части и отложения продуктов сгорания на лопатках.

• Внутренний к.п.д. турбины и компрессора выше, чем у ГТД открытого цикла.

Использование радиальных турбомашин малых размеров позволяет значительно сократить массу установки и ее габариты и при этом обеспечить высокий внутренний к.п.д. агрегатов. Консольная компоновка центростремительной турбины (ЦСТ) и высоконапорного центробежного компрессора (ЦК) с подшипниками на газовой смазке позволяет получить

высоконадежный двигатель генератор с внутренним к.п.д. агрегатов равным 0.88 [4]. Для ГТУ замкнутого цикла в качестве рабочего тела наиболее перспективно использование гелия, так как при этом значительно уменьшаются габариты и масса установки, но в этом случае необходимо применять турбины и компрессоры осевого типа, так как срабатывание высоких тепло перепадов (350480 МДж/кг) в одной ступени радиального типа ограничивается высокими окружными скоростями на среднем диаметре. Для ЦСТ в качестве рабочего тела турбомашины можно использовать смесь гелия и ксенона или аргон, и при этом можно получить умеренные окружные скорости на наружном диаметре рабочего колеса [4].

В представленном проекте ГТУ замкнутого цикла в качестве рабочего тела выбран воздух. На рис. 1 представлены зависимости эффективного к.п.д. ГТУ от степени повышения давления в цикле при степенях регенерации равных г = 0; г = 0,5 ; г = 0,75 ; г = 0,9 . Температура газа перед соплами составляет Т3 = 1023 К, перед компрессором - Т = 303 К, внутренний к.п.д. турбины 0,9; адиабатный к.п.д. компрессора 0,87; к.п.д. камеры сгорания 0,98; механический к.п.д. ГТУ 0,99.

Степень повышения давления Рис.1. Зависимость эффективного кпд ГТУ от степени повышения давления в цикле

Из полученных зависимостей видно, что эффективный к.п.д. достигает наибольшего значения равного 0.32 при г = 0,9 и степени повышения давления в

цикле п к = 3,5.

На рис. 2 представлена тепловая схема ГТУ замкнутого цикла, имеющая в качестве рабочего тела ГТД воздух. Воздух из концевого охладителя 10 поступает в компрессор 2, имеющий степень сжатия пк = 3,7, затем он поступает регенератор бив воздушный котел 9, где нагревается до температуры Т3 = 1023 К и затем в ЦСТ 1. После турбины воздух поступает в регенератор 6, где отдает часть тепла, а затем поступает в концевой охладитель 10, и цикл повторяется.

<

Рис.2. Тепловая схема ГТУ замкнутого цикла:

1-турбина двигателя генератора; 2-компрессор двигателя генератора; 3 -генератор;

4-турбина системы регулирования; 5- компрессор системы регулирования; 6 -регенератор;

7-аккумулятор высокого давления; 8- аккумулятор низкого давления; 9 - воздушный котел;

10 - концевой охладитель рабочего тела;11- насос системы теплофикации;12-экономайзер

Параллельно с основным двигателем генератором установлен турбокомпрессор 4,5 системы регулирования, но с гораздо меньшим расходом воздуха. Его назначение - дожимать часть воздуха, отбираемого после компрессора двигателя генератора, и направлять его в аккумулятор высокого давления 7.

В системе установлены аккумуляторы высокого 7 и низкого 8 давления. При вводе в установку газа из системы высокого давления увеличивается плотность газа, массовый расход и, следовательно, мощность, а при его выпуске в аккумулятор низкого давления, наоборот, плотность газа, массовый расход и, следовательно, мощность уменьшаются.

При противодавлении газа после турбины 0,105 МПа расход газа через турбину составляет 0,340 кг/с, эффективная мощность установки составляет 30 кВт, тепловая мощность установки 60 кВт, а при противодавлении 2,1 МПа расход газа через турбину составляет 6,80 кг/с, эффективная мощность установки 600 кВт, тепловая мощность установки 1200 кВт, соответственно. Рабочая частота вращения ротора составляет 68000 об/мин.

На рис. 3. представлен общий вид газотурбинного двигателя генератора на лепестковых газодинамических подшипниках [2]. Компоновка ротора выполнена с консольным расположением центростремительной турбины ЦСТ 11 и высоконапорного центробежного компрессора 15 и расположенным посредине

электрогенератором 12. Радиальный лепестковый газодинамический

подшипник 8 расположен между турбиной и генератором, а радиально-осевой лепестковый газодинамический подшипник 3 расположен между компрессором 15 и генератором 12.

Рис.3. Газотурбинный двигатель генератор на лепестковых газодинамических подшипниках: 1-корпус электрогенератора; 2-уплотнение компрессора; 3-подшипник осевой лепестковый; 4-кольцо дистанционное; 5-лопаточный диффузор компрессора; 6-улитка компрессора;

7- направляющий аппарат компрессора; 8-корпус подшипника турбины;

9-втулка уплотнительная; 10-улитка турбины; 11-сопловый аппарат турбины;

12-ротор электрогенератора; 13-гайка колеса компрессора; 14-диск упорный с лопатками вентилятора; 15-колесо компрессора; 16-шайба балансировочная; 17-ротор турбогенератора

На вал насажены ротор электрогенератора из постоянного магнита, упорный диск 14 осевого лепесткового подшипника с лопатками вентилятора для охлаждения полости обмоток электрогенератора, колесо компрессора 15, балансировочная шайба 16 и гайка 13.

Для соединения вала с колесом турбины применена вакуумнодиффузионная сварка. Диаметр цапф радиальных подшипников составляет 40 мм. Ротор выполнен полым и его масса составляет 2,185 кг, а массовые полярный и экваториальный моменты инерции равны Iр = 0,00153 кг-м2, = 0,01266 кг-м2 в

сборе с упорным диском и колесом компрессора.

Упорный диск осевого ЛГП выполнен из алюминиевого сплава АК-4 и подвергнут микро-дуговому оксидированию с последующей шлифовкой. В результате такой обработки твердость поверхности диска достигла 96 HRC^. Применение алюминиевого сплава АК-4 вместо стали позволило уменьшить массовый полярный момент инерции ротора с 0,000275 кг-м2 до 0,000096 кг-м2, что важно для обеспечения приемистости двигателя генератора.

Конструкция радиальных ЛГП представлена на рис. 4. Каждый радиальный ЛГП имеет по 7 лепестков, изготовленных из дисперсионно твердеющего сплава 36НКХБМЮ, покрытых антифрикционным покрытием. Для ЛГП разработаны покрытия, обеспечивающие высокие антифрикционные свойства при пуске и остановке ротора, а также работу подшипников без охлаждения. Наибольший интерес представляют покрытия, разработанные в исследовательском центре Glenn NASA (США) [5], обеспечивающие работу подшипников при температуре до 650°С.

Для расчета несущей способности, момента трения и мощности трения радиальных ЛГП составлена программа расчета, основанная на численном решении дифференциального уравнения Рейнольдса и дифференциального уравнения прогиба балки. Расчеты несущей способности радиальных ЛГП показали, что запас несущей способности у них вполне достаточен, и основное внимание необходимо уделить снижению результирующей осевой силы от турбины и компрессора.

Осевой ЛГП (рис. 5) имеет наружный диаметр лепестков 100 мм, а внутренний - 40 мм. Один ЛГП крепится к корпусу генератора, а другой - к уплотнению компрессора, и они расперты дистанционным кольцом. В корпусе электрогенератора и корпусе подшипника турбины смонтированы два радиальных ЛГП.

ГГ) (2)

Рис.4. Радиальный лепестковый газодинамический подшипник:

1-втулка;2-лепесток

На рис. 6 представлены зависимость осевого усилия со стороны турбины и компрессора, а также результирующее осевое усилие от отношения давлений Ps/Pa (Ра- атмосферное давление; Рв- противодавление в замкнутом контуре ГТУ; Ра=1,01-105 Па, Рв=(1,01—20,2)-105 Па). Из графиков видно, что результирующее осевое усилие возрастает с ростом отношения Рв/Ра и достигает значений 1300 Н при частоте вращения ротора 68000 об/мин.

Рис. 5. Осевой лепестковый газодинамический подшипник

Повышение давления газа в замкнутом контуре ГТУ приводит к увеличению осевого усилия, действующего на ротор, а также нагрузки, воспринимаемой осевым подшипником. При этом возрастают прогибы лепестков, что необходимо учитывать при выборе толщины лепестка и его конструировании. Необходимо проектировать лепесток так, чтобы его жесткость имела нелинейный характер и увеличивалась с ростом прогиба лепестка.

Для расчета несущей способности W, момента трения и мощности трения N осевых ЛГП составлена программа расчета, основанная на численном решении дифференциального уравнения Рейнольдса и уравнения деформации лепестка.

Отношение давлений Ръ/Ра

Рис. 6. Зависимость осевого усилия на ротор от отношения давлений Ръ/Ра

На рис. 7 представлена зависимость несущей способности и мощности трения осевого ЛГП от отношения давлений в замкнутом контуре к атмосферному давлению Ръ/Ра при различных значениях податливости лепестков.

♦ ', а№=0 ■ N1, а^а=0. А ', аИа=0.1 Х№, аИа=0.1 Ж', аИа=0.5

• N1, аИа=0.5

Отношение Р$/Ра

Рис.7. Зависимость несущей способности и мощности трения осевого ЛГП от отношения давлений Ps/Pa

Из графиков видно, что с ростом отношения давлений Ps/Pa несущая способность подшипников увеличивается и тем больше, чем меньше податливость лепестков АНа. С ростом податливости лепестков увеличиваются прогибы лепестка, увеличивается зазор между лепестком и упорным диском и, следовательно, несущая способность уменьшается. Мощность трения меняется незначительно при изменении противодавления в контуре и достигает значения 1,4 кВт при зазоре С=0.00002 м, частоте вращения ротора 68000 об/мин и нулевой податливости лепестка.

Из графиков зависимости несущей способности и мощности трения осевого ЛГП от угловой скорости вращения ротора при Ps/Pa=20 (рис. 8) видно, что несущая способность возрастает с ростом угловой скорости ротора тем больше, чем меньше податливость лепестков. Запас по несущей способности осевого ЛГП достаточен для его надежной работы.

Мощность трения растет по параболе с ростом угловой скорости ротора и влияние податливости на мощность трения значительно меньше, чем на несущую способность. Для снижения потерь на трение можно рекомендовать уменьшение результирующего осевого усилия путем соответствующего проектирования турбины и компрессора.

X

3

О

§

£

¡5

и

О

X

ю

о

и

о

с

в

10000

30000

50000

70000

Частота вращения ротора, об/мин Рис.8. Зависимость несущей способности и мощности трения осевого ЛГП от частоты вращения ротора Выполненный проект двигателя генератора и натурные испытания опытных образцов турбокомпрессора наддува ДВС на подшипниках с газовой смазкой [6], на базе которого разработан двигатель генератор, вселяет уверенность в его высокой надежности.

На основании анализа разработанной ГТУ замкнутого цикла можно сделать следующие выводы:

• ГТУ имеет высокую экономичность в эксплуатации, эффективный к.п.д. составляет 0,32, и он может быть значительно увеличен при применении эффективного охлаждения рабочего колеса ЦСТ и увеличении температуры газов перед турбиной (до 0,40 при Т3 = 1273 К), что больше, чем у стационарных паротурбинных установок, у которых эффективный к.п.д. достигает значений

0,33, а с учетом утилизации тепла уходящих газов коэффициент использования тепла ГТУ достигает значений 0,96;

• ГТУ можно размещать в непосредственной близости от потребителей энергии и, тем самым, значительно сократить потери энергии при доставке (до 50% составляют потери по теплу);

• ГТУ имеет возможность работы на дешевом топливе - угле, запасы которого в России значительно выше, чем нефти и газа;

• ГТУ имеет высокую надежность работы (ресурс 65000 -100000 часов);

• конструкция ГТУ компактна (применение газодинамических опор приводит к снижению массы не менее чем на 15% в аналогичных конструкциях);

• ГТУ имеет широкий диапазон изменения нагрузок от 200 кВт до 600 кВт без изменения эффективного к.п.д. ГТУ (нижний уровень мощности зависит от объема аккумуляторов высокого и низкого давления);

• ГТУ имеет значительно меньшие капитальные затраты при производстве (по сути имеются всего две дорогостоящие и наиболее ответственные детали в изготовлении, кроме ЛГП, - это вал с колесом турбины и колесо компрессора);

• ГТУ имеет полную автономность работы при использовании газообразного топлива;

• ГТУ имеет пониженную пожароопасность, так как отсутствует масляная система смазки;

• ГТУ безопасна в эксплуатации;

• ГТУ имеет минимальное загрязнение окружающей среды.

Разработанный двигатель генератор имеет значительно лучшее

соотношение цена-качество как на кВт выработанной электроэнергии, так и по стоимости агрегата в целом, по сравнению с микро турбогенератором С30 (стоимость микро турбогенератора С30 составляет 27000 долларов США и необходимо устанавливать кластер из двадцати микро турбогенераторов С30 или десяти С60 для производства 600 кВт электрической энергии) [1]. Производство ГТУ замкнутого цикла на лепестковых газодинамических подшипниках приведет к снижению затрат на производство электрической и тепловой энергии.

Summary

Ball and roller bearings have restrictions on frequency of rotation as with growth of frequency of rotation centrifugal forces, which cause the big contact pressure, grow. Self acting gas bearings have no such restrictions as in them there are no rotating parts except for a shaft and consequently in turbo machines of advantage of gas bearings to become all ponder able, despite of their seeming low bearing carrying ability.

Designing of bearings with gas bearings gas turbine unit (GTU) should take into account all spectrum of static and dynamic loadings on radial and axial bearings. So the area of stability of a rotor in particular should be determined and allowable amplitudes of the compelled fluctuations of a rotor on radial bearings are determined. Axial efforts from gas-dynamic forces are designed on the part of the turbine and the compressor, and profiling of their flowing part is necessary for carrying out not only from the point of view of reception of the maximal internal performance index, but also the purpose of reduction of the resulting axial effort working on the axial bearing. Such approach allows to create not only reliable designs of bearings GTU, but also to reduce mechanical losses in them.

Application of the closed cycles in GTU supposes a wide range of change of capacity of installation without change of effective performance index GTU, but at increase of pressure of gas in closed contour GTU the axial effort, working on a rotor, and also loading perceived by the axial bearing increases. The executed project of the engine of the generator and natural

tests of pre-production models turbocharger pressurization internal-combustion engine on gas

bearings on the basis of which the engine the generator is developed, installs confidence of its

high reliability.

Литература

1. Ситников В.И. Микротурбогенераторы для распределенных энергетических систем // Инфо.-М.; 2003.

2. Дидов В.В. Динамика роторов судовых турбомашин на подшипниках с газовой смазкой: Монография. - Владивосток: Издательство ДВГТУ, 2005. - 140 с.

3. Курзон А.Г. Теория судовых паровых и газовых турбин.- Л.: Судостроение, 1970. - 592с.

4. Розенберг Г.Ш., Ткачев Н.М., Костыркин В.Ф. Центростремительные турбины судовых установок.- Л.: Судостроение, 1973.- 216с.

5. Malcolm K., Christopher Della Corte. Friction and Wear Characteristics of Cu-4Al Foil Bearing Coating at 25 and 650°С. NASA/TM—2004-212972, Springfield, VA: National Technical Information Service, 2004.

6. Разработка и исследование турбокомпрессора наддува дизелей на

газодинамических подшипниках / А.И. Самсонов, В.В. Дидов, Ю.Б. Береза и др. // Тезисы докл. Республиканской научно-технической конференции

"Научно-технические проблемы энергомашиностроения и пути их решения”. - Санкт-Петербург, 1992. - С.12.

Поступила 11.04.2005