CC BY
54
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА
УДК 6:621.515 А. Д. ВАНЯШОВ
Т.А.ГУРОВА С. В. КОНОНОВ Д. А. НОВОСЕЛЬЦЕВ
Омский государственный технический университет
ОАО «Транссибнефть»
ОАО «Омское моторостроительное конструкторское бюро»
ОЦЕНКА ВОЗМОЖНОСТИ
ПОВЫШЕНИЯ НАПОРНОСТИ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАГНЕТАТЕЛЕЙ
ПРИРОДНОГО ГАЗА
ЗА СЧЕТ ПРИМЕНЕНИЯ СТУПЕНЕЙ
С ОСЕРАДИАЛЬНЫМИ
РАБОЧИМИ КОЛЕСАМИ_
В статье приведены результаты расчетно-теоретического анализа возможности создания центробежных нагнетателей природного газа, имеющих удвоенное отношение давлений в одной ступени на основании экспериментальных газодинамических характеристик, полученных при испытании модельных ступеней в лабораторных условиях на воздухе. Выполнен анализ различных методик пересчета характеристик с воздуха на природный газ с учетом изменения термодинамических свойств газа в области высоких давлений.
Центробежными нагнетателями природного газа (ЦБН) комплектуются сегодня более 90% линейных (ЛКС) и дожимных (ДКС) компрессорных станций магистральных газопроводов (МГ). Обеспечение на-
дежности поставок природного газа газотранспортными предприятиями от месторождений до потребителей непосредственно связано с эффективностью функционирования основного энерготехнологичес-
кого оборудования, а именно, центробежных нагнетателей и их привода (газотурбинных агрегатов или электродвигателей).
Снижение эффективности работы ЦБН с течением времени связано не столько с физическим износом элементов конструкции ЦБН, сколько с вынужденной работой их на нерасчетных режимах по производительности, главным образом из-за неизбежного снижения пластового давления на месторождении и уменьшения количества добываемого газа, т.е. массовой производительности МГ (1 ]. Кроме того, для КС характерно сезонное изменение производительности МГ, из-за неравномерного потребления природного газа в течение года, а также снижение мощности газотурбинного привода и, как следствие, на-порности ЦБН в летний период.
В связи с этими причинами предприятия ОАО «Газпром» вынуждены нести определенные затраты на реконструкцию ДКС и АКС в период падающей добычи [2]. Для ДКС характерно постоянное наращивание отношения давлений в ЦБН из-за снижения пластового давления для обеспечения требуемого давления в МГ и максимальной его загрузки. Для АКС в течение всего периода эксплуатации МГхарактер-но неменяющееся номинальное отношение давлений, если исключить случаи вывода из строя предшествующих АКС. В зависимости от соотношения давления на устье скважины и дебита скважин, питающих газопровод объемная производительность (Уи) ЦБН ДКС и АКС может уменьшаться или увеличиваться по сравнению с номинальной [ 1 ].
Промышленными предприятиями, работающими по заказам ОАО «Газпром», для ДКС и АКС выпускаются так называемые неполнонапорные (одноступенчатые) ЦБН с отношением давлений як = 1,22-1,24 и полнонапорные (с количеством ступеней в одном корпусе от 2-х до 5-ти и более) с отношением давлений я,= 1,44; 1,7; 2,2; 3,0 и т.д. Все известные выпускаемые промышленными предприятиями ЦБН имеют закрытые рабочие колеса (ЗРК) (с покрывающим диском) с загнутыми назад лопатками, т.е. угол установки лопаток на выходе из РК Д2 = 22,5-48°. В ступенях с такими РК отношение давлений не превышает 1,22-1,24 из-за низкой ихнапорности и ограничений верхнего предела окружных скоростей и2 = 250260 м/с по соображениям прочности.
11апорность рабочих колес определяется коэффициентом теоретического напора, определяемого, например, по формуле А. Стодолы
<Р,п = = 1 -—' «и Ря2 - (рп ■ с1дра _ (1)
и 2 2-1
где <рг2 = Сг2/и2 - коэффициент расхода; Сл - расходная составляющая абсолютной скорости; гг - число лопаток РК.
Для ЗРК традиционной конструкции, применяющихся в ЦБН природного газа, значения <рш < <0,55-0,65. Однако политропный КПД ступеней с низконапорными ЗРК достаточно высок и находится в пределах т}„ = 0,8-0,85 в зависимости от типа ступени (всасывающая, промежуточная, концевая) и конструктивного исполнения неподвижных элементов (лопаточный или безлопаточный диффузор). Дальнейшее повышение КПД ступеней с низконапорными ЗРК проблематично из-за технологических сложностей изготовления ЗРК с пространственными лопатками и укрепления тенденции применения ступеней с безлопаточными диффузорами (БЛД) в ЦБН природного газа. Как известно, ступени с БЛД имеют
более низкий КПД, но более широкий диапазон работы по расходу с незначительным снижением КПД относительно расчетной точки.
Как показывают данные обследования работы ЦБН природного газа в течение эксплуатации их на КС МГ [3, 4], фактические характеристики значительно отличаются от характеристик, гарантированных заводом-изготовителем. В табл. 1 приведены данные из работы [4] по фактическим политропным КПД некоторых ЦБН, находящихся в эксплуатации.
Как видно из табл. 1, фактический КПД ЦБН в условиях эксплуатации на КС во многих случаях не превышает 0,65. Причиной такой низкой эффективности ЦБН является то, что фактическая рабочая точка в большинстве случаев лежит на правой части газодинамической характеристики [1,5, 6], т.е. в области объемных расходов больше номинального и пониженных отношениях давлений. Наиболее часто использующиеся на АКС и ДКС ЦБН имеют ступени средней напорности с /^ = 35-48°, для которых характерно повышение потребляемой мощности с увеличением производительности по сравнению с номинальной мощностью приводной турбины (рис. 1 [7)). Это приводит к уменьшению частоты вращения вала приводной турбины и изменению газодинамических характеристик ЦБН. В итоге отношение давлений снижается еще значительней и ЦБН не обеспечивает требуемого давления в газопроводе.
В работе [6] предложено решение данной проблемы, заключающееся в том, что в ЦБН природного газа рекомендуется применять низконапорные ступени с рабочими колесами «насосного» типа, например с РД = 22,5°, у которых не происходит увеличение потребляемой мощности с ростом производительности. Это позволит поддержать существующий режим работы (имеется в виду нерасчетный режим) нагнетателей без снижения числа оборотов.
Рассмотрим альтернативный вариант модернизации ЦБН природного газа, применительно к меняющимся условиям эксплуатации, заключающийся в применении в их проточных частях высоконапорных ступеней.
Напорность ступеней может быть повышена за счет применения рабочих колес с большими углами установки лопаток на выходе рл = 70-90°, а также за счет повышения окружных скоростей вращения рабочих колес. Возможности последнего фактора лимитируются пределом прочности рабочих колес: закрытого типа - до 250-280 м/с; полуоткрытого типа - до 350-400 м/с.
Достоинствами высоконапорных ступеней являются: возможность достижения больших отношений давлений в одной ступени, что в конечном итоге приводит к снижению массогабаритных показателей КУ; более пологие характеристики КПД и отношения давлений, т.е. отклонения режима работы от номинального приводят к незначительному снижению эффективности работы ЦБН. При этом основным их недостатком являются невысокие значения КПД по сравнению с низконапорными ступенями.
Следует заметить, что повышение напорности ступеней ЦБН природного газа не является новой идеей. В конце 70-х - начале 80-х годов прошлого столетия Уральским турбомоторным заводом (г. Екатеринбург) для ДКС был выпущен ряд одноступенчатых ЦБН типа Н-16-76 с рабочими колесами традиционной конструкции закрытого типа, обеспечивающих отношение давлений 1,44. Известны разработки Невского завода (г. Санкт-Петербург) по применению в ЦБН природного газа высоконапорных осерадиаль-ных рабочих колес закрытого типа. Кроме того, ряд
Паспортные и фактические значения политропиого КПД ЦБН природного газа по данным эксплуатации на КС
ЦБН Н 295-24-1 Н 370-18-1 Н 235-28-1 НЦ-16-76 Н 650-23-1 НЦ-16/76-1.44
Пп tnatH.) о,вз 0,85 0,85 0,83 0,82 0,83
Лп 1фам/в) 0,62 0,58 0,57 0,55 0,62 0,60
Рис 1. Газодинамические характеристики ступеней с лопаточными диффузорами и различными типами рабочих колес при Мш=0,6112): 1-£2=90°; 2-Д2=45°; 3 - Д ,=22,5е.
зарубежных фирм («Nuovo Pignone», «Solar», «His-pano-Suiza») выпускает для газотранспортной промышленности ЦБН с осерадиальными рабочими колесами повышенной напорности [8]. Однако практическое использование таких ступеней на КС МГ в нашей стране не получило дальнейшего распространения ввиду низких прочностных характеристик рабочих колес как из-за повышенных окружных скоростей, так и из-за интенсивного эрозионного износа лопаток при более высоких скоростях сжимаемого газа. Последний фактор был во многом обусловлен некачественной подготовкой газа перед транспортировкой.
Улучшение прочностных характеристик рабочих колес при повышенных окружных скоростях может бьггь обеспечено за счет применения осерадиальных рабочих колес полуоткрытого типа (ПООРК), т.е. без покрывающего диска. ПООРК с пространственными лопатками широко используются в авиационной промышленности в составе газотурбинных двигателей и в нагнетателях наддува двигателей внутреннего сгорания.
Для проведения расчетно-теоретического анализа были использованы экспериментально полученные характеристики ступени (назовем ее условно модельной ступенью) с ПООРК, полученные при завод-
Основные параметры центробежной ступени
Параметр Значение
Диаметр рабочего колеса О,, м 0,1323
Относительная ширина рабочего колеса 0,06
Угол выхода лопаток РК рхг, град 90
Число лопаток рабочего колеса г2 24
Максимальный политропный КПД »/„ 0,786
Окружная скорость на максимальной частоте вращения, м/с 228,5
Условное число Маха Миг = Ц г / у]к ■ Я ■ Т „ 0,666
Степень повышения давления в расчетной точке, 1,482
Условный коэффициент расхода ф = 4. у / (к ■ й} -1/,) 0,087
У/ 0,88 0.86 0,84 0,82 0,80 0,78 0,76 0,74 0,72 0,70
0,04
0,06 0,08 0,10 0,12 0,14 ф
V
Рис. 2. Характеристики ступени на воздухе при Р"(1=101Э25 Па; Т'=293 К; к= 1,4; Я=287,2 Дж/(кг-К): 1 - М„= 0,404; 2 - Ми= 0,505; 3 - Ми= 0,605; 4 - Ми= 0,666.
ских испытаниях на ОАО «Омское моторостроительное конструкторское бюро».
Ступень включала в себя кроме ПООРК лопаточный диффузор, осевой канал подвода газа в камеру сгорания. Основные параметры ступени приведены в табл. 2, а газодинамические характеристики навоз-духе в безразмерном виде - на рис. 2.
Допущения, принятые при пересчете характеристик модельной ступени на условия работы натурного ЦБН природного газа:
1. Состав природного газа соответствует стандартно^ природному газу (СПГ) [9].
2. Природный газ находится в идеально газовом состоянии, но имеет термодинамические пара-
метры (Л, К) с учетом реальности при высоких давлениях.
3. Для натурного ЦБН динамическим напором можно пренебречь, поэтому полные параметры равны статическим я", = лк, т}п = г)„.
4. Потери в осевом канале модельной ступени эквивалентны потерям в кольцевой сборной камере постоянного сечения натурного ЦБН.
Для пересчета воздушных характеристик модельной ступени на природный газ ступени натурного ЦБН необходимо обеспечить равенство критериев динамического и кинематического подобия [7,10,11 ]. Кинематическое подобие (подобие входных и выходных треугольников скоростей) достигается равенством коэффициентов расхода в сходственных сечениях модельной и натурной ступеней = ср[ и <рг2 = (р'г2, а также коэффициентов теоретического напора Фиг = 'Рог • Динамическое подобие достигается равенством критериев динамического подобия (чисел Эйлера и Рейнольдса). В теории турбокомпрессоров вместо критерия Ей применяют числа Маха и показатель адиабаты, поскольку они связаны между собой соотношением Ей = (М2 -к)'1, а числа Яе в большинстве случаев лежат в области автомодельности. Характерными числами Маха, равенство которых следует обеспечить, являются числа Маха посчитанные
по абсолютной скорости С2 (МС2 = С2/НТ2) и относительной скорости IV,
Однако при практических расчетах значения этих скоростей обычно не известны, поэтому динамическое подобие сводят к выполнению равенства условных чисел Маха Миг = М'и2, определенных по окружной скорости РК, оговаривая при этом, что показатели изоэнтропы воздуха и газа не должны значительно отличаться к » к'.
При пересчете характеристик на природный газ следует считаться с неравенством кфк' ив угоду выполнения условий МС2 = М'С2 и М^, = Мпо методике (10, 11] отступают от выполнения равенства Ми2 = М'и2 в пользу выполнения равенства отношений удельных объемов (плотностей) кч2- — = Кг =
Р„
= ^. Еще одним условием пересчета характерис-
Р„
тик является выполнение равенства политропных КПД /?„ = т]'п и коэффициентов мощности у, = на сходственных режимах.
Через безразмерные параметры отношение плотностей представляет собой зависимость [7]
кг1 = [1 + (к-1)-п-угмЪ-Т'
(2)
<7 = 1п
- число политропы сжатия.
показатель изоэнтропы СПГА'= 1,31, апридавлениях 5,5-7,5 МПа принимает значения к' = 1,35-1,36. В литературе нет четких рекомендаций, при каких значениях к' можно считать к « к' и выполнять условие Ми2 =М'и2, а в каких случаях считать к * к' и выполнять условие ку2 = к[2, единственной рекомендацией является сформулированное в [10] требование, согласно которому чем ниже числа Мш, тем больше допустимая разница между к' и А. В высоконапорных ступенях с ПООРК числа Мш выше, чем в ступенях с низконапорными ЗРК, поэтому представляется целесообразным провести расчетный анализ для различных вариантов пересчета характеристик.
Проанализируем четыре варианта. Заданными во всех случаях являлись масштабный коэффициент I = (.О, /02) и начальные параметры работы на природном газе Тн, Р',„ р„.
1. Показатель изоэнтропы газа к'= 1,31. Условие определения окружной скорости (частоты вращения) м'и2 = м1П/рК
и,
Л,'
к-Я-Т„ к' Д' Г
(3)
гАе А,=.
(к'-1)
(к-1)
ОО"»' -1
- поправочный коэффи-
циент, полученный из (2) согласно условию ку2 = к[2.
Поскольку ку2 = К2, то кинематическое подобие срп = ср'п сводится к равенству условных коэффициентов расхода ф = ф', тогда производительность натурного ЦБН
у' = у ■
у
41
и2
(4)
2. Показатель изоэнтропы газа к'= 1,31. Условие определения окружной скорости (частоты вращения) М'и2 = Ми2, т.е. в формуле (2) коэффициент РК= 1. Поскольку к„2 Ф к[2, равенство коэффициентов расхода позволяет рассчитать объемную производительность натурного ЦБН
д
,/ \
2 /
41 К, и2 Кг
(5)
где У^Риг-^ + Рпр+Ртр) - коэффициент внутреннего напора (коэффициентмощности); Р141' Рту ~ эффициенты потерь на протечки и дисковое трение; _ ^
О = 1 - (р''1 + . коэффициент реакции ступени;
3. Показатель изоэнтропы газа к'= 1,36; М'и2 =
= ми2/рк.
¿-1 п — 1
Руководствуясь сформулированными выше допущениями при выполнении пересчетов характеристик по методикам [7,10, 11], следует иметь в виду, что показатель изоэнтропы природного газа при высоких давлениях возрастает, это показано в частности в работе |9]. Так, например, при давлении 0,1 МПа
60-С/; л-О'
Отношение давлений во всех случаях
л =
1 +
к'-1 кЯТ..
'ой /
к-1 к'Я'Т
(7)
4. Показатель изоэнтропы газа к'= 1,36; М'и2 =
Частота вращения ротора ЦБН в об/мин во всех случаях
(6)
№ варианта к' 1Г„ м/с п'м, об/мин ЛГ,. МВт у 1 , м3/мин
я* = "!«№.■<) ' Ч-;«,.,) = 0.786
1 1,31 0,651 280,07 9066 1,431 16,62 400,6
2 1.31 0,666 286,45 9272 1,453 17,78 427,0
3 1,36 0,659 289,0 9354 1,46 18,26 412,8
4 1,36 0,666 292,0 9448 1.47 18,81 423.6
=0.91 ' Ч= 0.776
1 1.31 0,592 254,76 8246 1,344 12,51 364,4
2 1,31 0,605 260,41 8430 1,361 13,36 385,3
3 1,36 0,599 262,86 8509 1,366 13,74 376,0
4 1,36 0,605 265,33 8589 1,374 14,13 384,2
»'ы> = 0.758 и^, ' '?:,(„,.„ = 0,771
1 1,31 0,494 212,68 6884 1,227 7,48 316,4
2 1,31 0,505 217,01 7025 1,237 7,94 330,1
3 1,36 0,5 219,12 7093 1,241 8,18 325,7
4 1,36 0,505 221,11 7157 1,246 8,40 331,7
"'ы> = 0,606 п^ = 0,747
1 1,31.. 0,395 .170,04 5504 1,136 3,66 243,2
2 1.31 0,404 173,6 5620 1,142 3,90 251,8
3 1,36 0,4 175,3 5674 1,145 4,01 250,6
4 1,36 0,404 176,9 5726 1,148 4.12 254,2
Внутренняя мощность ЦБН, Вт
/ , \ пое Л.
\Поб У р„
Характеристики натурного одноступенчатого ЦБН природного газа, полученные расчетом по приведенным выше формулам (1-7) для четырех вариантов представлены на рис. 3. В табл. 3 приведены основные параметры ЦБН в расчетной точке (при максимальном КПД) для тех же четырех вариантов на разных частотах вращения. Расчеты выполнены для рабочего колеса диаметром 0'2 = 600 мм.
Таким образом, методика пересчета по 2-му и 4-му вариантам приводит к смещению характеристик вправо по расходу по сравнению с 1-м и 3-м вариантами и увеличению энергетических параметров ЦБН. С другой стороны, увеличение показателя изоэнтро-пы также вызывает смещение характеристик вправо и вверх. В итоге, результаты пересчета по 2-му и 3-му вариантам оказываются близкими, причем расхождение уменьшается с уменьшением частоты вращения (числа Маха). Это показывает влияние условного числа Маха на энергетические характеристики ступени ЦБН и при Ми<0,4 методика выполнения пересчета характеристик и различие в показателях кик' незначительно сказываются на итоговых результатах.
В интересующей нас области отношения давлений (около 1,44) условные числа Маха немного превышают 0,6, поэтому более корректными следует признать 1-й и 4-й расчетные варианты, поскольку, как отмечается в [10], выполнение равенства ку2 = к'у2 способствует лучшему соблюдению условий динамического подобия (МС2 = М'С2 и М^, = М^,) в области условных чисел Маха Ми<0,6.
Поскольку в интервале давлений, в котором работают ЦБН на КС МГ, природный газ можно рассматривать как идеальный, но с учетом его реальности (с газовой постоянной гЯ' и показателем изоэнтропы
к' ''к-'',,
——; = -г—-;— для дальнейшего анализа
к-1 РК/рК~Р11/ри
выберем 3-й расчетный вариант.
Выполненный пересчет характеристик справед-
„ - Д.
лив, когда числа Реинольдса (Яе^ —-—-) лежат в
области автомодельное™, т.е. Яе„>Не= 5106 [10]. В случае испытаний на модельных ступенях с очень малыми геометрическими размерами (как в рассматриваемом случае) числа Яе(; могут быть меньше Ке(Л1|*А(в нашем случае Ке„ = 2106). Кроме того, в случае значительного различия в геометрических размерах модельной и проектируемой ступени, существенную роль может играть чистота обработки поверх-
о.о -1---------;-----1-------------—........—---------;---------------
100 200 300 400 500 600 V, м'/мин
100 200 300 400 500 600 у, м'/мин
Рис. 3. Газодинамические характеристики натурного ЦБН природного газа при Рн=5,17 МПа;Тн=288 К; 11-490,3 Дж/(кг-К): жирныесплошныелинии-к-1,36; М'т = Ми1//),; жирныепунктирныелинии-к'=1,36; М'т = М„,; тонкие сплошные лини и-к-1,31; М'иг = Мт/р,\ тонкие пунктирные линии-к-1,31; М.'т = Ми1.
ностей (техническая шероховатость Яа). Методика учета этих двух факторов приведена в работе [ 12] и принята международным стандартом [13].
Согласно этой методике считается, что вблизи максимума КПД доля потерь, которая не зависит от числа Яе, составляет 0-50%. Принимая эту долю, равную 50%, получаем соотношение между КПД в условиях эксплуатации г}'„ и полученным в условиях испытаний Т}„
1 - т}'п _ 0,5 + 0,5 • X / Лкр 1-77,, 0,5+ 0,5'Л/ Лкр
(9)
где Л', Л, Л,р1 - коэффициенты трения в условиях эксплуатации, испытаний и при критическом числе Яе.
При критических числах Яе коэффициент трения определяется по уравнению Кармана
1
К
= 1,74-2-1д
( Г1 Л
ь
(10)
Коэффициенты трения в эксплуатационных условиях и в условиях испытаний определяются по формуле Коулбрука
= 1,74-2-*
2— +
18,7
Ь2 Яе- уГ
(11)
где число Рейнолъдса в данной методике принято
Яе =
(12)
где Яа', Ь\- техническая шероховатость поверхности и ширина рабочего колеса натурной ступени.
где у„ - коэффициент кинематической вязкости воздуха при начальных условиях испытаний, м'7с.
В формуле (11) примем одинаковый коэффициент кинематической вязкости как для испытаний, так и для эксплуатационных условий для того, чтобы оценить влияние только лишь изменения геометрических размеров и чистоты обработки поверхностей модельной и натурной ступеней. Значение технической шероховатости в формулах (9-11) примем для модельной ступени Ла = 0,63, для натурной ступени Яа = 2,5.
об/мин С/',. м/с п(та11 Ац.% ,т. Ал Л/',. МВт ЛИ,, МВт у,' ■ м'/мин
9354 289,0 0,659 0,817 3,1 1,470 0,01 18,0 -0,26 416,4 3,6
8509 262,86 0,599 0,810 3.4 1,376 0,01 13,6 -0,14 379,1 3,1
7093 219,12 0,5 0,807 3,6 1,248 0,007 8,1 -0,0В 331,0 5,3
5674 175,3 0.4 0,788 4,1 1,150 0,005 3,9 -0.1 253.6 3,0
МВт
100
200
300
400
500
600 V, м'/мин
100
200 300 400 500 600 V, м'/мин
100
200
300
400
500
600 V, м'/мин
Рис. 4. Газодинамические характеристики натурного ЦБН природного газа приР„=5,17 МПа; ГЯ=288К; К<=490,ЗДж/(кг-К); к"=1,36: сплошные линии - с учетом влияния числа Ие; пунктирные линии - без учета влияния числа Ие.
Изменение внутреннего напора и расхода при увеличении числа Яе
- = 0,5 + 0,5Ч>,
г \
Ъ. Л
(13)
Результаты моделирования характеристик с учетом поправки на увеличение чисел Рейнольдса по формулам (8-14) даны на рис. 4. Расчет поправки к газодинамическим характеристикам проводился для варианта № 3. В табл. 4 приведены параметры в расчетной точке на всех частотах вращения и дано сравнение с базовым вариантом № 3.
При полученном увеличении КПД на 3-4% достигается уровень политропного КПДдо 80-82%, что позволяет сделать оптимистичный прогноз по поводу возможных перспектив использования ступеней с ПООРК в ЦБН природного газа. Дополнительный
'/, МВт
200
300
400
500
600 V, м /мин
200
300
400
500
600
У, м'/мин
In 0,80 0,70 0,60 0,50 0,40 0,30
1 1
■-Г..... 1 1 .......— • - \
200
300
400
500
600 V, м'/мин
Рис. 5. Газодинамические характеристики ЦБН природного газа слопаточными диффузорами: сплошные линии - одноступенчатый с РК высокой напорности (Д2=90°); пунктирные линии - двухступенчатый с РК средней напорности (Д^2=45°
учет различия вязкости воздуха и природного газа в формулах (12) приведет к еще большему повышению КПД (еще примерно на 1 -1,5%) по сравнению с испытаниями на модельной ступени. Однако это нами не было сделано преднамеренно, поскольку в газодинамические характеристики, полученные на воздухе при испытаниях натурных ЦБН в заводских условиях, при пересчете на природный газ в настоящее время такая поправка не вводится.
Для более наглядной демонстрации преимуществ и недостатков спроектированного одноступенчатого ЦБН со ступенью авиационного типа по сравнению с традиционно применяющимися на ЛКС двухступенчатыми ЦБН, проведем сопоставление их газодинамических характеристик (рис. 5). В качестве объекта сравнения выберем СПЧ Н 370 1,4/76-16/5300 производства ОАО «Компрессорный комплекс», параметры которого в расчетной точке при Р, = 7,45 МПа и Т„ = 288 К: У„ =420 м3/мин; п = 1,44; ц„ = 0,837; N,= 17 МВт.
Из графиков рис. 5 видно, что спроектированный ЦБН имеет очевидное преимущество в пологости напорной характеристики и характеристики КПД. Например, диапазон производительностей где КПД не
опускается ниже 0,78 для для СПЧ Н 370 составляет 50%, адля спроектированного ЦБН - 58%. При отклонении производительности на 10% в большую сторону отношение давлений СПЧ Н 370 снижается на 2,8%, а спроектированного ЦБН - на 1,4%.
На основе газодинамических характеристик модельной ступени с ПООРК можно предложить ряд ЦБН природного газа, перекрывающий диапазон производительностей от 400 до 900 м3/мин (табл. 5). Вариант конструктивного исполнения предлагаемых ЦБН изображен на рис. 6.
Уровень частот вращения всех спроектированных ЦБН выше номинальной частоты вращения свободных турбин (5300 об/мин при 16 МВт) большинства газотурбинных агрегатов, использующихся в качестве привода ЦБН. Поэтому рекомендуемый ряд ЦБН оснащенных высоконапорными ступенями с ПООРК должен иметь в качестве привода электродвигатель либо более высокооборотный ITA. В последнее время в ряде работ [3, 14] говорится о необходимости перевода приводных ГТА на повышенные обороты и отмечается, что повышению быстроходности современных ГТА нет технических препятствий. В случае использования электропривода, по-
№ VI ' мл/мин Р'„ МПа ж\ N',, МВт Ч Iitnvul об/мин Dv м
1 400 7,45 1,470 17,5 0,817 9500 0,580
2 500 7,45 1,471 22,0 0,819 8500 0,707
3 600 7.45 1.472 26,0 0,821 7800 0,649
4 700 7,45 1,473 30,0 0,823 7200 0,765
5 S00 7,45 1,473 34,5 0,824 6750 0,818
6 900 7.45 1.474 39,0 0,825 6350 0,866
Рис. 6. Продольный разрез ЦЕН на базе высоконапорной ступени с полуоткрытым осерадиальным рабочим колесом и осевым ВРА.
следний желательно оснастить системой частотного регулирования, либо ступени ЦБН должны выполняться с осевыми ВРА.
Заключение
1. Проведенный расчетный анализ показывает принципиальную возможность применения высоконапорных ступеней, спроектированных на базе ступеней авиационного типа в нагнетателях природного газа линейных и дожимных КС, хотя практический вопрос целесообразности такой модернизации ЦБН для ОАО «Газпром» на сегодняшний день остается открытым.
2. Применение таких ступеней в ЦБН природного газа влечет за собой увеличение оборотности этих машин, что говорит о возможно более реальном использовании в электроприводных ГПА, или потребует применения ГТА с повышенной частотой вращения выходного вала до 7200-9500 об/мин.
3. Рассмотренный вариант модернизации ЦБН природного газа за счет применения высоконапорных ступеней делает возможным исполнение ЦБН
ЛКС с консольным ротором с трубопроводной обвязкой, соответствующей полнонапорным нагнетателям. Использование консольных одноступенчатых ЦБН на ДКС менее перспективно, т.к. в случае наращивания отношения давлений приходится переходить на более сложную трубопроводную обвязку для неполнонапорных нагнетателей.
4. Предыдущий пункт вовсе не перечеркивает возможность создания многоступенчатых СПЧ с ПООРК, при этом сохраняются все названные выше преимущества, как впрочем и недостатки. В этом случае для выполнения расчетного анализа необходимо располагать газодинамическими характеристиками ступеней промежуточного типа (включающих поворотное колено и обратно-направляющий аппарат) с ПООРК.
5. Область возможного применения высоконапорных авиационных ступеней для стационарных компрессорных установок, естественно, не ограничивается системами транспорта природного газа, например, более реальной перспективой является их использование для воздушных компрессоров общепромышленного и специального назначения, что позволит существенно уменьшить габариты и массу компрессорной установки. Примером тому является применение рядом зарубежных и отечественных предприятий полуоткрытых рабочих колес в много-вальных мультипликаторных центробежных компрессорах.
Библиографический список
1. Ваняшов А.Д., Кабаков А.Н., Кононов C.B. Состояние и основные направления модернизации газоперекачивающих агрегатов компрессорных станций магистральных газопроводов // Омский научный вестник, - 2003. - N9 1 (22).- С. 41 -48.
2. Барцев И.В., Синицын Н С. Компрессорное оборудование для довыработки месторождений природного газа // Труды 10-го международного симпозиума "Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования",- Санкт-Петербург, 2004.-С. 16-18.
3. АристовВ., Дашунин Н„ Пеганов А., ПетровичевО. Снижение энергозатрат ГПА-Ц-6.3 // Газотурбинные технологии. • 2001. -№3(12). -С. 38-39.
4. Микаэлян Э.А Техническое обслуживание энерготехнологического оборудования газотурбинных газоперекачивающих агрегатов системы сбора итранспорта газа: Методология, исследования, анализ и практика,- М.: Топливо и энергетика, 2000 - 304 с.
5. Завальный П.Н., Ревэин Б.С., Тарасов A.B. О влиянии вида характеристики центробежного нагнетателя природного газа на среднегодовые экономические показатели //Труды 2-го международного симпозиума "Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования".- Санкт-Петербург, 1996 -С. 165-167.
6. Евдокимов В.Н., Богорадовский Г.И. К вопросу об оптимальной форме характеристики нагнетателя природного газа // Турбины и компрессоры. - 2001. - № 2 (15). - С. 26-30.
7. Ден Г.Н. Проектирование проточной части центробежных компрессоров. - Д.: Машиностроение, 1980,- 232 с.
8. Евдокимов В.Е.,Корсов Ю.Г.,ЛысюкВ.И. Нагнетатели природного газа. Обзорная информация // Энергетическое машиностроение,- М.: НИИЭинформэнергомаш, 1984,- 44 с.
9. Лапицкий А. Е. О расчете характеристик нагнетателей природного газа по методу ISO // Турбины и компрессоры. - 1997. -№1.- С. 33-34.
10. Рис. В.Ф. Центробежные компрессорные машины.- Л.; Машиностроение, 1981.-351 с.
11. Ден Г.Н., Куликов В.М. О критериях подобия при сжатии реальных газов, моделировании проточных частей и пересчете газодинамических характер истик ЦКМ на иные условия работы // Турбины и компрессоры. - 2000. - № 1 -2. - С. 49-51.
12. R.A. Strub, L. Bonciani, C.J, Borer, M.V. Casey, S.L. Cole, B.B. Cook, J. Kotzur, H. Simon, H, Strite / Штруб, Бончани, Борер, Кейси, Коул, Кук, Коцур, Саймон, Штрите/ Influence of the Reynolds Number on the Performance of Centrifugal Compressors/ Влияние числа Рейноладса на рабочие характеристики центробежных компрессоров/ Энергетические машины, 1988. -N° 4,-с. 63-67.
13.1505389:1991 (Е)Турбокомпрессоры-правила (экспериментального) получения характеристик.
14. Галеркин Ю.Б. Вопросы проектирования проточной части центробежных компрессоров природного газа // Компрессорная техника и пневматика в XXI веке: Доклад. 13-й международ. науч.-технич. конф. по компрессоростроению - Сумы, 2004,- Том 2 -С. 166-188.
ВАНЯШОВ Александр Дмитриевич, кандидат техни-ческих наук, доцент кафедры К.ХМУ, заместитель директора нефтехимического института Омского государственного технического университета. ГУРОВА Татьяна Александровна, студентка группы ВК-510 Омского государственного технического университета.
КОНОНОВ Сергей Владимирович, кандидат технических наук, ведущий инженер технического отдела ОАО «Транссибнефть».
НОВОСЕЛЬЦЕВ Дмитрий Александрович, кандидат технических наук, начальник отдела ОАО «Омское моторостроительное конструкторское бюро».
УДК 662.788.5.002:662.951.2 В. Р. ВЕДРУЧЕНКО
В. В. КРАЙНОВ М. В. КОКШАРОВ
Омский государственный университет путей сообщения
ОЦЕНКА ВОСПЛАМЕНЯЕМОСТИ МНОГОКОМПОНЕНТНОГО ЖИДКОГО ТОПЛИВА
КАК ДИСПЕРСНОЙ ТОПЛИВНОЙ СИСТЕМЫ
В рамках принятых допущений об адиабатных условиях экспериментов выполнен теоретический анализ условий воспламеняемости распыленного многокомпонентного жидкого топлива в топке котельной установки в виде капельного факела. Предлагается описывать начальный механизм воспламенения капельного факела по закономерностям адиабатного процесса с использованием метода Д. А. Франк-Каменецкого.
Проблема более эффективного использования горючих нефтяных остатков и отходов в качестве топлива может быть решена путем превращения их в дисперсные топливные системы (ДТС), в частности, водомазутные эмульсии (ВМЭ) типа вода-масло [1-9]. Однако эффективность применения ДТС определяется такими ее свойствами как стабильность, вязкость, транпортабельность и др. Зависимость основных свойств ДТС от соотношения фаз, вида и качества топлив и других компонентов, дисперсности компонентов, условий приготовления, характера и величины внешних воздействий обусловливает изучение каждой топливной системы в отдельности. ДТС используют в теплоэнергетических,технологических, энерготехнологических процессах и транспортных двигателях. Поскольку ДТС в ряде случаев обладают определенными преимуществами перед натураль-
ными топливами, перспективы и масштабы их применения, на наш взгляд, будут непрерывно расти [3,5]. Это объясняется рядом факторов: увеличением доли углей и тяжелых жидких топлив в энергетике и технологии, привлечением к использованию отходов топливных отраслей промышленности, требованиями защиты окружающей среды, эффективностью их горения. Последний фактор следовало бы назвать первым, т.к. он определяется полнотой сгорания топлива, уменьшением сажеобразования и содержания в дымовых газах продуктов неполного сгорания, а следовательно, экономичностью использования топлива.
В наших работах [10] и др. сформированы системы дифференциальных уравнений для различных режимов и начальных условий динамики распада капель в капельном факеле многокомпонентных жидких топлив (частный случай ДТС), сжигаемых в топках
