Askhat_Tyutebaeva_G_M 7777

Вариант 7 Бықылов Асхат ТЭ-301

1.Помпаж при работе нагнетателей. Меры по устранению

2.Параллельное и последовательное включение нагнетателей

3.Относительный лопаточный КПД турбинной ступени

1.Помпаж при работе нагнетателей. Меры по устранению

Общие сведения о помпаже нагнетателя.

Определение. Помпажём называют резкие колебания давления в системе «нагнетатель-сеть». При помпаже расход и потребляемая мощность могут изменяться от нуля до номинала, возможен периодический выброс газа из напорной полости на всас нагнетателя.

Причины помпажа.Главная причина помпажа – снижение расхода газа через нагнетатель. Это может произойти по следующим причинам:

* Пониженной частоты вращения ротора нагнетателя по сравнению с параллельно работающими * Влияние параллельно включенных более напорных нагнетателей

* Колебания давления в сети

* Попадание постороннего предмета на защитную решетку или её обмерзание.

* «Запирание» выходного коллектора в следствии роста температуры газа. (Это происходит из-за роста давления при росте температуры в постоянном объёме трубопровода).

Помпажем осевых компрессоров принято называть периодические колебания малой частоты всей массы рабочего тела (воздуха) в системе компрессор – сеть (колебание давления Р). По своей форме колебания могут быть близкими к гармоническим. Помпажныеявления как правило сопровождаются наличием обратных токов всасыва­ния, хотя могут быть самые разнообразные явления. Начало помпажа, как пра­вило, сопровождается резким хлопком и выбросом воздуха во всасывающую линию. Частота пульсаций достаточно жестко связана с емкостью сети и дли­ной трубопроводов. Амплитуда колебаний также зависит от емкости сети и ее демпфирующих и инерционных свойств. Причем зависимость от сети на­столько велика, что один и тот же компрессор при одинаковых режимах по расходу и частоте вращения может работать как с помпажем, так и без него. Изменение емкости сети вызывает отклонение линии помпажа (так линия рабочих режи­мов компрессора и турбины с регенерацией теплоты проходит ближе к линии помпажа, чем без регенеративных схемах). Помпаж возникает при срыве потока под влияни­ем больших положительных углов атаки. При неизменной частоте вращения и увеличения давления на выходе (увеличение π_к) коэффициент расхода снижа­ется больше всего в последней ступени, при этом возрастают углы атаки и в некоторый момент произойдет срыв потока. В связи с тем, что срыв в этом случае возникает вследствие недопустимого повышения давления, то недос­тающий после срыва напор должен восполняться остальными ступенями, причем основная часть напора придется на предпоследнюю ступень, но она работа­ет на грани помпажа и не может принять на себя весь напор последней ступе­ни. Поэтому срыв потока неизбежно распространяется в глубь проточной части, поток рабочего тела устремится в камеру всасывания (в противополож­ном направлении).После того как во всасывающей камере восстановится давление, компрессор опять будет создавать требуемый напор и опять произойдет срыв потока, следова­тельно, будут происходить быстрые колебания давления. Для прекращения помпажа необходимо изменить режим работы компрессора. При работе с повышенной частотой вращения последние ступени компрессора находятся в особо небла­гоприятных условиях, даже если первые ступени работают нормально. В этом случае зона устойчивых режимов сокращается и при сравнительно неболь­шом повышении давления может произойти срыв потока - помпаж. При рабо­те на помпажной частоте вращения лопатки последних ступеней обтекаются при отрицательных углах атаки. При повышении давления в этом случае вслед­ствие уменьшения расхода осевая скорость уменьшается, а углы атаки возрас­тают, и первая ступень может оказаться в критической зоне. Помпаж возникает в первых ступенях, правда, в этом случае, не наблюдаются резкие колебания, так как величина напора меньше.

Антипомпажная защита

Современный антипомпажный клапанДля обеспечения нормальной работы компрессора и устранения явления помпажа применяются автоматические регуляторы - антипомпажные устройства, которые поддерживают необходимый расход среды:

1. противопомпажные гидравлические регуляторы;

2. пневматические регуляторы;

3. электронные контроллеры.

Регулирование работы компрессора с целью избежания явления помпажа может производиться:

1. перепускным клапаном;

2. сбросным клапаном;

3. дросселированием во всасывающем трубопроводе;

4. поворотом лопаток направляющего аппарата.

Системы защиты автоматически срабатывают в случаях внезапных значительных изменений характеристик нормального технологического режима. Они защищают компрессорные машины и решают двоякую задачу:

1. недопущение работы компрессорной машины в зоне неустойчивой работы (в зоне помпажа);

2. предотвращение помпажа;

3. обеспечение высокой экономической эффективности работы компрессора.

Для защиты от помпажа обычно используется сброс рабочей среды или перепуск с выхода компрессора на его вход в количестве, необходимом для избежанияпомпажа, для этого в системе антипомпажного регулирования и защиты используются регулирующие или запорно-регулирующие антипомпажные клапаны. Современные антипомпажные клапаны имеют высокую скорость хода, которая предотвращает длительное воздействие помпажа на компрессор, а также регулируют поток, что требует не только быстрого полного хода, но также и способности реагировать на изменение уставки быстро и точно.

2.Параллельное и последовательное включение нагнетателей

Cовместная характеристика при параллельном включении компрессоров строится путем сложения подач (приведенных к условиям всасывания) при постоянных давлениях нагнетания (подобно параллельной работе центробежных насосов). Точка пересечения совместной характеристики компрессоров с характеристикой сети есть рабочий режим компрессора.

Режим работы каждого компрессора будет определяться давлением точке слияния потоков () и потерями в трактах каждого компрессора . Степени повышения давления равна

При этом коэффициенты потерь является функциями геометрических размеров тракта и расхода газа через него.При последовательном соединении в последующий компрессор газ поступает с другими параметрами, поэтому его режим работы будет отличаться от первого. Строить совместную характеристику путем геометрического сложения давлений при последовательном соединении нельзя.

Для оценки общей степени повышения давления пользуются

зависимостью

где - степень повышения в давления отдельного компрессора при соответствующем режиме каждого из них;

- коэффициент, характеризующий потери в тракте между компрессорами, включая при наличии холодильника потери и в нем.

 

Даже при наличии холодильника коэффициент рекомендуется принимать

= 0.99 .

Формулы определения степени повышения давления при многоступенчатом сжатии с некоторым приближением можно использовать при последовательном соединении нагнетателей на компрессорных станциях.

В большинстве случаев параллельное включение двух и большего числа нагнетателей рекомендуется тогда, когда оно приводит к увеличению подачи, а соответствующее увеличение частоты вращения рабочего колеса или размеров нагнетателя невозможно из-за чрезмерного усиления шума, конструктивных или архитектурно-планировочных соображений.

Известны три основные схемы параллельного включения нагнетателей: полностью параллельное включение (Рисунок 1.35, б) и полупараллельное включение по схемам, показанным на Рисунок 1.35, а и в.

Проанализируем работу нагнетателей в условиях параллельного включения. Рассмотрим случай, когда в сеть по схеме, показанной на рис. 2.17, б, включены нагнетатели с одинаковой характеристикой. Для упрощения анализа пренебрежем сопротивлением индивидуальных участков сети (участки 1 - 2). В этом случае, как и в случае любого совместного включения, главным является определение режима работы не только всей системы в целом, но и каждого из нагнетателей в отдельности. Функциональная зависимость давления нагнетателя от его подачи сложна и чаще всего задана графически в виде характеристики р - L, поэтому наиболее простым способом анализа оказывается графический. Обычно применяют метод суммарной характеристики нагнетателей.

Построение суммарной характеристики давления показано на Рисунок 1.36 Абсциссы а, представляющие собой подачу одного нагнетателя, суммируются при каждом значении давления. При включении нагнетателей в сеть с характеристикой (1 + 1) режим работы будет определяться точкой А. При этом суммарная подача нагнетателей определяется величиной L_A(1+1), a суммарное давление - величиной р_А(1+1), при этом Р₁₍₁₊₁₎=Р_А(1+1), т. е. давление, создаваемое каждым нагнетателем при совместной работе, равно суммарному давлению. Подача каждого нагнетателя составляет половину от общей и может быть определена графически по положению точки А", т. е. L₁₍₁₊₁₎=L_А" = 0,5L_A(1+1). КПД обоих нагнетателей равен КПД каждого из них и определяется пересечением ординаты, проходящей через точку А", с характеристикой КПД нагнетателя. Пересечение этой же ординаты с характеристикой мощности определяет затраты мощности каждым нагнетателем. Суммарные затраты мощности равны сумме мощностей отдельных нагнетателей, т. е. N_A(1+1)=2N₁₍₁₊₁₎.

Последовательное включение нагнетателей

Последовательное включение двух или большего числа нагнетателей применяется тогда, когда давление, создаваемое одним нагнетателем, недо­статочно для преодоления сопротивления сети.При последовательном включении одно и то же количество газа последовательно перемещается всеми нагнетателями, а давление, необходимое для преодоления сопротивления всей сети, равно сумме давлений, создаваемых каждым нагнетателем. Так как кинетическая энергия, сообщенная потоку первым нагнетателем, не теряется на удар, то общее статическое давление больше суммы статических давлений отдельных нагнетателей. Например, три одинаковых последовательно включенных нагнетателя создают полное давление 3P_1(1+1+1).Если нагнетатель включить последовательно с более мощным, то его подача может увеличиться до значений, гораздо больших, чем его собственная максимальная подача. При этом он станет сопротивлением для более мощного нагнетателя, т. е. при сохранении направления подачи (L > 0) разность давлений с обеих сторон нагнетателя изменит знак.Работа нагнетателя возможна при       L >0 и Р> 0 (1 квадрант), при L < 0 и Р > 0 (II квадрант), при L > 0 и Р < 0 (IV квадрант). Работа нагнетателя в III квадранте невозможна, так как поток не может пойти в обратном направлении через нагнетатель (L < 0) при давлении перед нагнетателем большим, чем за ним. Обычно характеристику снимают только в I квадранте, т. е. при нормальной работе нагнетателя, тем более что для снятия характеристики во II и IV квадрантах требуется специальное оборудование.

3.Относительный лопаточный КПД турбинной ступени

  Совершенство турбинной ступени характеризуется коэффициентами полезного действия. Относительным лопаточным КПД турбинной ступени называется отношение мощности, развиваемой на рабочих лопатках, к располагаемой мощности ступени  В многоступенчатой турбине энергия выходной скорости предьщущей ступени используется в сопловых лопатках последующей. Эта энергия выходной скорости повышает располагаемую энергию последующей ступени. Как указывалось в гл. 2, относительный лопаточный КПД промежуточной ступени определяется по формуле = 1 - - р-Таким образом, в промежуточных ступенях многоступенчатой турбины потери энергиис выходной скоростью равны нулю. Энергия выходной скорости теряется только в последней ступени турбины и в ступенях, предшествующих объемной камере впроточной части турбины, например в регулирующей ступени, в ступени перед камерой отбора пара и т.п. В этих ступенях Ф 0.  

Для определения мощности регулирующей ступени необходимо предварительно найти зависимость использованныхтеплоперепадов этой ступени от ее располагаемого теплоперепада. Для стационарной турбины, работающей с постоянной частотой вращения, отношение м/сф, а также другие факторы, которые могут повлиять на относительный лопаточный КПД регулирующей ступени при постоянной энтальпии пара, подводимого к соплам этой ступени, целиком зависят от отношения давлений р, //>оп которым работает ступень.   Наконец, следует отметить так называемые демпферные связи, т. е. связи, не припаянные к лопаткам. В последние годы они нашли широкое применение в лопаточных аппаратах последних ступеней. Обычно стыки этих связей расположены в шахматном порядке. Рел<е применяется кольцевое крепление лопаток. При этом связи к лопаткам не припаиваются. Они вставляются в отверстие с зазором, контакт же обеспечивается центробежными силами при вращении ротора турбины. Опыты показывают, что при колебаниях не происходит проскальзывания лопатки относительно демпферной связи и соединение лопаток со скрепляющей связью близко к шарнирному.

Таким образом, демпферная связь сочетает   Относительное влияние теплообмена на располагаемые тепло-перепады в охлаждаемойгазовой турбине невелико. Поэтому выбор числа ступеней и разбивка между ними теплоперепада могут быть, с достаточным основанием, произведены так, как это обычно делается для неохлаждаемых турбин. То же следует сказать, о выборе степени реактивности ступеней, определяющей разбивку перепадов давления между подвижными и неподвижными венцами. Тогда весь тепловой расчет может производиться на основе любой применяемой методики. Специфика, связанная с теплообменом, найдет отражение лишь при расчете отдельных лопаточных венцов.   В рассмотренной ступени турбины расширение рабочего тела происходит как в сопле, так и в рабочем колесе. Такие турбины принято называть реактивными потому, что сила, действующая на рабочие лопатки как результат увеличения относительной скоростирабочего тела в лопаточных каналах, рассматривается как реактивная сила вытекающего потока.   В период проведения работы проводились регулярные наблюдения за состояниемпроточной части турбины для оценки степени заноса цилиндров высокого давления по относительному приросту давления в регулирующей ступени. Осмотр проточной части турбины во время капитального ремонта выявил наличие плотных темных отложений на ее лопаточном аппарате в количестве около 1,5 кг, в том числе на цилиндре высокого давления 650 г, иа цилиндре среднего давления 170 г, на цилиндре низкого давления 700 г. Общее количество отложений, накопившееся в турбине за исследуемый период, несколько уменьшилось в   Сжатие газа сопровождается значительно большими потерями, чем расширение его в турбинах. Как показали исследования, потери при сжатии снижаются при уменьшении угла поворота газов в лопаточных каналах. Поэтому обычно в компрессорах применяют лопатки с углом поворота не более 45°. Создаваемый напор в ступени с такими лопатками получается относительно небольшим, а потому для создания необходимого давления осевые компрессоры приходится выполнять многоступенчатыми.   В условиях значительных отклонений параметров цикла, носящих к тому же длительный характер, вопросы надежности работы приобретают определяющее значение. Подобные изменения режима могут вызвать перегрузку отдельных ступеней и изменение ихтемпературных условий. Перераспределение тепловых перепадов по ступеням турбинывызывает изменение реактивности ступеней, что отражается на условиях работыупорного подшипника и лопаточного аппарата турбины. Работа ступеней в нерасчетных режимах приводит к ухудшению внутреннего относительного к. п. д. турбины. К еще большему понижению экономичности приводит изменение термического коэффициента полезного действия при понижении начальных или повышении конечных параметровцикла. В подобных случаях необходимо наряду   Рассмотренный принцип работы ступени паровой турбины называют активны м. Турбины, работающие по этому принципу, называются активными, или турбинами равного давления. Характерная особенность этих турбин — наличие процесса расширения пара, т. е. уменьшения его давления только в соплах. В лопаточных каналахрабочего колеса давление пара остается постоянным, а скорость пара как относительная, так и абсолютная уменьшается.   ЦНД. Корпус ЦНД — двухстенный. Обойма опирается лапами па внешний корпус. Пар подведен к нижней половине обоймы симметрично с боков, благодаря чему удалось вывести из каждого потока ЦНД по три отбора пара, тогда как в турбине К-500-Й/3000 было лишь два отбора. ЦНД свободно установлен на фундаменте рамы. Центрируется он с помощью продольных шпонок. Уплотнения в ЦНД — гладкие из-за больших его смещений относительно ротора. Первые две ступени ЦНД имеют ленточные бандажи, а остальные — интегральные с лопатками установка бандажей существенно повышает надежность и к. п. д. лопаточного аппарата.