CC BY
72Journal of Siberian Federal University. Engineering & Technologies, 2017, 10(8), 1062-1078
УДК 621.515
Centrifugal Compressor
of a Prospective Gas Compressor Unit:
Selection of Parameters and Sample Project Compressor
Boris V. Bakaeva, Yuri N. Pisareva, Anna А. Lysyakovaa, Michail М. Lentsmana, Yuri B. Galerkinb, Aleksey F. Rekstinb and Aleksandr A. Drozdov*b
aJSC «Iskra-Avigaz» 93 Komsomolski, Perm, 614990, Russia bPeter the Great St. Petersburg Polytechnic University ONTI, R&D Laboratory "Gas dynamics of turbo machines" 29 Polytechnical Str., St. Petersburg, 195251, Russia
Received 04.06.2017, received in revised form 16.08.2017, accepted 10.10.2017
Presented is the analysis of the optimal rpm and number of compressor stages. In the framework of the project "The creation of modern hi-tech production of design, production and installations tests, has compressing gaseous products for effective use in transport systems and technologies" -grant the Ministry of education and science of the Russian Federation on the basis of RF Government decree No 218 a laboratory "Gas dynamics of turbo machines" JIST SPbPU has developed a methodology and computer software intended for advanced centrifugal compressors design. The program complex was used for geometry optimization of "Iskra-Avigaz" centrifugal compressors, and also for design of the 25 MW compressor. Taking into account the existing trends in the development of compressor and modern experience, "Iskra-Avigaz" developed the design of the compressor and made the characteristics binding to the specified parameters in the 2nd - 4th lines the North European pipeline. The high efficiency of application of the prospective compressor is shown.
Keywords: centrifugal compressor, 3D impeller, loading factor, flow rate coefficient.
Citation: Bakaev B.V., Pisarev Yu.N., Lysyakova A^., Lentsman M^., Galerkin Yu.B., Rekstin A.F., Drozdov A.A. Centrifugal compressor of a prospective gas compressor unit: selection of parameters and sample project compressor, J. Sib. Fed. Univ. Eng. technol., 2017, 10(8), 1062-1078. DOI: 10.17516/1999-494X-2017-10-8-1062-1078.
© Siberian Federal University. All rights reserved Corresponding author E-mail address: [email protected]
Центробежные компрессоры перспективных ГПА: выбор параметров и пример проекта компрессора
Б.В. Бакаев3, Ю.Н. Писарев3, А.А. Лысяковаа, М.М. Ленцмана, Ю.Б. Галеркин6, А.Ф. Рекстин6, А.А. Дроздов6
аАО «Искра-Авигаз» Россия, 614990, Пермь, Комсомольский пр., 93 бСанкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого,
Объединенный научно-технологический институт Россия, 195251, Санкт-Петербург, Политехническая, 29
Проведен анализ оптимального числа оборотов и количества ступеней компрессоров перспективных ГПА. В рамках выполнения проекта «Создание современного высокотехнологического производства по проектированию, изготовлению и испытаниям установок, компримирующих газообразные продукты для эффективного использования в транспортных системах и технологиях» - субсидия Министерства образования и науки Российской Федерации на основании Постановления Правительства РФ № 218 -лаборатория «Газовая динамика турбомашин» ОНТИ СПбПУ разработала методику и комплекс компьютерных программ, предназначенных для проектирования перспективных центробежных компрессоров. Комплекс применен для оптимизации геометрии ряда проточных частей центробежных компрессоров АО «Искра-Авигаз», а также при совместной разработке геометрии проекта проточной части компрессора 25 МВт в рамках проекта. С учетом существующих тенденций развития компрессоростроения и современного опыта АО «Искра-Авигаз» разработала конструкцию компрессора и сделала привязку его характеристик к заданным параметрам 2-4-й ниток Северо-Европейского газопровода. Показана высокая эффективность применения перспективного компрессора.
Ключевые слова: центробежный компрессор, осерадиальное рабочее колесо, коэффициент напора, коэффициент расхода.
Центробежные компрессоры применяются в различных областях промышленности, наи-
более широко - при добыче и транспортировке природного газа в качестве линейных нагнетателей, дожимных компрессоров после газопроводов, когда давление газа снижается, также для
закачки газа в подземные хранилища. В 2014 г. компрессорный парк ОАО «Газпром» состоял из
4 254 единиц с суммарной мощностью 51 000 МВт [1, 2]. Количество и мощность компрессоров
газовой промышленности быстро увеличивается, поэтому при создании новых компрессоров
следует принимать во внимание экономические и экологические аспекты. Обеспечение максимальной энергоэффективности очень важно. Первым и самым главным шагом в процессе создания новых компрессоров является их газодинамическое проектирование. Необходимо производить своевременную модернизацию, установкой новых сменных проточных частей (СПЧ) [3]. Компрессоры должны обеспечивать заданный массовый расход при заданном отношении давлений с максимально возможным КПД. Коэффициент полезного действия должен быть максимальным не только на расчетном, но и на нерасчетных режимах. Граница помпажа должна располагаться на максимальном удалении от расчетного режима. Это основные требования для всех турбомашин.
Особенности газоперекачивающих агрегатов (ГПА) связаны с их параметрами проектирования. Большинство трубопроводов природного газа рассчитаны на давления 7,45.. .9,9 МПа. Подводные газопроводы рассчитаны на давление 12 МПа и более. Отношения давления линейных нагнетателей не превышает 1,32.1,45 [1, 2]. Безразмерное число оборотов (быстроходность) компрессора определяется его параметрами и числом оборотов ротора [4]. Величина КПД связана с быстроходностью компрессора. Линейные нагнетатели ГПА имеют две или три ступени для того, чтобы получить оптимальную быстроходность. Дожимные компрессоры и компрессоры для нагнетания газа в подземные газовые хранилища имеют отношение давления 1,7.3,5 и до 8 ступеней.
Компрессоры ГПА работают при малых числах Маха. Число Рейнольдса повышается с ростом давления. Характерные для компрессоров ГПА значения этих параметров способствуют достижению высокого КПД. Компрессоры с газотурбинным приводом должны затрачивать максимальнуюмощность на расчетном режиме работы для луншего согласования с проводом. Проблематика статьи - количественный анализ быстроходности, информация о новой версии компьютерных программ оптимального проектирования и примеры применения, информация опеаспеосивном тдовсоуненчотоакомпрессоссС5 ММтлля мыгиутральнотхоазапроведеа о давление 9,91 МПа.
ЛыЛор антнлощнллго чосла оЛощовов дктлимеатва ступеней
В течение десятилетий в отечественной газовой промышленности доминировали ГПА на конечное давление 7,45 МПа с отношением давлений 1,44 и рабочими оборотами 5200 в минуту при мощности ГТД 16 МВт. Типичный двухступенчатый компрессор с радиальными рабочими ко ллгомн(РРК)покосанлсрис. 1.
Газотурбинный привод накладывает ограничения на параметры компрессора. Главное из них - номинальное число оборотов, которое обычно ниже, чем нужно для выборов оптималь-най ароточлой часои коошосссора. В монйграфжях [Л] и[5] рокаеано, ото оно прорихоавлым условиях КПД ступеней зависит от двух безразмерных газодинамических коэффициентов -
Р ис. ¡.Двухступенчатый компрессорлинейного ГПА с радиальными рабочими колесами Fig. 1. Two-stage pipeline compressor with 3D impellers
- 1064 -
условного коэффициента расхода Фетсч и коэффициента теоретического напора уТрасч на расчетном режиме:
111 / -СЦ-
расч ИТ*
Фо/д =--т—и--и = з.141), (1)
П—-и 2
4 2
ЧЧ^Н^/Ч0 (2)
где т - нассовы- п-сход нв расчетной ртиимт, кг/с; рво - полное давление на выходе, Па; Тв*х - полная температура! на выходе, К; Я - газовая постоянная, Дж/(кг*К); и2 - окружная скорость на вякоде ив хаЯочего РЕсоса^^сН (РК), он/с; - диаметр РК^, м; сиерасч - ощэужная ооссаяляю-щая обяолпоеной скодо сти да выходе од РК, м/с.
Эти коэффициентысвяаяны с ра-нодон, напором и числом ступеней компрессора через базразмерное числв оТоротов Кп кмп. Блзоаамиятое чиоло и^ретос сора представля-
ет соотношеннв оонян мяссооым расходос с п-осностью аяза (объсмне/м тас содом), напором кнмпрессора и числом оборотоо ротора15 откунду:
ДИ/-Рв:
^ п, (3)
сде Н; - внутренний напор, Дж; п - число оборотов ротора, 1 /с.
При отиближннн-м анализе проблемы тотнрями дивкового орения и протечек можно пренебречь, т.е. H¡ ~ HT (где HT - теоретический напор, Дж). Теоретический напор компрессора Тавенсумтенапоров ero z ступтоей : НГ = пГ1 +hT2 + ... + hTz. У линейных ГПА обычно колеса вметои одиныдввые ещамеоры и каоД—оциентыо напора1 т.к. при количестве стуоеней т амеет масто своожошмние 1г.р = HT / z. JE! этом ыылучао безразмерноесисло обороижв порвой ступени с ивроадтрами компрессораичислом ступенейтак:
тнсыт / -Pz:
ряоК — Т С ф°.5
КяетраскРСвяй^-^(/^-М-. (4)
СНтраок/г) ^Трасо
Из формул (3, 4) следует связь между безразмерным числом оборотов компрессора и его первойступени:
р \0'Н
К « К Рраоч) яа т/к о 2 0 ,75 /г)
п1страсч пкмптрасч / \ 0 75 ~ пкмптрасч * V /
(Н^/к)
Изфофмулы (¿1) расчетнышкосффициннт цз;ос?чода Т-й ступени
Ф, = (к, -ш!,'75 )2 =(К ()-шТ )7'75) . (6)
1 рдсч К п1етыдач т ! рдач / К п кмптрдач А т 1ыда^| I ■ V /
В монографии [5] подробно рассмотрен вопрос о влиянии выбранных при проектировании значений Фрасч, уТрасч на размеры, число оборотов и газодинамические характеристики ступени. Максимальный КПД ступеней с радиальными непространственными лопатками достижим при Фрасч опт = 0,060 - 0,075. Если коэффициент расхода меньше, КПД снижается из-за роста
трения потока о стенки узких каналов и из-за роста потерь дискового трения и протечек. Если коэффициент расхода больше, КПД снижается из-за роста кинетической энергии и потерь из-за поворота потока в широких каналах. При надлежащем проектировании пространственные лопатки осерадиальных рабочих колес лучше соответствуют сложному характеру течения и наивысший КПД может быть получен при Фрасч до 0,10 - 0,12. Для отдаления критического расхода от расчетной точки следует принимать значения уТрасч = 0,45 - 0,50. При этих значениях уТрасч КПД также может быть максимальным, а максимальная потребляемая мощность достигается на расчетном режиме или вблизи его.
С учетом изложенного оценим безразмерные параметры типичного компрессора ГПА на рис. 1. Конечное давление равно 7,45 МПа. При отношении давлений 1,44 начальное давление равно 5,174 МПа, начальная температура 288 К, на входе показатель изоэнтропы k = 1,36, газовая постоянная с учетом сжимаемости zR = 453 Дж/кг/К, среднее значение k = 1,37, zR = 457 Дж/кг/К. По известным термодинамическим соотношениям при КПД 0,85 и щелевых потерях 0,045 теоретический напор компрессора равен 48500 Дж/кг/К. Массовый расход компрессора 295 кг/с, об ъемный расход 7,44 м3/с. Безразмерное число оборотов по ф. (3) нгТр!юч= 0,256.
При Кп К0)пр = 0,256 и мптионоьном коэффициоиое напмомо'ттсч= о,50 одноступенчатый ком-npsccoj) имел жы Фсрч= (Т,0238, чсь далмко ноткхдко /а нижний пдсдел лооьманьных значений. Прх спуп сезесесях (С111С.ГОеСЧ= 0,вР4, ckc!iCb= 8,06з7, соре треесжупенях КНсГсобН 0,а2Н] ФРыЧ = 0,119. Тп ест/ зоычение чс:эффи1С2[4пыо]= нвпора м еасакие 314/и овцю стапенхе сполно Илггоприятны иала р=именение еысчкогКфекти ветсх ра[бедюы колес е радиалеными га/пгюларасег^^ан оы ми лопатками, н^пдтык^р), предстахленнаех х [6]. Прж тркх отукпнс^х коовнодсмо сиимеавсоч ступени на бтое пространсавеаных обм°адиальиых колео, о некоптрых ит принципмм проектирования историо ноже. Но (фоблемаусогубляттся тем, чзр в сларлменныхмооопровоаардавление повыше но раПС90 РС При этомооиамныорасход ртаа маньше, и, пропнючих равных условиях, Озвлоомертое чиглю ероорров менеше ТСТ Эпс ои2ос=т тщрспрьномо cokOojio ноьаооыров ком-п1эсc;co]3¡a.l Приоодимые ниже формулы иллюстрируют вопрос количественно. Все соотноше-нияоиаюсртеч к рчедоткоме еежиму, ыоэто мз подст,хч/ыо ие=е1^он^ испоахеуетее,
//ст/себнюсе.]//]! ooi/рресс43>ом чещн/пео NoriI/ равно пеоо^еезе/^^!^^//] мадсоаато расхода на инутренонН лооор Если пренобоечп лоснтчителоной нозлицей междо пентрелтнп и теорети-ооским нeмтлзмлоcмeотрмcм значениопоказатолсоонэн'фипы и оаос^^ь^оз сюпьоонной в про-и, ipnHda; ожеееel оо
N янО15]з-Нт ==П--<Р. -d2-u2 ,1,0 * HT. (7)
ормпс 1 1 1 2 2 * t-»>T-I* 1 v 7
-р т л . RTB6
/ \ 0,5
60ик H Нт )
Тех нок Dк =-, ик =1 —— I , ео катио/ееное чиеее обпроаню рхтора ком-
71 • г2(оН / КШ2) ^ Z • V|/T J '
иpзccсpа со м1/нк)о:'1с в зави6имo6ви /от мощнок/!1 ладанны/ до/]амсмраа сата ивыб=онных па-р/м^^ГО°о ирое8сироосеия = eтхффoнчсeтаа оакх/юе и нх1^оц)с1 - со /хмес стуионей предстает в ВИДе
-]0,5
фi--^^ h-
1 NT (z-u/T)1,5 я • RTBX T
компр "M т T 5 вх
HT =-RO
0 k -1 1
k ( — ^ k *k-nj i
П lr — =
V
(9)
где г|г - гидравлический КПД.
Из формулы (8) следует, в частности, что при прочих равных условиях оптимальное число оборотов ротора обратно пропорционально корню квадратному из мощности привода. Опять-таки при прочих равных условиях оптимальное число оборотов больше при большем конечном давлении и при всех других условиях, ведущих к снижению объемного расхода.
Современная тенденция повышения конечного давления и повышения мощности ГПА как бы идут навстречу в отношении оптимального числа оборотов. Ниже представлен анализ уравнения (8) для компрессоров мощностью 16, 25 и 32 МВт, конечным давлением 9,91 МПа, отношением давлений 1,44, начальной температурой 288 К, к = 1,31, R = 460 Дж/кг/К, коэффициентом теоретического напора 0,5 при числе ступеней 2 и 3. Гидравлический КПД 87,5 % (без учета щелевых потерь) принят одинаковым для всех вариантов.
Результаты расчета числа оборотов в минуту, окружной скорости в м/с и диаметра рабочих колес в метрах представлены в табл. 1-3 для компрессоров мощностью 16, 25 и 32 МВт. Обороты в минуту рассчитаны по формуле (8), окружная скорость - из величины теоретического
Таблица 1. Обороты, окружная скорость и диаметр рабочих колес компрессора 16 МВт Table 1. Rpm, impeller speed and impellers diameter of the 16 MW compressor
z Ф1„асч = 0,060 Ф1расч = 0,085 Ф1расч = 0,10 Ф1расч = 0,125
2 6730/240/0,680 8010/240/0,570 8690/240/0,530 9710/240/0,470
3 4960/197/0,760 5900197/0,640 6400197/0,590 7160197/0,530
Таблица 2. Обороты, окружная скорость и диаметр рабочих колес компрессора 25 МВт Table 2. Rpm, impeller speed and impellers diameter of the 25 MW compressor
z Ф1расч = 0,060 Ф1расч = 0,085 Ф1расч = 0,10 Ф1расч = 0,125
2 5380/240/0,850 6410/240/0,715 6950/240/0,660 7770/240/0,590
3 3970/197/0,950 4720/197/0,800 5120/197/0,730 5730/197/0,660
Таблица 3. Обороты, окружная скорость и диаметр рабочих колес компрессора 32 МВт Table 3. Rpm, impeller speed and impellers diameter of the 32 MW compressor
z Ф1расч = 0,060 Ф1расч = 0,085 Ф1расч = 0,10 Ф1расч = 0,125
2 4760/240/0,970 5660/240/0,810 6140/240/0,750 6870/240/0,670
3 3510/197/1,070 4170/197/0,900 4530/197/0,830 5060/197/0,740
напора пофори^ле(9)екоторый равен 58 000 дж/кг для принятых параметров. Соотношение между оборотами, окружной скоростью и диаметром РК очевидно. В данном случае по полной формуле (8) рассчитаны обороты для компрессора 16 МВт. Для компрессоров другой мощности из (8) следует, что обороты двух компрессоров разной мощности определяет соотношение
П2 = П^/^ .
По уравнению (8) можно проанализировать конкретный проект и подобрать наилучшее соотношение параметров проектирования ступеней - условного коэффициента напора и коэффициента теоретического напора при заданных оборотах привода. Данные табл. 1-3 показывают, что при большом давлении нагнетания и современных числах оборотов ГТД наилучшие соотношения невозможно получить при двух ступенях компрессора. Переход на трехступенчатое исполнение решает задачу. При этом получаются значения Фрасч, требующие применения ступеней на базе высокорасходных осерадиальных рабочих колес (ОРК).
Примеры применения 7-й версии комплекса программ газодинамического проектирования
Принципы профилирования ОРК и неподвижных элементов высокорасходных ступеней изучены мало. В работах [7-10] показано, что общие принципы профилирования, изложенные в [2], применимы и к высокорасходным ступеням и представлены результаты изучения специфических проблем.
Общие принципы для ступеней со всеми типами рабочих колес таковы:
- выбор размеров входа в рабочее колесо основан на минимизации входной относительной скорости с учетом стеснения;
- высота лопаток на выходе контролирует замедление потока в рабочем колесе;
- число лопаток выбирается исходя из безразмерной нагрузки;
- входные углы лопаток обеспечивают условие безударного входа;
- выходные углы лопаток обеспечивают заданный коэффициент теоретического напора;
- ширина безлопаточного диффузора (БЛД) выбирается для получения угла потока, обеспечивающего безотрывное течение вплоть до границы помпажа, и т.д.
В работах [7-10] представлены результаты вычислительных экспериментов, позволяющие выбрать ряд оптимальных соотношений размеров осерадиальных рабочих колес и осеради-альных ступеней. На рис. 2 изображена структура потока в ступени до и после оптимизации размеров.
В рамках договорных обязательств перед ЗАО «Объединенные газопромышленные технологии «Искра-Авигаз» лаборатория «Газовая динамика турбомашин» ОНТИ СПбПУ разработала методику и компьютерные программы, настроенные на проектирование перспективных компрессоров с высокорасходными ступенями (7-я версия Метода универсального моделирования). Работы являются частью проекта «Создание современного высокотехнологического производства по проектированию, изготовлению и испытаниям установок, компримирующих газообразные продукты для эффективного использования в транспортных системах и технологиях» - субсидия Министерства образования и науки Российской Федерации на основании
Рис. 2. Структура потока в высокорасходной ступени с ОРК до и после оптимизации размеров [7] Fig. Т. The flow sCructure in high flow stage with 3D impoller before and after the dimensions optimization [7]
Рис. 3. Программа ППЦК-Г7Р. Заставка (слева), меню параметров компрессора (в центре), меню выбора типа РК (справа)
Fig. 3. The program NCCO-G7E. Name (left), compressor characteristic menu (center), impeller type menu (right)
Постановления Правительства РФ № 218. Комплекс программ опробован при проектировании СПЧ 16МВт, степень сжатия 1,35, шесть из которых успешно эксплуатируются на КС «Ново-ивдельская»ООО«ГазпромтрансгазЮгорск».
Пример вариантного расчета многоступенчатого компрессора демонстрирует универсальные возможности комплекса программ, который позволяет оптимизировать проточные части центробежных компрессоров с использованием радиальных и осерадиальных колес с разными коэффициентами напора и диаметрами. Параметры воздушного компрессора, выбранного в качестве примера, представлены в меню программы (рис. 3).
По результатам вариантного расчета выбрано пять ступеней с двумя ОРК и тремя РРК. Колеса с разными коэффициентами напора и разными диаметрами. На рис. 4 показаны основные параметры проточной части выбранного варианта. КПД рассчитан по эмпирическим уравнениям из работы [11].
Программа ППЦК-Г7Р осуществляет первичное проектирование и передачу размеров в программу для оптимизации и расчета характеристик компрессора ОПЧ-РХЦК-Г7Р. Схема проточной части по результатам предварительного проектирования изображена на рис. 5 (радиусы кривизны меридиональных обводов отличаются от действительных).
I ttl Stage | F | Ми | D2 | Dhli | PSIt | Reu | ETA |
| 1| 3D+VLD | 0.0786 1 0.8319| 0.7612| 0.3500| 0.5700| 1.500E+07| 0.7981| | 2| 0P+VHD | 0.0592| 0.7723| 0.7 6121 0.3500 | 0.57001 1 .990E+07| 0.3414| | 3| 2D+VLD | 0.0539 1 0.6875| 0.72321 0.3 5001 0.51301 2.310E+07| 0.84361 | 41 27+VLD | 0 7 579 | 0.6212| 0.6 8511 0.3530| 0.00301 2.4700+70| 0. 84401 | 5| 2D+VLD | 0.0456 1 0.5975| 0.6851| 0.3 500| 0.5130| 2.880E+07| 0.8431|
н—e--------+--------g-------+-------+-------+-------+----------s-------e
Compressor efficiency, ETc=0.8301 RPM , n=7100. 00 1/iiu.n
Power consumption , 1T=2393.61 kH Tip speed , U2=282.99 m/s
Body volume , VJi=2.294E+00 шл3
Рис. 4. Программп ППЦК-У7Р.07новш>1нпарометры протощюй чтоки прбиступенчатого воздушного компрессора по результатам вариантного расчета
Fig. 4. The programNCCO-G7E. Mainparameters a five-stage aircompressorasresult of variants' comparison
Рис. 5. Программа ОПЧ-РХЦК-Г7Р. Схема проточной части пятиступенчатого компрессора с разными типами и диаметрамирабочих колес
Fig. 5. The program CCPM-G7E. A scheme of a five-stage compressor with different types and diameters of impellers
Седьмая версия комплекса программ использована для выполнения газодинамического проектирования перспективного компрессора ЦК-25/101-1,44 для линейного ГПА трубопровода с давлением 9,91 МПа. В соответствии с анализом в предшествующем разделе число ступеней принято равным трем. На рис. 6 показано меню программы ППЦК-Г7Р с параметрами проектируемого компрессора.
В процессе вариантного расчета определяются диаметры рабочих колес, оценивается объем корпуса, рассчитываются условные коэффициенты расхода ступеней. КПД рассчитывается по эмпирическим формулам [П].Сопоставляюття варианты с разными оборотами ротора, числом ступеней и коэффициентам. теоретического напора рабочих колес. В табл. 4дан пример информации при трех ступенях и разных коэффициентах напора ОРК.
Первичное проектирование - выбор линейных размеров, отнесенных к диаметру рабочего колес а, - осуществляется по эмпирическим формулам, проверенным практикой проектирования. На рис. 7 показаны размеры ОРК в меридиональной плоскости.
Формулы оперируют линейными размерами, отнесенными к диаметру РК: - входной диаметр рабочего колеса
Рис. 6. Заставка программы ППЦК-Г7Р и меню ввода параметров компрессора Fig. 6. The NCCO- G7Eprogram name menu and inputcompressor parameters menu
Таблица 4. Варианты компрессора ЦК-25/101-1.44 (три ступени) при разных значениях коэффициента теоретического напора ОРК
Table 4. Variants of compressor CC-25/101-1.44(3 stages) with different 3D impeller loading factor ***** Number of stages and Eulercoefficien optimization *****
PSIT ETAcomp ETA 1st ETAlast Nconsumpt D2 F1st Flast Vbody U2
Number of stages= 3
0.3000 0.8709 0.8358 0.8896 2.180E+04 0.9625 0.0406 0.0340 3.420E+00 244.4
0.3500 0.8730 0.8429 0.8892 2.180E+04 0.9008 0.0495 0.0413 3.250E+00 228.8
0.4000 0.8742 0. 8478 0.88814 2.180E+04 0.8445 0.0601 0.0502 3.060E+00 214.5
0.4500 0.8750 0.8515 E. 8876 2 .180E+04 0.7975 0.0714 0.0596 2.870E+00 202.5
0.5000 0.8754 0.8544 0.8866 2.180E+0 4 0.7574 0.08353 0.0695 2.720E+00 192.3
0.5500 0.8750 0.8559 0.8853 2.180E+04 0.7232 0.0958 0.0799 2.580E+00 183.6
0.6000 0.8737 0.8561 0.8831 2.180E+04 0.6935 0.1086 0.0905 2.470E+00 176.1
0.6500 0.8714 0.8551 0.8801 2.190E+04 0.6677 0.1217 0.1015 2.380E+00 169.6
0.7000 0.8681 0.85229 0.8763 2.200E+04 0.6450 0.1349 0.1126 2.300E+00 163.8
0.7500 0.8059 0.747937 0.8716 2.210E+04 0.6750 0.1483 0.1238 2.230E+00 158.7
0. 8000 0.8587 0.8453 0.8660 2.220E+04 0.6073 0.1(817 0.1350 2 . 170E+00 154.2
Maximum of efficiency=0.8754 (Nuber of stages=3, PSIt=0.50) Minimum of body volume=2.167E+00 (Nuber of stages=3, PSIt=0.80)
Ц = Л^Ц, +1,5Ф-Ч, (10)
где эмпирический
A = 1.05 -Фрасч; (11)
DBT - относительный диаметрвтулки; - относительнаявысоталопаток:
Рис. 7. Размеры осерадиальногорабочегоколеса в меридиональной плоскости Fig. 7. 3D impeller dimensions in the meridional plane
b2 = 0,9
Ф,
0 расч
0 + ф£усТрасч
(12)
Здесь Ф0 рэсч - коэффициант расхода с учетем потека протечкивлабирлнтнрм зшлотне-
нии:
- коэффициент расхода на иходе и лопаточный аппарат:
Ф,
Орасч
- входной у гол лопаток на диаметре :
ви= агегА- 3°;
М)
- выходной угол лопаток:
- осевая длина ОРК:
У =£+0,0(1-4);
- радиусзакругле ния покрывающего диска:
^-Д);
- радикс закгугленияосновного диска:
К =0,9ГИ;
- уголнаклона покрывающего диска:
(13)
(14)
(15)
(16)
(17)
(18)
Ф2 = 12°; (19)
- количество лопаток:
= 2.5 (1 + 3 щ ¥асч )2 (2°)
и т.д.
Параметры и размеры проточнойчасти передаютсявпрограмму ОПЧ-РХЦК-Г7Р (рис. 8). По 7-й версии Метода универсального моделирования программа ОПЧ-РХЦК-Г7Р рассчитывает газодинамические характеристики и параметры потока в проточной части. Меридиональные очертания проточной части компрессора ЦК-25/101-1.44 после профилирования рабочих колес и неподвижных элементов показаны на рис. 9.
Конструкция перспективного компрессора ЦК-25/1О1-1.44
В компрессоре ЦК-25/1°1-1.44 использован опыт проектирования, изготовления и эксплуатации центробежных компрессоров:
- (ЗАО «Компрессорный комплекс» мощностью 25 МВт: 598 (4 модификации, сухие уплотнения, масляные подшипники), 588 (сухие уплотнения, масляные подшипники), 5°8 (сухие уплотнения, магнитные подшипники) [12-15];
Оптимизация проточной части
и расчет характеристик промышленного центробежного компрессора
О ПЧ-РХЦК-Г7Р 32-Bit MS Windows version Заказчик - ЗАО 'Объединенные газопронышленные
Исполнитель - Лаборатория 'Газовая динамика турбомашин" ОНТИ СПбПУ Петра Великого
Руководитель работы Ю. Галеркин Санкт-Петербург 2016
Рис. 8. Заставка программыОПЧ-РХЦК-Г7Ри менюввода размеров ступени Fig. 8. The programCCPM-G7Enamemenuand stage dimensionmenu
Рис. 9. Меридиональные очертанияпроточной части компрессора ЦК-25/101-1.44 Fig. 9. The flow path of the compressor CC-25/101-1.44
- 1073 -
- НПО им. Фрунзе (г. Сумы) мощностью 25 МВт: 323ГЦ2-410/70-100М (сухие уплотнения, магнитные подшипники);
- РТМ-Siemens РТМ 25/03-1,50/9,91; РТМ 25/04-1,60/11,9 (сухие уплотнения, масляные подшипники).
Техническое задание на газодинамический проект было сделано в соответствии с выданными исходными требованиями (Гипроспецгаз). Характеристики «степень сжатия, КПД - объемная производительность» для КС «Грязовецкая» (2-я нитка СЕГ) представлены на рис. 10. Аналогичный анализ характеристик компрессора ЦК-25/101-1.44 и эффективности его применения для ниток 3 - 4 СЕГ (КС «Грязовецкая», КС «Дивенская») показан на рис. 11, 12.
Компрессор обеспечивает гарантированную эффективность работы компрессора (КПД не ниже 87 %) во всем диапазоне заданных параметров для различных компрессорных станций и цехов, несмотря на существенную разницу их значений.
На рис. 13 изображен продольный разрез и аксонометрический разрез компрессора.
Корпус компрессора имеет тангенциальный выходной и радиальный входной патрубки. Возможно размещение до четырех рабочих колес с увеличением степени сжатия до 1,8. Исполнение предусматривает применение как масляных, так и магнитных подшипников. В конструкции компрессора, рекомендуемого для СЕГ, предусмотрено использование сухих уплотнений и магнитных подшипников, причем съем гильзы СГУ обеспечен без снятия роторной части магнитного подшипника.
Заключение
Анализ безразмерных параметров компрессорных ступеней указывает на необходимость тщате льного выбора соотношения между мощностью компрессора, его объемной производи-
Рис. 10. Газодинамическиехарактеристики компрессора ЦК-25/101-1.44 для КС «Грязовецкая» (2-я нитка СЕГ)
Fig. 10. Gasdynamic characteristics ofcompressor CC-25/101-1.4«.«he compressor station «Gryazovetskaya» (the 2nd line of the North European pipeline)
Гхзоднюаыичсскне кара иге рисчикн центробежного компрессора ЦК>^101>1.44 JLnfl кс Пи {3-я И 4-я ни! «.I сел
•Ночмылышй релч й:1рнпанп oxfdwni I tupixi
«Цнцав ятАнсп! Емрпл
йЛ^ЗДПШШ ШКС^ШП! i liUfJia.! Апрсчтускни «МЮОМСП- I ЩрГкЛ □ -1|».--сь шнП 1ТХ11Ч I kU(ji ii
«Првпспшй 2 жирен 03l|wn Iiiuil gvinu 3 ифш
Д '1 - vt жиЛ ргхпи 4 luprii
и 1я и 1л и t.i mt f.i t.o и м tj to и m н rait) ищи)
gfejKjMiyiii.. I'jrgmhM'i™»!
JPVWV ЕМ«1НШ 1ИНПН
iKilltllMli
йд. гсомоиккмм
■ пч*
■ □ П.'Ч FT 4l ' K^KM ПМКР CO^i ll * ЦК
4wHit -c-I<**M P. ■ t una
Рис. 11. Газодинамические харакнертстики компрессора ЦК-25/101-1.44 для КС «Грязовецкая» (3-я и 4-я нитка С ЕГ)
Fig. 11. Gas dynamic characteristics of compressor CC-25/101-1.44. The compressor station «Gryazovetskaya» (3rp and 4thline) afthe Ndrth Шжфеап pipeline)
Рис. 12. Газодинамтческое раркркррисоикиккмррерсора ЦК-25К101-1.44 для КС «Дивенская»(3-я и 4-я нитки СЕГ)
Fig. 12. Gas dynamic characteristics of compressor CC-25/101-1.44. The compressor station «Diventskaya» (3rd and4th Идее ofihE North European plpeiinei
Рис. 11 Продольный разрез (слев а) с аксонометрический разрез (справа) компрессор а ЦК-25/Ш-1.44 Fig. 13. The compressor CC-25/101-1.44 views
тельностью, числом оборотов ротора и количеством ступеней. Для компрессоров линейных ГПА магистральных газопроводов с высоким давлением целесообразно применять компрессоры с тремя стеченямм. ОДзоент кимизескнра35 МВт нрконичное дадаенае И,Р1 МПо, исполненный АО «Искра-Авигаз» с участием НИЛ «Газовая динамика турбомашин» СПбПУ, гарантирует высокие эксплуатационные свойства и сможет стать основой для создания семейства новых компрессоров. Разработанный комплекс компьютерных программ позволяет опти-мчеиррмирьоыбор вднтдо&жннк оомпрессоров и ихкнмяитоцчй для сложиыд еехнолопш, рсоотакокоторыв пpимeечюиcиaгpр ^^и^х^ркнп^иднпинеой мощактти, ктепени сжасия, оасхода, со атавт гаин, начальносх иминетнын исосоисо
Благодарность
Ре зультаты1,указанные в публикации, получены при выполнении Головным исполнителем научно-исзеедоваазлазкеИ, сжытнeзк0нcкpйкa0ререйрирм0йиричесрдя Иибсты «Скждание си. иpрмsннргoвыаoиитаин5лорир ножо ода итоодства пи 1^ро^з^тняов^о^ик^,^заот оао^1^^мо^сз1ык^о оаяи усоснедок, аомник:мирующих г^рреоТра^^^^«о дрaдйPдос алн эффектидйОтo мзяecоcс]ванея в транспортных системах и технологиях». (При финансовой поддержке Правительства Российской Федерации (Минобрнауки России) - договор 02.G25.31.0140 от 01.12.2015).
Списож литератрада
[Т]СздовВ.Вт Саниников Р.Ю. , LI3дзодейяИ В.A.Coанимeамe5 г^^^^^р^^о^'^сорао-технин рертизyльтaт совместос й деятельнзсти прктзводителсо и потcрTпрeлeй..Вaмпpавазpодоmрx-ника и пневматика, 2014, 8, 2-7. [Sedov V.V., Salnikov S.Y., Schurovski V.A. Modern gas compressor equipment - the result of joint activities of producers and consumers Compressors and Pneumatics, еоМА р-о.(т Russian)]
[2] Галиуллин З.Т., Сальников С.Ю., Щуровский В.А. Современные газотранспортные системы и технологии, М.: Газпром ВНИИГАЗ, 2014. [Galiullin Z.T., Salnikov S.Y., Schurovski V.A. Centrifugal compressor machines, Moscow, Gazprom VNIIGAZ, 2014 (in Russian)]
[3] Никитин В.Г., Ишков А.Г., Прокопец А.О., Пошелюзный А.Н., Русинов С.В., Перевозчиков А.Ю., Комаров О.В., Писарев Ю.Н. Повышение эффективности транспорта газа путем примене-
ния современных высокоэффективных сменных проточных частей центробежных компрессоров. Газовая промышленность спецвыпуск, 2017, 1, 2-9. [Nikitin V.G., Ishkov A.G., Prokopech А.О., Posheluzni A.N., Rusinov S.V., Perevozchikov A.Y., Komarov O.V., Pisarev Y.N. Improving the efficiency of gas transport by means the application of modern high-performance replacement flow parts of centrifugal compressors Gas industry special issue, 2017, 1, 2-9. (in Russian)]
[4] Селезнев К.П., Галеркин Ю.Б. Центробежные компрессоры, Л. Машиностроение, 1982. [Seleznev K.P., Galerkin Y. Centrifugal compressor machines, Leningrad, Machinostroenie, 1982 (in Russian)]
[5] Галеркин Ю.Б. Турбокомпрессоры. СПб., Изд-во КХТ., 2010, 650 с. [Ris V.F. Turbocompressors, SPb, KHT, 2010, 650 p. (in Russian)]
[6] Солдатова К.В. Создание новой математической модели проточной части центробежных компрессоров и базы данных модельных ступеней, дис... д-ра. техн. наук. СПб, 2017, 357 с. [Soldatova K. The creation of new mathematical models of the centrifugal compressorsflow part and a database of model stages, Dr. of tech. Sci. SPb, 2017, 257 p. (in Russian)]
[7] Дроздов А.А. Метод проектирования центробежных компрессоров с осерадиальными рабочими колесами, дис. канд. техн. наук. СПб, 2016, 236 с. [Drozdov A.A. Design method of centrifugal compressors with 3D impellers, Cand. of tech. Sci. SPb, 2016, 236 p. (in Russian)]
[8] Galerkin Y., Drozdov, A. Centrifugal compressor stage design principlies cheking. ASME 2015 Gas Turbine India Conference, GTINDIA 2015, 2015.
[9] Галеркин Ю.Б., Дроздов А.А. Моделирование газодинамических характеристик центробежных компрессорных ступеней с осерадиальными рабочими колесами. Научно-технические ведомости СПбГПУ. Наука и образование, 2014, 3(202), 45-53. [Galerkin Y.B., Drozdov A.A. Modeling of gas-dynamic characteristics of centrifugal compressor stages with the 3D impellers, Nauchno-tekhnicheskie Vedomosti SPbGPU. Science and education, 2014, 3(202), 45-53 (in Russian)]
[10] Галеркин Ю.Б., Дроздов А.А. Конструирование и оптимизация центробежной компрессорной ступени с осерадиальным рабочим колесом при помощи инженерного метода проектирования. Научно-технические ведомости СПбГПУ. Наука и образование, 2015, 4(231), 179-188. [Galerkin Y.B., Drozdov A.A. Design and optimization of centrifugal compressor stage with 3D impeller using the engineering design method, Nauchno-tekhnicheskie Vedomosti SPbGPU. Science and education, 2015, 4(231), 179-188 (in Russian)]
[11] Попова Е.Ю. Оптимизация основных параметров ступеней турбомашин на основе математического моделирования. дис. канд. техн. наук. СПб, 1991, 275 с. [Popova E.Y. Optimization of the main parameters of the turbomachines stages on the basis of mathematical modeling, Cand. of tech. Sci. SPb, 1991, 275 p. (In Russian)]
[12] Денисенко В.В., Писарев Ю.Н., Васильев А.В., Журин А.Г. Опыт разработки, изготовления, доводки и эксплуатации центробежных нагнетателей для ГПА и ЭГПА. XII Международный симпозиум «Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования - 2006», 2006, 58-60. [Denisenko V.V., Pisarev Y.N., Vasilev А.У., Zhurin А^. Experience in the development, manufacturing, debugging and operation of centrifugal compressors for GPA and EGPA. XII intermational symposium «Consumers, manufacturers of compressors and compressor equipment - 2006», 2006, 58-60. (in Russian)]
[13] Бакаев Б.В., Денисенко В.В., Писарев Ю.Н., Журин А.Г., Левенец С.А., Васильев А.В. Перспективные разработки турбокомпрессорного оборудования в ОАО «Компрессорный комплекс». XIII Международный симпозиум «Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования - 2007», 2007, 92-96. [Bakaev B.V., Denisenko V.V., Pisarev Y.N., Zhurin А^., Levenech SA., Vasilev АУ. The future developments of turbomachinery in "Compressor complex". XIII intermational symposium «Consumers, manufacturers of compressors and compressor equipment - 2007», 2007, 92-96. (in Russian)]
[14] Бакаев Б.В., Денисенко В.В., Писарев Ю.Н., Журин А.Г., Левенец С.А., Васильев А.В. Перспективные разработки турбокомпрессорного оборудования в ОАО «Компрессорный комплекс». XIV Международный симпозиум «Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования - 2008», 2008, 60-65. [Bakaev B.V., Denisenko V.V., Pisarev Y.N., Zhurin А^., Levenech SA., Vasilev АУ. The future developments of turbomachinery in "Compressor complex". XIV intermational symposium «Consumers, manufacturers of compressors and compressor equipment - 2008», 2008, 60-65. (in Russian)]
[15] Бакаев Б.В., Иванов М.Н., Левенец С.А., Васильев А.В., Денисенко В.В., Журин А.Г., Писарев Ю.Н., Хрекин С.Н. Новые разработки турбокомпрессоров для ОАО «Газпром» и других отраслей промышленности. XVI Международный симпозиум «Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования - 2011», 2011, 30-32. [Bakaev B.V., Иванов М.Н., Levenech SA., Vasilev АУ., Denisenko V.V., Zhurin А^., Pisarev Y.N., Chrekin S.N. New development of turbo compressors for "Gazprom" and other industries. XVI intermational symposium «Consumers, manufacturers of compressors and compressor equipment - 2011», 2011, 30-32. (in Russian)]
