Статья от 21.08.07

DRAFT IGTC2007-ABS-194
Новая концепция безлопаточных турбомашин для
микрогазотурбинных двигателей. (Часть II. Испытание
металлической модели микротурбины)
1
А. Сударев1, А. Сурьянинов1, В. Тихоплав1, А. Молчанов1, П. Авран2, Л. Лелэ2
Научный Центр «Керамические Двигатели» им. А.М. Бойко» (ООО «Центр Бойко»),
195221, Санкт-Петербург, Россия, Полюстровский пр., д.15, корп.2,
E-mail: soudarev@boykocenter.spb.ru тел/факс 7(812)2253453
2.
EDF, Париж, Франция, Site des Renardieres, 77818 Moret –Sur-Loing Cedex,
E-mail: Laurent.lelait@edf.fr, тел. (49)72161051330
АННОТАЦИЯ
В первой части работы, представленной на IGTC2003
(Сударев, 2003), приведено описание конструкции и
результаты расчетного исследования ступени туннельной
турбомашины (Патент Франции, 2002), в которой система
осевых или радиальных межлопаточных каналов заменена
системой не соединяющихся между собой трехмерных
каналов (туннелей).
Целью проводимого исследования является проверка на
экспериментальном газодинамическом холодном стенде
результатов газодинамического расчета центростремительной
туннельной турбины полезной мощностью 60 кВт, прежде
всего, ее проточной части – рабочего колеса и направляющего
аппарата. Для этого была изготовлена из алюминиевого
сплава АК-4 (предел прочности при растяжении – 416 МПа,
плотность – 2,8 кг/см3, модуль упругости – 7,1·1010 МПа)
полномасштабная модельная ступень туннельной турбины.
Вместе с существующим стендовым центробежным
лопаточным компрессором, который используется в качестве
тормоза турбины, турбинная туннельная ступень составила
опытный
турбокомпрессор,
прошедший
цикл
предварительных пусков и наладочных испытаний.
К сожалению, некоторые параметры испытательного
стенда
не
позволили
осуществить
исследование
газодинамических характеристик разработанной туннельной
конструкции турбомашин во всем необходимом диапазоне. В
связи с этим, была осуществлена модернизация турбоблока и
стенда для его испытаний, отработаны методики проведения
испытаний, замера определяющих параметров, обработки
полученных
данных,
получены
результаты
экспериментальной проверки расчетной эффективности
туннельной турбинной ступени.
МОДЕРНИЗАЦИЯ ТУРБОКОМПРЕССОРА
Модернизация турбокомпрессора заключалась:
− в замене стендового лопаточного центробежного
компрессора на компрессор туннельной конструкции,
− в усилении узла жесткой фиксации рабочего колеса
компрессора на валу ротора,
− в развитии системы лабиринтных уплотнений зазоров
между рабочим колесом и выхлопным (входным)
патрубком турбины (компрессора).
Модернизированный турбокомпрессор показан на рис. 1
и рис. 2.
I .
Рис. 1 Экспериментальный туннельный турбокомпрессор.
Обозначения: 1 – вал ротора, 2 – рабочее колесо турбины, 3 – рабочее колесо компрессора, 4 – сопловой аппарат турбины,
5 – диффузор компрессора, 6 – улитка подвода сжатого воздуха к турбине (из централизованной сети), 7 – улитка отвода сжатого
воздуха из компрессора, 8 – выхлопной патрубок турбины, 9 – патрубок подвода сжатого воздуха к компрессору (из
централизованной сети), 10 – статор турбокомпрессора, 11 – опорные газостатические подшипники, 12 – упорный газостатический
подшипник.
Рис. 2 Модельный турбокомпрессор в сборе в газостатических опорах.
Роторная часть турбокомпрессора (рис. 1) представляет
собой вал с консольно расположенными рабочими колесами
туннельной турбины (2) и компрессора (3), вращающихся в
опорных (11) и упорных (12) газостатических подшипниках.
Турбинное и компрессорное рабочие колеса одинаковы по
своей конструкции и состоят каждый из двух дисков периферийного и приосевого. Диски центруются и
соединяются между собой шестью призонными шпильками
со
стопорными
шайбами
и
гайками,
стянутыми
контролируемым моментом затяжки.
Для повышения газодинамической эффективности
туннельных турбомашин за счет снижения перетечек и утечек
воздуха были спроектированы, изготовлены и установлены
узлы лабиринтных уплотнений (рис. 3) на входе компрессора
и выходе из турбины.
некоторых случаях к повреждениям узла соединения, была
заменена на вариант крепления аналогичный узлу фиксации
турбинного рабочего колеса (рис. 1).
Рис. 3 Схема установки узла лабиринтных уплотнений.
1 - статор, 2- узел лабиринтных уплотнений, 3-рабочее
колесо.
Узел лабиринтных уплотнений (рис. 4)представляет
собой патрубок (1), в который установлены 18
уплотнительных колец (3) толщиной 0,2 мм, проточенных по
профилю периферии дисков турбины и компрессора с
базовым
зазором
0,2
мм.
Между
профильными
уплотнительными кольцами (3) вставлены 17 уплотнительных
колец (4) толщиной 0,2 мм с внутренним диаметром 100 мм.
Уплотнительные кольца (3,4) прижаты кольцом (2) и винтами
(5). Таким образом, узел лабиринтных уплотнений,
состоящий из 17 заградительных камер, позволяет
практически устранить перетечки между статорными
элементами и периферийными дисками турбинного и
компрессорного рабочих колес.
Что касается узла крепления компрессорного колеса к
валу (рис. 5), то существовавшая конструкция, приводящая в
Рис. 4 Узел лабиринтных уплотнений.
1 -патрубок, 2 - прижимное кольцо, 3,4 - уплотнительные
кольца, 5 - винт.
Рис. 5 Модернизированный узел фиксации
компрессорного колеса
Кроме того, после изготовления и сборки статора
турбоблока для обеспечения соосности вкладышей
радиальных подшипников и посадочных поверхностей
соплового аппарата турбины и диффузора компрессора
проведена финишная обработка статора в сборе.
Модернизированный ротор отбалансирован с остаточным
дисбалансом менее 5 г*мм.
Последующие испытания подтвердили надежность
такого конструктивного решения.
Все эти конструктивные изменения дают возможность
после отработки и оптимизации конструкции туннельных
турбомашин перейти с меньшими затратами времени к
созданию туннельного газогенератора, включающего не
только туннельные турбомашины, но и камеру сгорания,
систему газоходов и все необходимые систем и устройства.
СБОРКА, ОСНАЩЕНИЕ И ОТРАБОТКА
МОДЕРНИЗИРОВАННОГО СТЕНДА.
При
разработке
концепции
конструирования
экспериментального туннельного турбокомпрессора была
учтена необходимость обеспечить возможность его
испытания в широком диапазоне давлений (π = 1 ÷ 3) и
скоростей вращения (n=0 ÷ 50 000 oб./мин.).
Для
реализации
этих
возможностей
ротор
турбокомпрессора должен состоять из полномасштабной
турбины и модельного компрессора, выполняющего роль
нагрузочного тормозного устройства. При этом модельный
компрессор должен обеспечить нагрузку в широком
диапазоне мощностей. Поэтому геометрия модельного
компрессора практически не отличается от геометрии
штатной турбинной ступени (нет необходимости в
специальной
отработке
технологии
изготовления
компрессорного диска с отличающимися геометрическими
размерами), а величину необходимой мощности торможения
предполагается получать вариацией плотности воздуха на
входе в компрессор.
Таким образом, в ходе испытаний необходимо замерить
для оценки:
− эффективности и мощности турбинной ступени частоту вращения, расход, давление и температуру
газа на входе и выходе в турбинную ступень;
− величин мощности торможения - частоту вращения,
расход, давление и температуру воздуха на входе и
выходе компрессора;
− потерь в газостатических подшипниках - частоту
вращения, расход, температуру и давление воздуха в
упорном и опорных подшипниках.
Структурная
схема
экспериментального
стенда
представлена на рис.6.
Рис. 6 Структурная схема экспериментального стенда испытаний турбокомпрессора.
1 – вал ротора, 2 – рабочее колесо турбины, 3 – рабочее колесо компрессора, 4 – сопловой аппарат турбины,
5 – диффузор компрессора, 6 – улитка подвода сжатого воздуха к турбине (из централизованной сети), 7 – улитка отвода сжатого
воздуха из компрессора, 8 – выхлопной патрубок турбины, 9 – патрубок подвода сжатого воздуха к компрессору (из
централизованной сети), 10 – статор турбокомпрессора, 11 – опорные газостатические подшипники, 12 – упорный газостатический
подшипник, 13 – стендовая воздушная магистраль, 14 – фильтр грубой очистки, 15 – фильтр тонкой очистки,
16, 17 – регулировочные задвижки турбинного и компрессорного тракта, 18, 19 – диафрагмы турбинной и компрессорной линий
подвода воздуха, 20, 21, 22 – регулировочные краны подачи воздуха в упорный и опорный подшипники, Р – замер давления,
Т – замер температуры, dР – замер перепада давления, n – замер частоты вращения, V – замер вибрации.
Воздушное питание турбинного, компрессорного и
подшипникого трактов стенда осуществляется от стендовой
магистрали (13) с очисткой в фильтре грубой очистки (14) и
регулировкой подачи при помощи регулировочных задвижек
(16,17). Для подачи в газостатические подшипники воздух
дополнительно очищается в фильтре тонкой очистки (15).
Упорные и опорные подшипники имеют отдельные линии
подвода для осуществления регулировки и выбора
оптимальной величины расхода воздуха при помощи
регулировочных кранов (20–22).
Основным элементом стенда является натурный
турбоблок в сборе, состоящий из ротора (1) и статора (10)
турбокомпрессора. Статор турбокомпрессора (10) включает в
себя направляющий аппарат турбины и диффузор
компрессора, в каждом из которых сформирована система из
туннельных каналов, а также узел опорно-упорных
газостатических подшипников турбокомпрессора. Наружный
корпус турбокомпрессора
образуют раздаточная улитка
турбины и сборная улитка компрессора. Диафрагмы (18,19)
служат для измерения расхода в линиях подвода воздуха в
турбину и компрессор. Датчики температуры (Т) позволяют
замерить температуру на входе и выходе из турбины и
компрессора при помощи прибора регистрации температуры.
Датчики давления измеряют абсолютное давление Р на входе
и выходе из турбины и компрессора при помощи прибора
регистрации давления. Вибрация на корпусе замеряется
датчиком вибрации (V), а частота вращения ротора
турбокомпрессора - датчиком оборотов (n). Кроме измерения
абсолютной величины давления на входе и выходе турбины и
компрессора предусмотрен замер перепада давления в
турбине и компрессоре (dP).
На рис. 7 представлен испытательный туннельный
турбокомпрессор, смонтированный на опытном стенде и
подготовленный к проведению исследований.
*
282< T1 , 0K<290
и полном давлении воздуха на входе
*
0,11< P1 , МПа<0,15.
Примененное на испытательном стенде
приборное
измерительное оснащение и разработанная компьютерная
программа обработки и анализа экспериментальных данных
позволили при определении политропических значений
мощности, работы и газодинамической эффективности
туннельной турбинной ступени учесть затраты энергии:
- на трение дисков турбины и компрессора при
вращении в воздушном потоке;
- при взаимодействии потоков воздуха, идущих на
смазку упорных и опорных подшипниковых узлов
ротора турбокомпрессора, с основными воздушными
течениями турбинного и компрессорного трактов;
- на утечки и подсосы воздуха извне через зазоры между
сопловыми аппаратами и рабочими колесами
турбокомпрессора.
Расчеты выполнялись по полным (заторможенным)
параметрам потока, используя итерационные методы,
учитывая режим течения и т.д.
Результаты проведенных опытов представлены на рис. 8
в виде зависимостей политропического КПД ηе проточной
части турбинной ступени от приведенной частоты вращения
G=
G T1*
P1*
n=
,
кг⋅ 0 К 0,5
,
сек ⋅ МПа
(1)
n
T1*
где:
n и G – частота вращения и расход воздуха через турбину
на номинальном режиме керамической натурной
турбины;
Р1*
*
и Т 1 - полное давление и полная температура
воздуха на входе в керамическую натурную турбину на
номинальном режиме.
80
75
2
70
65
60
Рис. 7 Испытательный стенд с установленным
туннельным турбокомпрессором.
а – испытательный турбокомпрессор, б – измерительный
участок.
55
50
45
1
40
35
РЕЗУЛЬТАТЫ ХОЛОДНЫХ ГОЗОДИНАМИЧЕСКИХ
ИСПЫТАНИЙ
ТУННЕЛЬНОГО
СОПЛОВОГО
АППАРАТА.
К настоящему времени была закончена только первая
серия
экспериментов,
проводившихся
при
степени
расширения воздушного потока в туннельной турбинной
ступени
1,1<πт<1,5,
полной температуре воздуха на входе
30
800
1000
1200
1400
1600
1800
n
Рис. 8 Зависимость политропического КПД (с учетом
трения диска) ηе (%) туннельной турбинной ступени от
n (об/мин·оС0,5) при
постоянном приведенном расходе G (кг оС0,5/0С·МПа):
1. G = 21,75 , 2. G = 29,85
приведенной частоты вращения
Как следует из представленных экспериментальных
данных, политропический КПД туннельной ступени
составляет 70-75%, что согласуется с предварительными
численными исследованиями туннельных каналов соплового
аппарата и рабочего колеса турбины.
ВЫВОДЫ
1. Разработан проект, выполнено изготовление и
проведены
«холодные»
газодинамические
испытания крупномасштабной (10:1) металлической
модели турбинной ступени (диаметр рабочего
колеса 10 мм).
2. Полученные значения изоэнропического КПД
испытанной ступени составили 70-75%, что
подтверждает
перспективность
дальнейших
численных и опытных исследований с целью
совершенствования геометрии проточной части
туннельных ступеней.
Литература
Patent of France, 0210977 of 05.09.2002. 75, INPI Paris,
Turbine a gas a roue de turbine de type radial.
A. Soudarev et al, Novel blade-free turbomachine concept for
microgasturbine engine applications (Part 1. Design. Design
characteristics. Metal model realization), The International Gas
Turbine Congress 2003 Tokyo, November 2-7, 2003,
IGTC2003Tokyo TS-041.