СРАВНЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРНЫХ СТУПЕНЕЙ С ЛОПАТОЧНЫМИ И БЕЗЛОПАТОЧНЫМИ ДИФФУЗОРАМИ
Центробежные компрессоры (нагнетатели – ЦБН) газоперекачивающих агрегатов – наиболее массовые среди промышленных центробежных компрессоров в России. Более четырех тысяч ЦБН Газпрома – это около 20% всех крупных промышленных компрессоров мира (во всех отраслях промышленности, не только в газовой). При установленной мощности 45 млн. киловатт ЦБН Газпрома требуют для своего привода расхода газа на сумму 3.5 млрд. долларов ежегодно (стоимость – в мировых ценах на природный газ). Понятно внимание, которое следует уделять повышению эффективности ЦБН, в том числе, на стадии проектирования проточной части.
Большинство ЦБН Газпрома составляют отечественные машины на базе ступеней с лопаточными диффузорами (ЛД). На основании опыта проектирования и вполне ясных теоретических соображений считается, что по сравнению со ступенями, снабженными безлопаточными диффузорами можно достичь более высокого максимального КПД на 2 – 4%. Однако, диапазон производительности, в котором возможна устойчивая работа ступеней с ЛД и где КПД остается высоким, заметно меньше [1, 2].
При реализации программы модернизации компрессорного хозяйства ОАО «Газпром» была поставлена задача создания ЦБН нового поколения, наиболее полно отвечающих требованиям эксплуатации. Кафедра компрессорной, вакуумной и холодильной техники (кафедра КВХТ) СПбГПУ принимает участие в этой программе, разрабатывая проточные части ЦБН на базе ступеней с безлопаточными диффузорами по заданиям ОАО «Компрессорный комплекс», и ОАО НПО «Искра» [3]. В последнее время такая работа ведется и по заданиям СМПО им. М.В. Фрунзе.
Известно, что на кафедре КВХТ разработан так называемый Метод универсального моделирования, позволяющий осуществить расчетную оптимизацию проточной части ступеней с учетом всех ныне известных особенностей рабочего процесса [4, 5, 6, 7, 8]. Применение Метода позволило создать проточные части с высоким максимальным КПД и широкой зоной устойчивой и эффективной работы на базе ступеней с БЛД. Для примера на рис.1 сопоставлены характеристики одного из массовых отечественных линейных нагнетателей НЦ-16/76-1.44 на базе ступеней с ЛД и аналогичного по размерам и параметрам нагнетателя НЦ-16 «Урал» (ОАО – НПО «Искра» и кафедра КВХТ, в производстве с 1999 г., [9]). За масштаб КПД принято его максимальное значение у НЦ-16/76-1.44 на базе ступеней с ЛД.
Из приведенных данных следует, что в точке с расчетным отношением давлений = 1.44 КПД нагнетателя нового поколения на базе ступеней с безлопаточными диффузорами на 1.5% выше, а максимальный КПД на 0.5% выше при значительном преимуществе в зоне экономичной и устойчивой работы. Сопоставленные нагнетатели имеют одинаковые по габаритам корпуса с малыми радиальными размерами. Это дает преимущество проточной части с ЛД, так как для получения максимального КПД ступени с БЛД требуют больших радиальных размеров.
Следует сказать, что эффективность лучших ЦБН прежнего поколения на базе ступеней с лопаточными диффузорами конструкции Невского машиностроительного завода и ОАО «Компрессорный комплекс» выше, чем у нагнетателя НЦ-16/76-1.44. Однако, нагнетатель нового поколения Н398-23-1Л (ОАО «Компрессорный комплекс» и кафедра КВХТ, в производстве с 1999 г., [10]) на базе ступеней с БЛД имеет корпус оптимального размера и его максимальный КПД уже на 2% выше, чем у НЦ-16/76-1.44. Тем не менее, вопрос о преимуществе лопаточных диффузоров для получения максимального КПД низконапорных ЦБН заслуживает дальнейшего рассмотрения.
Для линейных ЦБН характерны ступени с относительно малым коэффициентом теоретического напора в расчетной точке T = cu2/u2 0.5. При этом кинетическая энергия потока на входе в диффузор относительно невелика. Это снижает вклад диффузора в показатели эффективности ступени. Другая ситуация имеет место для сменных проточных частей дожимных ЦБН. На головных компрессорных станциях по мере истощения месторождения требуется повышать отношение давлений, развиваемых ЦБН. Обычная практика – это замена проточной части у существующих ЦБН на более высоконапорную. Так как количество ступеней не может быть увеличено, повышение напора достигается применением рабочих колес с увеличенными коэффициентами теоретического напора T = cu2/u2 = 0.65 – 0.75. Это увеличивает кинетическую энергию на выходе из РК и требует большего замедления потока в диффузоре. Безлопаточные диффузоры не могут решить эту задачу при ограниченной размерами корпуса малой радиальной протяженности.
Типичный результат представлен на рис.2, где сопоставлены характеристики трех дожимных нагнетателей (сменных проточных частей) мощностью 16 – 18 тысяч киловатт и отношением давлений = 1.64 – 1.7 при конечном давлении 76, 70 и 61 ата (конкретные параметры ясны из названий СПЧ). За масштаб КПД принято его максимальное значение у СПЧ-18/70-1.7.
Все три проточные части спроектированы кафедрой КВХТ Методом универсального моделирования и реализованы Заказчиками без проверки модельными испытаниями. В соответствии с техническим заданием СПЧ-18/70-1.7 и СПЧ-18/61-1.64 выполнены на базе ступеней с безлопаточными диффузорами. При проектировании СПЧ НЦ-16/76-1.7 такого ограничения не было, поэтому были применены лопаточные диффузоры.
Следует отметить, что эта машина была спроектирована еще в 1995 г. и к настоящему времени в эксплуатации находится более 30 таких компрессоров. У СПЧ НЦ-16/76-1.7 наименьшая мощность, наибольшее конечное давление и наибольшее отношение давлений. При одинаковой скорости вращения ротора (5300 об/мин) у всех трех СПЧ, быстроходность НЦ-16/76-1.7 наименьшая. Так как во всех трех случаях быстроходность существенно меньше оптимальной, более высокий КПД НЦ-16/76-1.7 следует считать заметным достижением. Методика проектирования всех трех машин была одинаковой. Очевидно, что положительный эффект был достигнут за счет рационального выбора типа диффузора – лопаточного в данном случае.
У сопоставляемой СПЧ с лопаточным диффузором зона устойчивой и экономичной работы уже, чем у СПЧ с безлопаточными диффузорами. В правой части характеристики (расход больше расчетного) это связано с ударными потерями в ЛД при отрицательных углах атаки, чего нет в безлопаточных диффузорах. Однако, при использовании высоконапрных рабочих колес в правой части характеристики потребляемая мощность возрастает так быстро, что мощности приводной газовой турбины недостаточно для эксплуатации ЦБН. То есть, режимы с расходом существенно больше расчетного практически невозможны и характеристика ЦБН в этой части не представляет практического интереса.
При рассмотрении левой ветви характеристики следует иметь в виду, что граница помпажа при высоконапорных рабочих колесах приближена к расчетному режиму из-за пологости напорной характеристики. У СПЧ НЦ-16/76-1.7 коэффициент теоретического напора равен Т = 0.75, а у двух других сопоставляемых СПЧ коэффициент напора на 15% меньше. Негативная роль лопаточного диффузора у РК с Т = 0.75 с очень пологой напорной характеристикой просто «не успевает» проявить себя. Использование ЛД в сочетании с РК меньшей напорности, имеющих более крутую напорную характеристику, возможно, привело бы к нежелательному смещению границы помпажа по сравнению с проточной частью с БЛД.
Приведенные примеры показывают, что правильный выбор типа диффузора для компрессоров газовой промышленности неоднозначен. Цель данной работы - получить объективную оценку достижимого КПД и зоны работы ЦБН при использовании лопаточных и безлопаточных диффузоров на основе модельных испытаний ступеней с разной методикой газодинамического проектирования и с разной напорностью.
2. МЕТОДИКА ИСПЫТАНИЙ
Модельные испытания проведены на экспериментальном стенде ЭЦК-4 научно-исследовательской лаборатории компрессоростроения им. проф. К.П. Селезнева (рис.3).
Неподвижные элементы ступеней крепятся к торцу корпуса подшипников, рабочие колеса располагаются на консольной части вала. Электрический привод с номинальной мощностью 600 кВт вращает вал стенда с заданной скорость в пределах 0 – 18000 об/мин через повышающую зубчатую передачу.
Измерение внутреннего напора производилось по разности температур за ступенью и перед ней. Ртутные термометры располагаются в контрольных сечениях с малыми скоростями потока (на расчетном режиме не более 1/15 от окружной скорости РК). В соответствии с рекомендациями Международного стандарта ISO 5389 1991 (E) скоростной напор учитывался расчетом по уравнению неразрывности. Для уменьшения погрешности из-за теплообмена с атмосферным воздухом наружная поверхность корпуса модели теплоизолирована. Температура корпуса подшипников, на котором установлен корпус модели, поддерживалась равной температуре нагнетания воздействием на маслоохладители. Это исключает подвод или отвод тепла через корпуса модели и подшипников.
В контрольных сечениях на входе и выходе ступени, на расстоянии 1.05D2 за рабочим колесом и на выходе из диффузора статические давления измерялись отбором с наружных стенок проточной части. Для учёта неравномерности потока отбор давления осуществлялся в нескольких точках контрольного сечения (три точки отбора на входе в ступень, по пять точек отбора в сечениях за колесом и диффузором, четыре точки отбора на выходе из ступени). Полные давления измерялись ТПД с протоком диаметром 2 мм, нечувствительным к углам скоса потока в пределах 450 в любом направлении от оси приемного отверстия. В контрольных сечениях за РК и после диффузора осуществлялось траверсирование потока пятью ТПД по ширине канала.
В контрольном сечении на входе в ступень полное давление измерялось тремя ТПД, расположенными в ядре потока. Это же сечение использовалось для определения массового расхода через ступень по разности полного давления в ядре потока и статического давления на стенке входного патрубка. Предварительно на этапе наладочных работ патрубок тщательно тарировался траверсированием поля полного давления в измерительном сечении.
В радиальном сечении на выходе из ступени неподвижно установлены восемь – одиннадцать ТПД (в зависимости от числа лопаток ОНА) на разных радиусах.
Измерение давлений в контрольных сечениях между РК и диффузором, и между диффузором и ОНА позволило дополнить информацию о суммарных характеристиках ступени данными по эффективности ее элементов. Несмотря на известную неопределенность снятия поэлементных характеристик, анализ результатов многочисленных испытаний подтверждает полезность этой информации. Для повышения достоверности результатов при обработке измерений использована программа наиболее строгого осреднения энергетических параметров в контрольных сечениях [11].
3. ОБЪЕКТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ
Объектами исследования были ступени промежуточного типа – рабочее колесо, диффузор, обратно-направляющий аппарат.
У всех ступеней применялись рабочие колеса закрытого типа с лопатками цилиндрической формы в радиальной части колеса. Часть рабочих колес имела лопатки традиционного типа – средняя линия лопаток в радиальной плоскости в виде дуги окружности. Другие РК профилировались с учетом диаграмм поверхностных скоростей (Метод универсального моделирования) и имели более сложную форму в радиальной плоскости. Диаметры рабочих колес модельных ступеней лежали в пределах 350 – 420 мм.
Ширина безлопаточных диффузоров выбиралась так, чтобы иметь оптимальный угол потока в основной части БЛД на расчетном режиме. Если при этом ширина основной части БЛД получалась меньше высоты лопаток РК на выходе, начальный участок БЛД обеспечивал плавное изменение ширины.
Лопаточные диффузоры имели общепринятую традиционную форму лопаток со средней линией в виде дуги окружности.
Обратно-направляющие аппараты ступеней, спроектированных Методом универсального моделирования, имели повышенную против традиционных густоту лопаточных решеток и число лопаток спрямляющего аппарата вдвое меньшую, чем в основной части.
Модельные ступени, как правило, испытаны при окружных скоростях, соответствующих условному числу Маха Mu = 0.6, 0.7, 0.8.
В работе представлены результаты испытания следующих модельных ступеней:
- ступень НЦ-16 (лопаточный диффузор) – модель первой ступени нагнетателя НЦ-16/76-1.44;
- ступень Н395 (лопаточный диффузор) – модель первой ступени нагнетателя Н395-23-1;
- ступень 048/2 (безлопаточный диффузор) – модель первой ступени нагнетателя нового поколения НЦ-16 «Урал»;
- ступень 048/2 с лопаточными диффузорами с разным числом лопаток;
- ступень 060/2 – (безлопаточный диффузор) модельная ступень нового поколения для двухступенчатых линейных нагнетателей с пониженным отношением давлений ( 1.35);
- ступень К101-1 (безлопаточный диффузор) – близка по параметрам к ступеням дожимных ЦБН при низком давлении на входе;
- ступень К101-1 с лопаточными диффузорами с разным числом лопаток.
4. СРАВНЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТРАДИЦИОННЫХ СТУПЕНЕЙ И СТУПЕНЕЙ НОВОГО ПОКОЛЕНИЯ С БЕЗЛОПАТОЧНЫМИ ДИФФУЗОРАМИ
Газодинамические характеристики традиционных ступеней с ЛД типа НЦ-16 и Н395 сопоставлены с характеристиками ступеней нового поколения с БЛД типа 048/2 и 060/2 (рис.4). За основу при сопоставлении КПД принято его максимальное значение у модельной ступени Н395, которая применена на одном из наиболее эффективных отечественных ЦБН типа Н395-23-1 (традиционная проточная часть с лопаточным диффузором).
Испытания показали преимущество ступеней нового поколения и по КПД, и по зоне устойчивой и экономичной работы. Наиболее экономичные ступени с ЛД и с БЛД отличаются по максимальному КПД примерно на 1% (в пользу последней). Преимущества в зоне экономичной и устойчивой работы более чем очевидны.
Представленные на рис.5-а, 5-б коэффициенты потерь рабочих колес и обратно – направляющих аппаратов демонстрируют, во-первых, более высокую экономичность РК и ОНА, спроектированных Методом универсального моделирования, и, во-вторых, меньший уровень потерь у РК с меньшими коэффициентами напора.
Данные модельных испытаний показали, что при проектировании Методом универсального моделирования низконапорные ступени (Трасч0.55) с безлопаточными диффузорами в сравнении со ступенями традиционного типа с ЛД имеют преимущества и по зоне работы, и по максимальному КПД.
Нет сомнения, что при большей радиальной протяженности БЛД эффективность этих ступеней может быть еще выше. Последнее утверждение подтверждается данными приемо-сдаточных испытаний линейных нагнетателей НЦ-16 «Урал» и Н398-23-1Л с практически идентичными параметрами. Первый из них имеет проточную часть на базе модельной ступени 048/2 с отношением диаметров входа/выхода БЛД D4/D2 = 1.44. Проточная часть второго не имеет прямого модельного аналога, но близка к ступени типа 048/2. Главное отличие – большая радиальная протяженность БЛД. Максимальный КПД Н398-23-1Л оказался на 1.5% выше.
5. СРАВНЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ НИЗКОНАПОРНЫХ СТУПЕНЕЙ НОВОГО ПОКОЛЕНИЯ С БЛД И ЛД
Из информации в разделе 4 не следует, что максимальный КПД низконапорных ступеней нового поколения не может быть еще увеличен при использовании лопаточных диффузоров. Экспериментальная проверка была произведена путем перепрофилирования ступени 048/2 с целью установки лопаточного диффузора.
В соответствии с общепринятой практикой был применен лопаточный диффузор с постоянной по радиусу шириной, которая была несколько больше высоты лопаток РК на выходе. У исходной ступени 048/2 БЛД имел постоянную ширину в основной части, меньшую, чем высота лопаток РК на выходе. Соответственно, начальный участок БЛД был суженным.
Обратно-направляющий аппарат ступени с ЛД так же был изменен с учетом того, что скорость потока на его входе меньше, а угол больше, чем при предшествующем безлопаточном диффузоре.
Для того, чтобы на результат сопоставления не повлиял выбор числа лопаток ЛД (рекомендации по оптимальной густоте решеток ЛД достаточно расплывчаты), ступень испытывалась с тремя диффузорами, отличающимися числом лопаток: ZЛД = 17, 13, 7, что соответствовало густоте решеток L/tср = 1.76, 1.34, 0.72 [1].
Газодинамические характеристики ступени 048/2 с БЛД и с тремя разными ЛД при условном числе Маха равном 0.6 представлены на рис.6 (результаты при Mu = 0.7 и 0.8 аналогичны).
Как указывалось выше, роль диффузора в ступени с низконапорными РК уменьшается. Тем не менее, авторы ожидали некоторого повышения КПД за счет применения лопаточного диффузора, обеспечивающего более низкую кинетическую энергию на входе в ОНА и снижение потерь в этом элементе. Как ни парадоксально, максимальный КПД вариантов ступени с БЛД и лучшего варианта с ЛД оказался одинаков. Среди ступеней с ЛД максимальный КПД получен при ZЛД = 7. Оптимальное число лопаток ЛД в данном случае соответствует величине L/tср = 0.72 (L/tср опт = 1.8 – 2.2 по рекомендациям [1]).
Результаты поэлементных измерений мало проясняют картину (рис.7-а, б, в).
КПД безлопаточного диффузора меньше, чем у ЛД с разным числом лопаток, а замедление потока, как и полагается, более существенное в ЛД. В пренебрежении сжимаемостью и потерями трения замедление в БЛД обратно пропорционально отношению радиусов конца и начала диффузора, т. е. в данном случае было бы равно 0.73, вне зависимости от режима работы. Приведенные данные измерений отражают реальный характер течения в БЛД и условий измерения давления в неравномерном и нестационарном потоке за РК. Замедление в ЛД существенно меняется в зависимости от расхода, так как оно определяется в большой степени поворотом потока на входе на лопатки при положительных и отрицательных углах атаки.
Несмотря на более сильное замедление потока в ЛД, роста КПД и снижения потерь в ОНА не происходит. Коэффициенты потерь этого элемента растут с ростом замедления потока в диффузоре, в результате чего роста КПД ступени нет.
6. СРАВНЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ВЫСОКОНАПОРНЫХ СТУПЕНЕЙ С БЛД И ЛД
Экспериментальное исследование влияния типа диффузора на характеристики ступени было проведено на модельной ступени типа К101-1 с высоконапорным рабочим колесом, имевшим т = cu2/u2 = 0.70.
Ширина двух вариантов лопаточного диффузора с ZЛД = 16 и ZЛД = 8 была постоянна по радиусу и несколько больше высоты лопаток РК на выходе. У варианта ступени с БЛД, ширина которого меньше, чем высота лопаток колеса на выходе, начальный участок диффузора выполнен сужающимся. В отличие от ступени типа 048, размеры ОНА были одинаковыми у вариантов с ЛД и БЛД и соответствовали параметрам потока после ЛД.
Число лопаток ZЛД = 8 и ZЛД = 16 соответствовало густоте лопаточной решётки L/tср = 1.11 и 2.23 соответственно.
Газодинамические характеристики ступени К101-1 с БЛД и двумя вариантами исполнения лопаточного диффузора при условном числе Мах аMu 0.85, близком к расчётному значению, представлены на рис.8. За масштаб КПД принято его максимальное значение у варианта ступени с ZЛД = 16.
В случае высоконапорной ступени преимущества лопаточного диффузора над безлопаточным очевидны. На оптимальном режиме КПД проточной части с лопаточным диффузором примерно на 3% выше, чем с БЛД, причём ступень с ZЛД = 16 немного эффективнее ступени с ZЛД = 8. Данная закономерность проявляется не только на оптимальном расходе, но и на всех остальных режимах работы, кроме зоны больших расходов с Ф > 0.08 для ЛД с числом лопаток ZЛД = 16 и Ф > 0.0825 для ЛД c ZЛД = 8.
Отмеченное сужение зоны эффективной работы при переходе от БЛД к ЛД незначительно и наблюдается только в области высоких расходов, не имеющих большого практического значения. Важно, что граница помпажа ступени при переходе от безлопаточного к лопаточному диффузору остаётся неизменной. Эксперимент с высоконапорной модельной ступенью подтвердил соображения о рациональном типе диффузора для высоконапорных СПЧ, сделанные выше в разделе 1.
Анализ эффективности отдельных элементов проточной части (рис.9-а, б) показывает, что в области малых расходов более эффективен лопаточный диффузор, на большом расходе преимущество имеет БЛД, хотя эти различия не очень существенны. Из-за более узкой зоны работы высоконапорного рабочего колеса К101-1 (в сравнении с ранее рассмотренным низконапорным РК 048/2) условия обтекания лопаточного диффузора не сильно отличаются от оптимальных во всей зоне работы. Диапазон изменения угла атаки при обтекании лопаток ЛД в данном случае значительно меньше, поэтому обтекание ЛД не сопровождается резким ростом потерь при удалении от расчётной точки.
Значительно отличается замедление потока в БЛД и ЛД, особенно при малом расходе. Существенно меньшая скорость потока на выходе из лопаточного диффузора в сравнении с БЛД и благоприятное направление потока на выходе независимо от режима работы, делают более эффективной работу обратно-направляющего аппарата ступени с лопаточным диффузором.
7. ЗАКЛЮЧЕНИЕ
На основании полученных результатов можно сделать следующие выводы:
1. Применение Метода универсального моделирования позволяет проектировать ступени разных параметров с ЛД и БЛД, имеющие высокие газодинамические характеристики;
2. У ступеней с низконапорными РК при T = cu2/u2 0.5 – 0.55 применение БЛД не является препятствием для получения максимального КПД, не уступающего КПД ступеней с ЛД, даже при малых радиальных размерах проточной части. Преимущества ступеней с БЛД в «запасе по помпажу» делает их использование в низконапорных ЦБН и СПЧ предпочтительным.
3. У ступеней с высоконапорными РК при T = cu2/u2 0.65 – 0.75 применение БЛД препятствует получению максимального КПД, не обеспечивая преимуществ в зоне работы. Преимущества ступеней с ЛД в максимальном КПД делает их использование в высоконапорных ЦБН и СПЧ предпочтительным, так как не ведет к практически значимому сужению зоны работы. Сравнение характеристик ступени с разным числом лопаток ЛД подтвердило правильность рекомендуемых значений оптимальной густоты решеток [1], однако, в случае необходимости, могут применяться и значительно более редкие решетки (L/tср = 1.0), без заметного отрицательного влияния на эффективность ступени.
4. Применение низконапорных ступеней с ЛД с целью повышения КПД может быть целесообразным для концевых ступеней, коэффициент потерь в выходном устройстве которых больше, чем в ОНА (сужение зоны работы неизбежно). В данном случае целесообразно применение решеток с малой густотой L/tср 0.70.
Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Сумы 2004
