Результат интеллектуальной деятельности: ОСЕВОЙ КОМПРЕССОР ДЛЯ ТРАНСПОРТИРОВКИ ПРИРОДНОГО ГАЗА

Изобретение относится к компрессоростроению и используется для транспортировки природного газа.

Известны центробежные компрессоры (нагнетатели) для транспортировки природного газа (А.И.Апанасенко, Н.К.Крившич, Н.О.Федоренко. Монтаж, испытания и эксплуатация газоперекачивающих агрегатов в блочно-контейнерном исполнении. Л.: Недра, 1991 г.).

Положительными качествами этих компрессоров являются их высокая вибрационная и эрозионная надежность при работе в потоке природного газа, обусловленные двухопорной заделкой и повышенной толщиной лопаток, включая их кромочные части. Этим объясняется повсеместное применение центробежных нагнетателей как в отечественных, так и в зарубежных газотранспортных системах.

Однако из-за радиального направления потока газа, наличия радиальных диффузоров и поворотов потока на 180° к последующим ступеням сжатия, применение центробежных нагнетателей связано с ограничением уровня политропного КПД значениями 85...87% и большими массогабаритными показателями, имеющими, например, массу 25 т и высоту более 2 м при мощности, потребляемой нагнетателем, 16 МВт. Последнее значительно усложняет и удорожает газоперекачивающее оборудование и его эксплуатацию как из-за повышенной металлоемкости самих нагнетателей, так и необходимости установки тяжелых фундаментов и эксплуатационных приспособлений повышенной грузоподъемности и мощности.

Известны осевые компрессоры, имеющие высокую вибрационную надежность, полученную за счет специального соотношения между углами входа и выхода рабочих и направляющих лопаток, у которых динамические напряжения в облопатывании не превышают 25 МПа (патент №1627756, 1988 г.).

Как показал анализ политропный КПД этих компрессоров с патрубками подвода и отвода под углом 90° достигает 90,5%. В прямоточном варианте (без патрубков), невозможном в многоступенчатых центробежных компрессорах из-за поворота потока перед каждой последующей ступенью, политропный КПД осевого компрессора достигает 93% (В.В.Огнев, В.И.Образцов, А.И.Гительман, И.Н.Хазов. Новое поколение турбокомпрессорных агрегатов различного назначения на базе осевых компрессоров. Компрессорная техника и пневматика. №10-11, 1996 г.).

Применение указанных осевых компрессоров для перекачки природного газа более рационально, поскольку они имеют более высокий политропный КПД (90% вместо 85...87% центробежного компрессора) и значительно меньшие массогабаритные показатели (7 т вместо 25 т, диаметр менее 1 м вместо более 2 м и т.п.), чем у центробежных машин. Отрицательным свойством указанных осевых компрессоров является недостаточная вибрационная и эрозионная надежность проточной части в потоке природного газа из-за малой толщины тела и кромок лопаток. Так, например, у центробежного нагнетателя потребляемой мощностью 16 МВт, средняя толщина лопаток составляет 8 мм, радиус входной кромки - 2,5 мм, выходной - 1,5 мм, а средняя скорость потока в межлопаточных каналах не превышает 150 м/с. В указанных осевых компрессорах средняя толщина лопаток не превышает 6 мм, радиус входных и выходных кромок лопаток не превышает соответственно 1,35 мм и 0,35 мм, а скорости потока, набегающего на профиль превышают 150 м/с.

Известны осевые компрессоры с повышенной вибрационной и эрозионной надежностью, специально спроектированные для работы на природном газе высокого давления. Эти компрессоры имеют низкий уровень изгибных напряжений (40 МПа), малые значения скоростей набегающего потока на профиль (менее 100 м/с), утолщенные профили с повышенными значениями радиусов входных и выходных кромок. Указанные осевые компрессоры имеют высокий КПД (более 90%), малую массу и пониженные радиальные габариты (В.М.Чепкин, Е.Ю.Марчуков, И.Е.Уваров, В.А.Фаминский. "Турбонагнетатель с осевым газовым компрессором". Труды Третьего Международного симпозиума "Потребители-Производители компрессоров и компрессорного оборудования", Санкт-Петербург, 1997 г.).

Однако и эти осевые компрессоры недостаточно надежны, поскольку износоопределяющая геометрия их облопатывания не достигает параметров центробежного аналога, так как толщина профиля колеблется от 3,5 до 9 мм, а радиусы входных и выходных кромок колеблются от 0,4 до 0,8 мм. Осевым компрессором, наиболее близким по технической сущности и решаемой задаче, является осевой компрессор нагнетательного модуля по Патенту №2106537 (1998 г.). В этом компрессоре повышенная вибрационная и эрозионная надежность достигается за счет увеличенного расстояния между лопатками, уменьшения относительной длины лопаток и специально выбранного расстояния от входной кромки лопатки до положения максимума распределенной вдоль профиля нагрузки. Однако в указанном компрессоре не определены условия возникновения нестационарных сил, приводящих к недопустимому уровню вибрационных напряжений, которые могут вызывать снижение вибрационной надежности вплоть до усталостных поломок лопаток. Кроме того, в этом компрессоре при работе на природном газе может иметь место недостаточная эрозионная надежность, поскольку геометрия, определяющая износоустойчивость лопаток, т.е. толщина их профиля, радиус входных и выходных кромок и другие факторы, не определены. Это может приводить к преждевременному эрозионному разрушению профильных элементов проточной части, и, как следствие, к снижению ресурса осевого нагнетателя.

Задачей предлагаемого изобретения является повышение вибрационной и эрозионной надежности осевого компрессора при транспортировке природного газа до уровня, достигнутого в центробежных нагнетателях (компрессорах) при многолетней транспортировке природного газа в составе магистральных газопроводов.

Поставленная задача решается за счет того, что в осевом компрессоре для транспортировки природного газа, содержащем корпус с входными и выходными устройствами, имеющий лопатки входного направляющего аппарата, промежуточных направляющих аппаратов, выходного спрямляющего аппарата и ротор с рабочими лопатками, при длине всех лопаток корпуса и ротора, определенной соотношением предлагается относительное тангенциальное смещение смежных направляющих аппаратов определить соотношением отношение шагов смежных рабочих и направляющих решеток определить соотношением зависимость хорд лопаток смежных рабочих и направляющих аппаратов определить соотношением уровень внутреннего демпфирования материала лопаток определить логарифмическим декрементом δ_b≥0,04, уровень конструкционного демпфирования в замках крепления лопаток определить логарифмическим декрементом δ_к≥0,03, уровень аэродинамического демпфирования определить логарифмическим декрементом δ_а≥0,05, износоопределяющие размеры лопаток и решеток определить значениями b≥0,1D_н, C_max≥0,09b, R_вх≥0,26С_max, R_вых≥0,14С_max, густоту решеток направляющих и рабочих лопаток на среднем радиусе определить соотношением и износоопределяющие свойства материала лопаток определить соотношениями по твердости по пределу прочности σ_b≥700 МПа, где - относительное тангенциальное смещение смежных направляющих аппаратов, Δt₁ - тангенциальное смещение первого из смежных направляющих аппаратов, t₁ - шаг первого из смежных направляющих аппаратов, t₂ - шаг решетки смежного рабочего колеса, b - хорда профиля, D_н - наружный диаметр проточной части, b_p - хорда профиля рабочей лопатки, b_н - хорда профиля последующего направляющего аппарата, С_max - максимальная толщина профильной части лопатки, R_вх - радиус входной кромки профиля, R_вых - радиус выходной кромки профиля, υ_ос - осевая скорость (м/с) потока, набегающего на решетку.

Предлагаемые соотношения базируются на результатах большого числа выполненных расчетов и экспериментов, которые показали, что основные нестационарные силы, действующие на лопатки, в частности, связанные с пересечением кромочных следов, могут быть приближенно описаны в следующей форме:

(в области

(в области )

Здесь и - соответственно относительный нестационарный изгибающий момент и относительная нестационарная нагрузка, действующие на лопатку, ΔМ_и и ΔP_и - соответственно размах нестационарного изгибающего момента и размах нестационарной нагрузки, М_иср и Р_иср - соответственно осредненные во времени нестационарный изгибающий момент и нестационарная нагрузка.

- относительное тангенциальное смещение смежных направляющих аппаратов, t₁ - шаг лопаток, предшествующего (по потоку) направляющего аппарата, Δt₁ - тангенциальное смещение последующего (смежного) направляющего аппарата по отношению к предшествующему (см. фиг.2), t₂ - шаг лопаток рабочего колеса, расположенного после предшествующего направляющего аппарата, K₁=0,5, К₂=4, К₃=1, К₄=1,5, К₅=0,5 - постоянные аппроксимации теоретических и экспериментальных результатов.

Как следует из (1) и (2), интенсивность нестационарных нагрузок может быть минимизирована при и близких к единице.

Как показали расчеты и эксперименты, заметному снижению вибрационных напряжений способствуют также различные формы рассеивания энергии за счет внутреннего демпфирования материала лопаток, конструкционного демпфирования в их заделке, аэродинамического демпфирования колебаний лопатки в потоке газа и др.. В частности, расчеты и эксперименты показали, что повышение плотности газа в 10...20 раз вызывает повышение вибрационных напряжений не более, чем в 4...8 раз за счет суммарного действия различных видов демпфирования.

Как известно, наиболее достоверной характеристикой демпфирования является безразмерная величина - логарифмический декремент затухания δ, который для заметного повышения вибронадежности должен иметь значения не менее 0,03.

Что касается эрозионной надежности, то большой объем выполненных расчетных и экспериментальных исследований показал, следующее. Эрозионная надежность в значительной мере зависит от потери объема материала элементов проточной части при работе на природном газе с повышенным содержанием примесей твердых и жидких частиц. Большинство рассмотренных теоретических и экспериментальных результатов свидетельствуют о возможности определить количественные значения потерянного объема (или массы) следующими соотношениями:

Здесь , потерянный объем или масса, отнесенные к объему или массе воздействующих твердых или жидких частиц, υ - скорость потока, H - твердость материала преграды (в нашем случае - лопаточного аппарата), σ_b - предел прочности преграды, М - масса металла преграды.

Индекс "О" соответствует параметрам эталонной преграды, в качестве которой следует выбирать лопаточный аппарат центробежного аналога, имеющего проверенную эрозионную надежность.

На фиг.1 представлен общий вид осевого компрессора для транспортировки природного газа. Осевой компрессор содержит корпус 1 с входными и выходными устройствами, включающими в себя, входной конфузор и выходной диффузор, подшипники, уплотнения и т.п. В корпусе установлены лопатки входного направляющего аппарата 3, промежуточных направляющих аппаратов 5 и спрямляющего аппарата 6. Компрессор содержит ротор 2 с рабочими лопатками 4. D_н - наружный диаметр проточной части, L - длина профильной части лопатки.

На фиг.2 представлена развертка на плоскость поперечных сечений смежных решеток лопаток предшествующего направляющего аппарата (НА1), лопаток рабочего колеса (РК2) и лопаток последующего направляющего аппарата (НА2).

Длина L (см. фиг.1) всех лопаток корпуса и ротора должна быть определена соотношением При этом относительное тангенциальное смещение смежных направляющих аппаратов необходимо определить соотношением отношение шагов смежных рабочих и направляющих решеток определить соотношением зависимость хорд лопаток смежных рабочих и направляющих аппаратов определить соотношением уровень внутреннего демпфирования материала лопаток определить логарифмическим декрементом δ_b≥0,04, уровень конструкционного демпфирования в замках крепления лопаток определить логарифмическим декрементом δ_k≥0,03, уровень аэродинамического демпфирования определить логарифмическим декрементом δ_a≥0,05, износоопределяющие размеры лопаток и решеток определить значениями b≥0,1 D_н, C_max≥0,09b, R_вх≥0,26С_max, R_вых≥0,14С_max, густоту решеток направляющих и рабочих лопаток на среднем радиусе определить соотношением и износоопределяющие свойства материала лопаток определить соотношениями по твердости по пределу прочности σ_в≥700 МПа, где - относительное тангенциальное смещение смежных направляющих аппаратов, t₁ - шаг первого из смежных направляющих аппаратов, Δt₁ - тангенциальное смещение первого из смежных направляющих аппаратов, t₂ - шаг решетки смежного рабочего колеса, b - хорда профиля, D_Н - наружный диаметр проточной части, b_p - хорда профиля рабочей лопатки, b_H - хорда профиля последующего направляющего аппарата, С_max - максимальная толщина профильной части лопатки, R_вх - радиус входной кромки профиля, R_вых - радиус выходной кромки профиля, υ_oc - осевая скорость (м/с) потока, набегающего на решетку.

Транспортируемый газ поступает через входной конфузор во входной направляющий аппарат 3, который придает потоку необходимое направление движения, после чего газ поступает на рабочие лопатки 4 ротора 2. От лопаток 4 к газу подводится механическая энергия, вследствие чего его давление возрастает. Затем газ поступает в промежуточные направляющие аппараты 5, в которых происходит изменение направления движения потока и дальнейшее возрастание давления. При выходе из последнего промежуточного направляющего аппарата газ поступает в спрямляющий аппарат 6 и выходной диффузор, после чего поступает в газопровод. Благодаря предлагаемым соотношениям обеспечивается повышенная вибрационная и эрозионная надежность, достигающая уровня центробежных нагнетателей (компрессоров) магистральных газопроводов с сохранением высокого уровня КПД и малых массогабаритных показателей, присущих осевым компрессорам.