Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Высокотемпературные турбины, их рабочий процесс и анализ эффективности их охлаждения 8
1.1 Особенности рабочего процесса высокотемпературных турбин 11
1.2 Анализ существующих схем охлаждения рабочих колёс высокотемпературных газовых турбин 15
1.3 Пути совершенствования систем охлаждения рабочих колёс газовых турбин . 26 Выводы по главе 1. 29
Глава 2 Определение комплексного параметра, характеризующего физические процессы, происходящие при работе ступени газовой турбины ... 31
2.1 Постановка задачи определения комплексного параметра 31
2.2 Выбор критериев и разработка комплексного параметра оценки эффективности и работоспособности рабочего колеса охлаждаемой ступени газовой турбины 33
2.3 Анализ и обобщение результатов набора статистики по комплексному параметру для различных схем подвода воздуха к рабочим колёсам 52
Выводы по главе 2 56
Глава 3 Экспериментальное исследование охлаждаемого рабочего колеса газовой турбины 57
3.1 Методика экспериментального исследования 58
3.2 Экспериментальная установка, её метрологическое обеспечение и анализ погрешностей измерения 66
3.3 Проведение экспериментального исследования . 72
3.4 Обработка результатов экспериментального исследования 84
3.5 Сопоставление результатов экспериментального исследования с результатами экспериментально-аналитического обобщения по
рабочим колесам ГТД различного назначения . 90
Выводы по главе 3 97
Глава 4 Методика проектирования систем охлаждения рабочих колёс первой ступени газовых турбин с использованием комплексного параметра 98
4.1 Разработка методики проектирования 98
4.2 Апробация методики проектирования высокоэффективной системы охлаждения рабочего колеса первой ступени газовой турбины с использованием комплексного параметра . 106
4.3 Оценка эффективности применения методики при проектировании рабочих колёс турбины с использованием комплексного параметра 113
Выводы по главе 4. 115
Заключение 116
Список сокращений и условных обозначений . 118
Список литературы
- Анализ существующих схем охлаждения рабочих колёс высокотемпературных газовых турбин
- Выбор критериев и разработка комплексного параметра оценки эффективности и работоспособности рабочего колеса охлаждаемой ступени газовой турбины
- Экспериментальная установка, её метрологическое обеспечение и анализ погрешностей измерения
- Апробация методики проектирования высокоэффективной системы охлаждения рабочего колеса первой ступени газовой турбины с использованием комплексного параметра
Введение к работе
Актуальность работы: Характерной особенностью развития ГТД является переход к более высоким параметрам рабочего тела для улучшения экономичности. Ресурс ГТД определяется в первую очередь ресурсом рабочих лопаток первой ступени турбины высокого давления (ТВД). В связи с этим при создании современного ГТД первоочередное внимание уделяется достижению высоких ресурсных показателей лопаток рабочего колеса первой ступени ТВД с учетом обеспечения требований по газодинамической эффективности.
На этапе проектирования новой перспективной охлаждаемой турбины необходимо определиться с конструктивным обликом системы охлаждения рабочего колеса ТВД. Существующие наработки по системе охлаждения турбины-прототипа не всегда полностью обеспечивают правильность принятого решения. Для изучения проблемы обеспечения газодинамической эффективности и работоспособности охлаждаемого рабочего колеса на этапе эскизного проектирования предлагается комплексный теплофизический подход, учитывающий газодинамические в проточной части, гидравлические в каналах системы охлаждения, тепловые и прочностные характеристики процессов, происходящих при работе ТВД.
Цель работы: на основе анализа разработать обобщающий параметр теп-лонапряжённого состояния охлаждаемого рабочего колеса высокотемпературной перспективной турбины с учетом её газодинамической эффективности, позволяющий осуществить комплексную оценку системы охлаждения, а также снизить риски и сроки разработки рабочего колеса на этапе проектирования.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:
1. Экспериментально изучить влияние параметров подачи охладителя на
эффективность процесса охлаждения элементов проточной части турбины;
-
С использованием проведенного экспериментально-аналитического обобщения разработать параметр комплексной оценки качества создаваемой системы охлаждения рабочего колеса, учитывающий различные физические процессы, происходящие при работе ТВД;
-
Разработать методику проектирования высокоэффективной системы охлаждения рабочего колеса газовой турбины с использованием комплексного параметра.
Научная новизна: на основании предложенной методики оценки качества системы охлаждения рабочего колеса турбины с использованием разработанного комплексного параметра получена расчётно-экспериментальная зависимость, позволяющая на этапе проектирования оценить эффективность системы охлаждения с учетом заданного ресурса, а также выполнить анализ различных физических процессов, происходящих при работе газовой турбины, выявляя наиболее эффективный вариант её конструктивного исполнения.
На защиту выносятся:
1. Методология комплексного подхода к решению задачи проектирования охлаждаемого рабочего колеса газовой турбины;
2. Результаты численно-экспериментального определения комплексного параметра, характеризующего теплонапряженное состояние охлаждаемого рабочего колеса газовой турбины с учетом различных физических процессов.
Практическая полезность и реализация результатов:
Практическая ценность работы заключается в разработке метода, позволяющего на этапе эскизного проектирования комплексно оценить эффективность газодинамических процессов, процессов теплообмена и прочностные характеристики рабочего колеса ТВД ГТД.
Разработанный метод включен в процессы проектирования и доводки охлаждаемых газовых турбин на ОАО «НПО «Сатурн».
Достоверность научных результатов:
-
Достигается применением фундаментальных положений термогазодинамики рабочего цикла, постановкой опытов с применением аттестованного метрологического оборудования и датчиков;
-
Подтверждается совпадением полученных результатов с экспериментальными характеристиками турбин высокого давления ГТД отечественного и зарубежного производства, а также с экспериментальными характеристиками турбин ГТД различного назначения, разработанных в ОАО «НПО «Сатурн».
Апробация работы: основные результаты работы обсуждены на конференциях:
LV научно-технической сессии РАН по проблемам газовых турбин (Рыбинск: ОАО НПО «Сатурн», ОАО «ВТИ» 2008г.);
Научно-практической конференции студентов и аспирантов по специальности «Авиационные двигатели и энергоустановки» (Рыбинск, РГАТА им. П.А. Соловьёва, 2009г.);
Международном научно-техническом форуме, посвящённом 100-летию ОАО «КУЗНЕЦОВ» и 70-летию СГАУ (Самара, СГАУ, 2012 г.);
научно-методическом семинаре кафедры ОиТФ РГАТУ им. П.А. Соловьёва, в ноябре 2013 года.
Личный вклад автора. Расчётно-экспериментальные исследования, обработка экспериментальных данных, создание методики проектирования рабочего колеса турбины с использованием комплексного параметра, а также подготовка и проведение экспериментального исследования охлаждаемого рабочего колеса турбины в составе опытного газогенератора на испытательном стенде проведены при участии и под руководством автора.
Публикации: основные материалы диссертации опубликованы в 8 статьях, из которых 7 опубликованы в изданиях рекомендованных ВАК.
Структура и объем работы: диссертация изложена на 134 страницах и включает в себя 55 иллюстраций, 14 таблиц. Работа состоит из введения, четырёх глав, выводов, списка используемой литературы из 113 наименований, приложения.
Анализ существующих схем охлаждения рабочих колёс высокотемпературных газовых турбин
Основным направлением улучшения экономичности ГТД является увеличение степени сжатия в компрессоре, что требует повышения температуры газа перед турбиной. Развитие современных ГТД характеризуется быстрым (на 20-30 в год) увеличением температуры газов перед турбиной, которая на настоящий момент достигает у серийных двигателей 1700-1800К. Её рост ограничивается жаропрочностью материалов рабочих лопаток. В конструкции современных газовых турбин применяются сплавы на никелевой основе, не позволяющие заметно повысить её рабочую температуру без сокращения срока службы. Использование монокристаллической структуры и направленной кристаллизации этих сплавов несколько увеличивает ресурс лопаток, но при условии неизменной рабочей температуры. Сплавы на основе тугоплавких элементов (ниобий, вольфрам, молибден) оказались подверженными окислению при воздействии повышенной температуры. Надеяться на создание в ближайшее время материала с более высокой жаропрочностью не приходится.
В последние десятилетия большое внимание стало уделяться получению гранулированных сплавов со сверхбыстрой скоростью охлаждения и кристаллизации гранул (порошковая металлургия). Как показали исследования [35, 43, 59], гранулированные легированные сплавы имеют повышенную прочность, сохраняют высокие характеристики вязкости разрушения и стойкости к газовой коррозии под напряжением. Одним из основных достоинств гранулированных сплавов является сохранение мелкозернистой структуры при последующей обработке. В ряде случаев за счёт подбора соответствующих легирующих добавок удается несколько повысить рабочую температуру лопаток, полученных методом порошковой металлургии. Однако достигнутые при этом максимально допустимые по условиям жаропрочности температуры не превышают, как правило, 1200К, и поэтому запросы по обеспечению более высоких рабочих температур остаются невыполнимыми.
Следовательно, одним из основных путей создания высокотемпературных турбин является интенсивное охлаждение сопловых и рабочих лопаток. Системы охлаждения турбинных лопаток могут быть подразделены на замкнутые и открытые. В замкнутых системах жидкий или газообразный теплоноситель циркулирует в замкнутом контуре, включающем в себя внутренние полости лопаток и теплообменник, в котором нагретый в лопатках теплоноситель охлаждается воздухом или топливом. В открытых системах воздушного охлаждения лопаток воздух, отбираемый от компрессора, используется непосредственно для охлаждения лопаток и выпускается затем в проточную часть турбины. Такие системы благодаря своей простоте получили широкое распространение. Хотя более сложные замкнутые системы могут обеспечить значительно более интенсивное охлаждение лопаток. Под эффективностью охлаждения лопатки турбины принято понимать ве личину где Т - температура торможения газа, омывающего лопатку, К; Т в.вх - температура торможения охлаждающего воздуха на входе в лопатку, К; Тл - осредненное значение температуры наружной поверхности лопатки, К.
При проектировании системы охлаждения газовой турбины усилия конструктора прежде всего должны быть направлены на обеспечение необходимой эффективности охлаждения лопаток при минимальном расходе воздуха, отбираемого на эти цели из-за компрессора.
Накопленный опыт проектирования свидетельствует, что степень охлаждения, т. е. разность между температурой газов Г г и средней температурой материала лопаток Тл, может доходить до 350 С. Однако это снижение достигается за счёт использования около 4% от расхода воздуха, поступающего из компрессора высокого давления, что приводит к увеличению удельного расхода топлива на крейсерском режиме на 3%, а на максимальном режиме — к снижению тяги на 5% [35]. С увеличением температуры газа требуется большее количество воз духа, направляемого на охлаждение и не участвующего в повышении энергетических показателей двигателя.
При реализации цикла ГТД с Т г=1600К приходится отбирать для охлаждения элементов турбины до 14% от расхода воздуха, поступающего из компрессора высокого давления. При осуществлении же цикла ГТД с перспективным значением температуры Т г = 2000...2200 К для целей охлаждения турбины будет необходимо отбирать так много воздуха, что это приведёт к снижению всего эффекта от применения повышенной температуры газа.
Зависимость средней по профилю эффективности охлаждения рабочих лопаток турбины от затрат охлаждающего воздуха [21]. Значение 0 колеблется от 0,05 (для лопаток с продольными каналами для охлаждения) до 0,6 (для многоканальных и перфорированных лопаток). На рисунке 1.1 показана зависимость средних коэффициентов эффективности охлаждения 0 для различных схем от относительного расхода охлаждающего воздуха G = G0 /Gs (на графике С - безразмерный параметр, характеризующий эффективность схемы охлаждения, [21]).
Выбор критериев и разработка комплексного параметра оценки эффективности и работоспособности рабочего колеса охлаждаемой ступени газовой турбины
Практика показала, что темп роста прочностных характеристик материалов, используемых для изготовления деталей турбин, не успевает за темпом форсирования параметров термодинамического цикла газотурбинного двигателя. То есть, непрерывное повышение Т г постоянно опережает развитие конструкционных сплавов по допустимым температурам Тдоп, увеличивает имеющийся дефицит жаропрочности (Г г- Тдоп) лопаток и дисков турбин, приводит к необходимости принудительного охлаждения их воздухом из компрессора. Основная доля (до 70%) [10] затрат воздуха и топлива на охлаждение турбины связана с удовлетворением требований к надёжности турбины высокого давления и, прежде всего, к её рабочей лопатке как наиболее нагруженной детали, для которой фактор исчерпания длительной прочности имеет решающее значение.
Численные исследования с термодинамической моделью охлаждаемой газовой турбины и данные реальных авиационных ГТД показали, что каждые 100 повышения Т г заставляют отбирать из компрессора на охлаждение турбины 3,0…3,5 % воздуха, которые снижают коэффициент полезного действия турбины на 0,8…1,1 % и делают 30 ... 35К из каждых 100К повышения Т г паразитными, т.к. ими компенсируется работа турбины, затраченная на её охлаждение [10]. Следовательно, без сокращения затрат воздуха и топлива на организацию охлаждения деталей турбины дальнейшее повышение параметров цикла не позволяет существенно улучшить экономичность ГТД. Поэтому задача создания эффективных систем охлаждения и тепловой защиты лопаток высокотемпературных газовых турбин превратилась в проблему, решение которой обеспечивает перспективное развитие различных отраслей газотурбостроения.
Решением проблемы может быть разработка эффективных систем охлаждения рабочих колёс ступеней газовых турбин [6, 21-24, 26-31, 34, 37, 49, 64, 71, 84-87, 94], которые бы гарантировали допустимое температурное и термонапряжённое состояние деталей и узлов при минимальных затратах на охлаждение.
Это достигается следующими основными путями: - рациональным распределением охлаждающего воздуха по каналам тракта охлаждения; - интенсификацией теплообмена в каналах системы охлаждения; - уменьшением утечек воздуха из системы охлаждения в проточную часть турбины; - регулированием расхода воздуха на охлаждение элементов газовой турбины. Для выполнения требований по надёжности система охлаждения газовой турбины должна быть спроектирована так, чтобы не допускать попадание горячего газа в тракт охлаждения и вместе с тем утечки охлаждающего воздуха в проточную часть должны быть сведены к минимуму. С этой целью специальными конструктивными мероприятиями обеспечивается такое давление воздуха по всему тракту охлаждения, чтобы оно на незначительную величину превышало давление газа в соответствующих местах проточной части.
Сокращение общего расхода охладителя можно достичь за счёт повышения интенсивности теплоотдачи в охлаждающих каналах путём применения специальных дефлекторов, турбулизаторов потока и различных конструктивных элементов, увеличивающих поверхность теплоотвода.
Использование по возможности низконапорного воздуха, отбираемого после промежуточных ступеней компрессора с меньшими затратами энергии на его сжатие способствует снижению затрат на охлаждение.
Важным требованием, предъявляемым к системам охлаждения, является обеспечение равномерного температурного поля охлаждаемых деталей, предотвращающего возникновение опасных термических напряжений. Для этого согласовывают расходы охлаждающего воздуха с интенсивностью теплоотвода и распределением коэффициентов теплоотдачи со стороны горячего газа.
Рост степени сжатия воздуха в компрессоре % к сопровождается одновременным повышением не только температуры газа перед турбиной, но и температуры выходящего из компрессора воздуха. Таким образом, с повышением темпе ратуры газа усугубляется необходимость охлаждения деталей турбины, а возможности для этого у охлаждающего воздуха снижаются, так как хладоресурс более горячего воздуха ниже. Выходом из этого противоречия является постановка теплообменника для снижения температуры воздуха, используемого для целей охлаждения, либо использование более эффективных, с высокими значениями коэффициента 0, схем охлаждения.
Ещё одним важным требованием является обеспечение высокой надёжности системы охлаждения в процессе эксплуатации ГТД, которая зависит от стабильности расходных характеристик элементов системы охлаждения, в свою очередь, определяемые совершенством конструкторских решений и технологическими возможностями.
В решении проблемы создания высокотемпературных турбин наиболее сложной задачей является обеспечение надежной работы рабочих лопаток, подверженных непосредственному воздействию газового потока и высоким механическим нагрузкам. В настоящее время эта задача решается применением охлаждаемых лопаток.
По сравнению с известными способами - воздушным охлаждением по замкнутой схеме, внутренним и внешним жидкостным охлаждением, использованием промежуточного теплоносителя и др. - наиболее распространённая открытая схема воздушного охлаждения элементов газовой турбины, в которой воздух, отбираемый из компрессора, охладив лопатки, поступает в проточную часть, имеет ряд существенных преимуществ: сравнительная простота и эксплуатационная надёжность. Открытая система охлаждения является единственной, осуществленной в серийном производстве схемой охлаждения газотурбинного двигателя.
С целью определения положительных и негативных факторов влияющих на совершенство систем подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток газовых турбин подробно проанализированы существующие в конструкциях ГТД системы подвода
Экспериментальная установка, её метрологическое обеспечение и анализ погрешностей измерения
Рассмотренная схема подачи воздуха к рабочих лопаткам реализована в турбинах двигателей RB-168-25R SPEY, Д36, Д136 и ДВ-2 [35, 70, 71, 97, 98, 99].
В некоторых вариантах конструктивных схем подача охлаждающего воздуха осуществляется через полости ротора и отверстия, выполненные в диске рабочего колеса. Такая конструктивная схема подачи воздуха на охлаждение рабочих лопаток представлена на рисунке 1.12. Она реализована в турбинах двигателей ГТД-110, АЛ-21 и F-100 [35, 97]. Так же как и для предыдущей схемы (рисунки 1.10 и 1.11) её конструктивное исполнение технологически является достаточно простым. Применять её допускается в конструкциях турбин, где отсутствуют сложности по обеспечению требуемого ресурса или жёсткие требования по перепаду на системе охлаждения рабочих лопаток.
В конструкциях турбин с применением данной системы подачи охладителя к рабочим лопаткам первой ступени, как показывает практика, наблюдаются высокие путевые потери давления охлаждающего воздуха. Однако у данной системы имеется и положительная сторона, а именно реализация центробежного поджатия охлаждающего воздуха в радиальных каналах, что обеспечивает требуемый уровень давления воздуха на входе в рабочие лопатки турбины.
Другим положительным моментом применения системы является возможность регулирования расхода воздуха, затрачиваемого на охлаждение рабочих лопаток путём замены во время испытаний (эксплуатации) дроссельных элементов в трубопроводах наружных магистралей. Операция выполняется без демонтажа изделия в сборочный цех и его разборки.
При применении системы слабым местом является недопустимость использования перфорации входной кромки рабочих лопаток турбины. При её реализации не обеспечивается потребный для работоспособности перфорации уровень давления воздуха в системе охлаждения лопаток. Это в свою очередь может привести к затеканию горячей газовой среды в полости лопатки и, следовательно, к снижению её запасов прочности или к прогарам. x получила широкого распространения в конструкциях газовых турбин.
Усовершенствованным вариантом предыдущей схемы (рисунок 1.12) следует рассматривать схему подачи охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам турбины через полости ротора, напорный диск и отверстия, выполненные в диске рабочего колеса (рисунок 1.13, первая ступень ТВД). Относительно схемы (рисунок 1.12) в данной схеме для обеспечения необходимого перепада в системе охлаждения рабочих лопаток применён безлопаточный диффузор образованный диском рабочего колеса и, так называемым, напорным диском. Рассматриваемая схема реализована в турбинах двигателей Д30КП/КУ, ПС-90А, НК-56 и НК-32 [43, 97, 99]. Работоспособность данной системы подтверждена широкой эксплуатацией двигателей семейства Д30. Однако, перечисленные изделия в настоящее время имеют сравнительно невысокую температуру газа перед турбиной Г гса=1439…1640К. При применении данной системы подачи воздуха в случае форсирования рабочих лопаток турбины по эффективности охлаждения, что свя зано с внедрением перфорации, в первую очередь на входной кромке, потребуется переход на более напорную по давлению систему подачи охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам.
Аналогичные достоинства и недостатки, что и у схем, представленных на рисунках 1.7 (вторая ступень ТВД) и 1.13 имеет и система с подачей охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам через полости ротора, напорный диск и пазы, выполненные в диске рабочего колеса.
При реализации этой схемы с отверстиями в ободной части диска рабочего колеса (рисунок 1.13) повышены прочностные характеристики ободной части диска за счёт отсутствия отверстий и снижена его масса. Схема не получила широкого распространения в конструкциях. Её реализация связана с наличием подогрева охлаждающего воздуха при его течении от места отбора через полости ротора первой ступени ТВД. Однако она реализована в газовых турбинах двигателей ТВ3-117 и ПС-90А. К её недостаткам следует отнести большие потери давления на повороте воздуха при входе в пазы под подошвой замка лопатки.
Модификацией схемы, представленной на рисунке 1.6, является система охлаждения, при которой осуществляется подвод воздуха к рабочим лопаткам через АПЗ, напорный диск и пазы, выполненные в диске рабочего колеса. Такая схема представлена на рисунке 1.14. Она имеет те же преимущества по прочностным и массовым характеристикам диска, что и схемы, представленные на рисунках 1.8 и 1.9.
Схема реализована в турбинах двигателей АЛ-55И и EJ-200 [35, 70, 103]. Её недостатки - большие потери давления на повороте воздуха при входе в пазы под подошвой замка лопатки.
Следует отметить, что все схемы с напорным диском имеют недостаток, который связан с обеспечением прочностных характеристик напорного диска или деталей его крепления. Опытная и серийная эксплуатация двигателей АЛ-55И и Д30КП/КУ, где доводка турбин связана с внедрением мероприятий по обеспечению работоспособности напорного диска, это подтверждает. Рисунок 1.14 - Подвод воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД двигателя АЛ-55И разработки ОАО «НПО «Сатурн» (Россия).
Модификацией схемы, представленной на рисунке 1.12, можно рассматривать схему с подачей воздуха через полости ротора и пазы, выполненные в диске рабочего колеса. Примером служит подача воздуха на охлаждение рабочей лопатки второй ступени ТВД изделия РД-600В (ТВД-1500) - рисунок 1.8. От рассмотренной ранее схемы она отличается тем, что вместо отверстий в ободной части выполнены пазы. Данная схема подвода относительно схем с отверстиями в ободной части диска рабочего колеса (рисунки 1.6, 1.12 или 1.13) имеет преимущества по прочностным и массовым характеристикам диска. Она реализована в турбинах двигателей РД-600В (ТВД-1500) и АИ-25ТЛ. К её недостаткам следует отнести большие потери давления на повороте воздуха при входе в пазы под подошвой замка лопатки, а также наличие подогрева охлаждающего воздуха при течении его от места отбора через полости ротора первой ступени ТВД до места подачи на охлаждение рабочих лопаток второй ступени.
Апробация методики проектирования высокоэффективной системы охлаждения рабочего колеса первой ступени газовой турбины с использованием комплексного параметра
Исследование системы охлаждения РК первой ступени ТВД проведено в составе газогенератора двигателя П и Э ГТД на горизонтальном испытательном стенде закрытого типа на ОАО «НПО «Сатурн». Данный испытательный стенд предназначен для проведения испытаний двигателей морского назначения и двигателей наземного назначения с отбором мощности со стороны газоотвода. Испытательный стенд спроектирован и эксплуатируется на ОАО «НПО «Сатурн». Испытательный стенд реконструирован и принят в эксплуатацию. Акт № 523-022-98-3041 приемки испытательного стенда № 13 ОАО «НПО «Сатурн». Отвод газов осуществляется через газоотводящие трубопроводы. Подвод воздуха в бокс осуществляется через вертикальную шахту всасывания. Размеры испытательного бокса: 30 (длина) х 8,5 (ширина) х 8,5 (высота) м. Стенд оборудован вертикальной шахтой всасывания с системой шумоглу-шения щелевого типа. Стенд оборудован вертикальным глушителем выхлопа СГ-20 с системой шумоглушения щелевого типа. Максимальное значение уровня шума в кабине наблюдения по ГОСТ 12.1.003-83 - 75 дБ(А). Замеренное значение - 73 дБ(А). Максимальное значение уровня шума на местности по ГОСТ 12.1.003-83 -80 дБ(А). Замеренное значение - 76 дБ(А). Давление и температура воздуха в контрольном сечении испытательного бокса (всасывающего трубопровода) перед входом в ГТД (для заданных наземных или высотных условий): - температура воздуха t0 от минус 50С до плюс 50С - давление воздуха В0 от 89,6 до 107 кПа. Неравномерность распределения давления в боксе перед входным устройством не оказывает существенного влияния на результаты испытаний, в связи с использованием входного патрубка. Система измерения расхода воздуха Система измерения расхода воздуха (СИРВ) с расходомерным коллектором на входе в ГТД. Измерение расхода воздуха через ГТД обеспечивается с погрешностью ± 0,7% ИВ, предусмотренной ОСТ 102555-85. Система измерения расхода дизельного топлива. Дизельное топливо для газогенератора соответствует ГОСТ 305-82. Сорт дизельного топлива применяется в зависимости от температуры наружного воздуха. Массовый расход дизельного топлива для газогенератора от 0 до 2500 кг/ч. Давление топлива на входе в газогенератор от 0,05 МПа до 0,3 МПа изб. Чистота топлива на входе в газогенератор по ОСТ 100160-75 не грубее 9 класса. Диапазон измерения температуры топлива на входе в газогенератор от минус 40С до плюс 80С. Система измерения массового расхода топлива (СИРТ) для газогенераторов имеет два мерных участка с датчиками ТПР-7 и ТПР-11. Система измерения расхода дизельного топлива соответствует требованиям ОСТ 101051-83. Стендовая система маслопитания Используемое масло: МС-8П (ОСТ 38 01163-78) - основное, Масло для судовых газовых турбин (ГОСТ 10289-79) - дублирующее. Расход масла через двигатель определяется по разности уровня масла в маслобаке в начале и в конце испытания при одинаковых температурных условиях. Прокачка масла через газогенератор измеряется с помощью мерного участка с датчиками ТПР-13. Теплоотдача в масло определяется расчётным путём по измеряемым параметрам и коэффициентам.
Охлаждение масла производится за счёт подачи технологической воды в маслоохладитель ВМТ-361. Рабочий диапазон измерения температуры масла для двигателя (газогенератора) от плюс 5С до плюс 100С. Регулирование температуры масла при испытаниях осуществляется дросселированием подачи охлаждающей воды к маслоохладителю дистанционно управляемым клапаном. Обеспечивается чистота масла на входе в изделия согласно ОСТ 100160-75 не грубее 11 класса. Тонкость фильтрации масла на входе в двигатель не грубее 10 мкм. Стендовая пневмосистема Подвод сжатого воздуха к двигателю осуществляется от баллонной рамы. Сжатый воздух от рампы высокого давления используется: - для управления заслонкой перепуска воздуха (ЗПВ). - для продувки топливных коллекторов. - для подачи к пневмоклапанам управления пожарным краном и кранами на мерном участке с датчиками ТПР в системе подачи дизельного топлива. Система запуска Запуск газогенератора от сети переменного тока: от стартера переменного тока приводимого агрегатом питания UNI 5401, U=380В, 50 Гц. J =300А. Потребляемая мощность системой раскрутки не более 160кВт. Система стендовых средств контроля работы газогенератора Система стендовых средств контроля работы газогенератора обеспечивает защиту: - в случае достижения предельных параметров nтк, Т г; - виброскоростей по опорам двигателя и гидротормоза; - в случае аварийного понижения давления масла на входе в двигатель; - в случае снижения давления дизельного топлива на входе в двигатель; - в случае превышения перепада топлива на фильтре двигателя; - в случае превышения температуры масла на сливе из опор подшипников; - в случае превышения оборотов силовой турбины сверх допустимого значения; - в случае опасных оборотов стартера (по сигналу); - в случае превышения времени запуска; - в случае помпажа; - в случае минимального уровня масла в маслобаке. Для контроля процесса испытания, блокировки аварийных режимов и ситуаций по двигателю, оборудованию и системам стенда предусмотрены сигнальные лампы. Средства автоматизации испытаний Информационно-вычислительный комплекс испытательного стенда №16 «ИВК-16». «ИВК-16» предназначен для измерения, математической обработки, отображения параметров, передачи, архивирования и сохранения информации об измеренных параметрах при проведении стендовых испытаний и выдачи в виде печатных протоколов результатов измерения параметров.
Использование «ИВК-16» обеспечило выполнение задач в трёх режимах: - подготовка к испытаниям (ввод плотности дизельного топлива, рабочего масла, коэффициентов для турбинного преобразователя расхода и т.п., проверка целостности каналов управления и каналов сбора информации, конфигурирование системы, настройка системы вывода документации, метрологический контроль, в т.ч. плановая поверка и комплексные проверки математического обеспечения перед началом испытаний c выпуском протокола готовности, выпуск метрологической документации); - управление процессами испытаний в реальном времени (газовая работа), в т.ч. оперативная корректировка расчётных формул, оперативные распечатки графиков и протоколов; - анализ результатов и выпуск документации с результатами испытаний.
Система измерений позволяет автоматическую непрерывную и одновременную регистрацию всех измеряемых параметров на всех режимах, предусмотренных программой испытаний. Обеспечена синхронизация всех измерений. Система пожаротушения. Применяется система газового пожаротушения с дистанционным пуском. - объемное средство пожаротушения. Состав: 2 батареи из 6 баллонов с углекислотой объемом 40 л, максимальное давление в баллоне 12,5 МПа; рабочее давление подачи газа 0,15 Па; распределительное устройство, трубопроводы с арматурой; манометры. - водяная система пожаротушения. - первичные средства пожаротушения (песок, асбестовое полотно и пр.). Пожарные извещатели. При обнаружении загорания производится нажатие кнопки «Пуск», расположенной перед входом в бокс. Подъемно-транспортные средства стенда. Стенд оборудован подъемно-транстпортными средствами: - кран мостовой крюковой, двухбалочный, подвесной; - электротельфер. Анализ погрешностей измерения При проведении экспериментального исследования газогенератора измеряемыми являются следующие параметры: - расход воздуха на входе в компрессор газогенератора, Gк, кг/с. - полная температура воздуха на входе компрессор газогенератора, Т вх, К; - полная температура воздуха на выходе из компрессора газогенератора, Т к, К; - полное давление воздуха на выходе из компрессора газогенератора, Р к, Па; - обороты ротора турбокомпрессора, nтк, об/мин; - полное давление газа на выходе из турбины газогенератора, Р 04-14, К; - полная температура газа на выходе из турбины газогенератора, Т 04-15, К; - давления среды по тракту системы охлаждения турбины (рисунок 3.1), Па; - температура среды по тракту системы охлаждения турбины (рисунок 3.2), К; - температура рабочей лопатки первой ступени турбины (рисунок 3.3), К.
