Strømningsmaskiner. 3 : Termiske maskiner [3] 8251911168 [PDF]

Zitiervorschau

Jan M. Øverli

STRØMNINGSMASKINER BIND 3

Termiske maskiner 2. utgave

:v--biblioteket ;cket

TAPIR 1992

© TAPIR FORLAG, 1992 ISBN 82-519-1116-8 Det må ikke kopieres fra denne bok ut over det som er tillatt etter bestemmelser i "Lov om opphavs­ rett til åndsverk", "Lov om rett til fotografi" og "Avtale mellom staten og rettighetshavernes organisasjo­ ner om kopiering av opphavsrettslig beskyttet verk i undervisnings­ virksomhet" Trykk: Tapir

Bind: Gjøvik Bokbinderi Omslag ved Leif Gaustad

FORORD

Foreliggende lærebok i Termiske maskiner representerer det tredje bind i serien om strømningsmaskiner. Første bind som behandler det teoretiske grunnlaget for beregning av strømningsmaskiner, utkom høsten 1978. I det andre bind som for tiden er under bearbeidelse, er det meningen å ta for seg de hydrauliske strømningsmaskiner (pumper, vifter og vannturbiner). Læreboka Termiske maskiner gir en grunnleggende innføring i fagfeltene turbokompressorer, damp- og gassturbiner. I grove trekk kan man si at boka behandler damp- og gassturbinprosesser, aksial- og radialmaskiner, strømning i dyser, hastighetsdiagrammer, skovlformer, virkningsgrader, strømning i skovl kaskader, ytelseskarakteristikker, brennkammer, driftsegenskaper og regulering. Konstruksjonsdata som kan brukes til å bestemme maskinens hoveddimensjoner, er forsøkt presentert. Boka inneholder også en rekke gjennomregnede eksempler. I en bok som denne er det umulig å gjennomføre en fyldestgjørende beskrivelse av de forskjellige maskiner og anlegg som eksisterer. Likeledes er det vanskelig å gå inn på alle konstruktive detaljer av en maskin. Jeg har derfor begrenset meg til kun å ta med så meget at den enkelte leser får en brukbar forståelse av hvilke hovedkomponenter som inngår i en maskin, og hvordan disse virker. Noen ganske få anlegg er omtalt. Boka er først og fremst skrevet for de nye ingeniørhøgskolene, men tenkes også brukt i grunnundervisningen i strømningsmaskiner ved NTH. I forhold til den plass faget har på timeplanen ved ingeniørhøgskolene, er det klart at stoffmengden i boka er altfor stor. Deler av hovedkapitler må derfor sløyfes, og dette gjelder spesielt kapitlene 4,6 og 7. Den enkelte lærer må imidlertid selv foreta en utvelgelse av det aktuelle lærestoff. I slutten av boka har jeg tatt med en del øvingsoppgaver med svar, og jeg håper at dette skal bidra til å lette forståelsen av faget.

Trondheim i august 1981

Jan M. Øverli

FORORD TIL 2. UTGAVE

Denne utgaven av bind 3 er omarbeidet og utvidet. Særlig gjelder det kapit­

lene 3, 5, 9,10, 11 og 12. Feil og mangler i forrige utgave er også forsøkt rettet opp. Den oppmerksomme leser vil noen steder oppdage forskjellige skrifttyper. Jeg håper at dette ikke “forstyrrer” lesingen. Forslag til forbedringer mottas med takk.

Trondheim i september 1992 Jan M. Øverli

INNHOLD Symboler

KAPITTEL 1 Innledning.................................................................................................... 1 1.1 Historikk ............................................................................................. 1 1.2 Inndeling av maskiner........................................................................ 2 1.3 Typer av maskiner ............................................................................ 4 KAPITTEL 2 Termiske kretsprosesser ........................................................................ 2.1 Dampturbinprosesser ........................................................................ 2.1.1 Clausius-Rankine-prosessen .............................................. 2.1.2 Friskdamptilstand .................................................................. 2.1.3 Endetrykk ................................................................................ 2.1.4 Mellomoverheting .................................................................. 2.1.5 Matevannsforvarming ............................................................. 2.2 Gassturbiner........................................................................................ 2.2.1 Åpen gassturbinprosess ...................................................... 2.2.2 Carnot-prosessen ................................................................. 2.2.3 Joule-prosessen ..................................................................... 2.2.4 Gassturbinprosess med tap .................................................. 2.2.5 Varmeveksling ........................................................................ 2.2.6 Mellomoppvarming ................................................................. 2.2.7 Mellomkjøling ........................................................................ 2.2.8 Dampinjeksjon ........................................................................ 2.2.9 Sammenligning av prosesser ............................................... 2.3 Turbinanlegg for kraftproduksjon ....................................................... 2.3.1 Ytelsesforhold ........................................................................ 2.3.2 Anleggsvirkningsgrad .............................................................

9 9 9 12 12 13 14 16 16 17 18 22 24 26 28 31 32 34 34 35

KAPITTEL 3 Grunnleggende teori ................................................................................ 3.1 Tilstandsendring for gass ................................................................. 3.2 Arbeidsprosesser................................................................................ 3.3 Aksialmaskiner................................................................................... 3.3.1 Virkemåte ................................................................................ 3.3.2 Hastighetsdiagrammer .......................................................... 3.4 Radialmaskiner ................................................................................ 3.4.1 Virkemåte ................................................................................ 3.4.2 Hastighetsdiagrammer ..........................................................

37 37 42 43 43 46 47 47 49

3.5 Tap og virkningsgrader.................................................................... 3.5.1 Tap ....................................................................................... 3.5.2 Definisjon av virkningsgrader .............................................. 3.5.3 Polytropisk virkningsgrad...................................................... 3.6 Karakteristiske størrelser ................................................................. 3.6.1 Allmenne betraktninger ...................................................... 3.6.2 Reaksjonsgrad .................................................................... 3.6.3 Dimensjonsløse tall ............................................................. 3.6.4 Spesifikt omløpstall og fartstall ........................................... 3.7 Aerotermodynamikk for dyser .......................................................... 3.7.1 Grunnleggende betraktninger .............................................. 3.7.2 Isentropisk strømning i dyser .............................................. 3.7.3 Dyser under forskjellig trykkforhold ................................... 3.7.4 Virkelig strømning i dyser .................................................. 3.7.5 Dyser for jetframdrift .............................................................

49 49 50 51 56 56 56 57 58 60 60 63 68 70 71

KAPITTEL 4 Strømning i skovlkaskader ................................................................. 4.1 Kaskadetunnel ...................................................................... 4.2 Kaskadedata ................................................................................... 4.2.1 Profilformer ........................................................................ 4.2.2 Terminologi ........................................................................ 4.3 Eksperimentelleundersøkelser ....................................................... 4.3.1 Valg av forsøksparametre .................................................. 4.3.2 Forsøksmetode .................................................................... 4.3.3 Måleresultater .................................................................... 4.4 Semi-empiriske korrelasjoner .......................................................... 4.4.1 Optimal ombøyning ............................................................. 4.4.2 Avbøyningsvinkel ................................................................. 4.4.3 Off-design-forhold ................................................................. 4.4.4 Tap i kompressorkaskader .................................................. 4.4.5 Tap i turbinkaskader............................................................. 4.4.6 Soderbergs korrelasjon ......................................................

75 75 75 75 77 77 77 79 81 83 83 85 86 87 91 92

KAPITTEL 5 Aksialturbiner ....................................................................................... 95 5.1 Innledning ....................................................................................... 95 5.2 Turbintrinn ....................................................................................... 97 5.2.1 Dyser ................................................................................... 97 5.2.2 Løpehjul ............................................................................... 97 5.3 Turbintyper ....................................................................................... 99 5.3.1 Aksjonsturbiner .................................................................... 99 5.3.2 Reaksjonsturbiner................................................................. 103

5.3.3 Curtisturbin............................................................................ 5.3.4 Reaksjonsgrad .................................................................... 5.4 Tap .................................................................................................. 5.4.1 Strømningstap .................................................................... 5.4.2 Rotasjonstap ........................................................................ 5.4.3 Ventilasjonstap .................................................................... 5.4.4 Lekkasjetap ........................................................................ 5.4.5 Tap ved fuktig damp............................................................. 5.4.6 Mekaniske tap .................................................................... 5.4.7 Sammenligning av tap ......................................................... 5.5 Virkningsgrader ................................................................................ 5.5.1 Hydraulisk virkningsgrad ...................................................... 5.5.2 Indre virkningsgrad ............................................................. 5.5.3 Totalvirkningsgrad ............................................................. 5.6 Flertrinns turbiner ............................................................................ 5.6.1 Trinnvirkningsgrad ............................................................. 5.6.2 Antall trinn ............................................................................ 5.6.3 Hoveddimensjoner .............................................................

105 106 109 109 110 110 112 115 116 116 117 117 118 120 121 121 123 126

KAPITTEL 6 Aksialkompressorer ............................................................................ 6.1 Innledning ....................................................................................... 6.2 Kompressortrinn ............................................................................ 6.2.1 Innløpsledeskovler ............................................................. 6.2.2 Spesifikt skovlarbeid............................................................. 6.2.3 Virkningsgrad ........................................................................ 6.3 Flertrinns kompressorer ................................................................. 6.3.1 Trykkstigning pr. trinn ......................................................... 6.3.2 Arbeidsfaktor ........................................................................ 6.3.3 Endring i volumstrøm ......................................................... 6.4 Konstruksjonsdata............................................................................ 6.4.1 Generelle betraktninger ...................................................... 6.4.2 Hoveddimensjoner .............................................................

129 129 130 130 132 134 138 138 140 141 142 142 143

KAPITTEL 7 Tre-dimensjonal beregning av aksialtrinn.......................................... 7.1 Generelle betraktninger ................................................................. 7.2 Teorien for radiell likevekt ............................................................. 7.3 Indirekte løsningsmetode ................................................................. 7.3.1 Free-vortex (Virvelfri strømning).......................................... 7.3.2 Andre metoder .................................................................... 7.4 Direkte løsningsmetode .................................................................

149 149 149 151 151 153 156

KAPITTEL 8 Radialturbiner ....................................................................................... 8.1 Innledning ....................................................................................... 8.2 Energioverføring ............................................................................ 8.2.1 Hastighetsdiagrammer .......................................................... 8.2.2 Aerotermodynamikk ............................................................. 8.3 Tap og virkningsgrader.................................................................... 8.3.1 Tap ....................................................................................... 8.3.2 Virkningsgrader.................................................................... 8.4 Optimale design-parametre............................................................. 8.4.1 Trykkforhold ........................................................................ 8.4.2 Minste skovltall .................................................................... 8.4.3 Hoveddimensjoner .............................................................

157 157 157 157 159 161 161 163 164 164 166 168

KAPITTEL 9 Radiakompressorer ............................................................................... 9.1 Innledning ....................................................................................... 9.2 Kompresjonsprosess .................................................................... 9.2.1 Sammenligning av prosesser .............................................. 9.2.2 Løftehøyde ............................................................................ 9.2.3 Flertrinns kompresjon .......................................................... 9.3 Energioverføring ............................................................................ 9.3.1 Hastighetsdiagrammer.......................................................... 9.3.2 Hovedligning ........................................................................ 9.3.3 Trykkstigning pr. trinn .......................................................... 9.4 Løpehjul .......................................................................................... 9.4.1 Valg av utløpsvinkel ............................................................. 9.4.2 Valg av innløpsvinkel .......................................................... 9.4.3 Medrotasjon ........................................................................ 9.4.4 Slipp-faktor............................................................................ 9.4.5 Aksialkraft ............................................................................ 9.5 Ledeapparater ............................................................................... 9.5.1 Ringdiffusor ........................................................................ 9.5.2 Diffusor med skovler............................................................. 9.5.3 Spiralhus ............................................................................ 9.6 Tap og virkningsgrader.................................................................... 9.6.1 Tap ....................................................................................... 9.6.2 Virkningsgrader .................................................................... 9.7 Konstruksjonsdata............................................................................ 9.7.1 Optimale design-parametre.................................................. 9.7.2 Standardtrinn fra leverandører ........................................... 9.7.3 Erfaringsdata fra petroleumsindustrien ................................

173 173 174 174 176 176 178 178 178 179 180 180 181 182 183 185 186 186 186 187 187 187 188 189 189 192 194

KAPITTEL 10 Brennkammer ....................................................................................... 10.1 Innledning....................................................................................... 10.2 Forbrenningsprosess ..................................................................... 10.3 Utslipp fra forbrenning ................................................................. 10.4 Tap i brennkammer......................................................................... 10.4.1 Termiske tap ..................................................................... 10.4.2 Aerodynamiske tap .......................................................... 10.5 Brennkammerutførelser .................................................................

199 199 200 202 203 203 204 205

KAPITTEL 11 Driftsforhold og regulering ................................................................. 11.1 Ytelsesparametre ......................................................................... 11.2 Drift av turbiner ............................................................................ 11.2.1 Turbinkarakteristikker ...................................................... 11.2.2 Faktorer som påvirker turbinytelsen ................................ 11.2.3 Utslipp og støy fra gassturbiner ....................................... 11.3 Drift av kompressorer ..................................................................... 11.3.1 Kompressorkarakteristikker ........................................... 11.3.2 Systemkarakteristikker .................................................. 11.3.3 Faktorer som påvirker kompressorkarakteristikken ...... 11.3.4 Pumpe-og choke-grense ............................................... 11.3.5 Roterende stall ................................................................. 11.3.6 Affinitetslover ................................................................. 11.3.7 Oppstarting av aksialkompressorer ................................ 11.4 Regulering av strømningsmaskiner ............................................... 11.4.1 Dampturbiner ................................................................. 11.4.2 Gassturbiner ..................................................................... 11.4.3 Kompressorer ................................................................. 11.5 Off-design drift av gassturbiner..................................................... 11.5.1 Beregning av driftspunkt .................................................. 11.5.2 Akselerasjon av gassturbin...............................................

209 209 210 210 212 213 216 216 217 218 219 220 221 221 223 223 224 225 229 229 230

KAPITTEL 12 Maskiner og anlegg ................................................................................ 12.1 Dampturbiner ................................................................................ 12.1.1 Turbinutførelser ............................................................. 12.1.2 Konstruktive detaljer ...................................................... 12.1.3 Turbinanlegg ..................................................................... 12.2 Gassturbiner ................................................................................ 12.2.1 Prinsipiell utførelse ......................................................... 12.2.2 Turbintyper ..................................................................... 12.2.3 Konstruktiv oppbygning ..................................................

233 233 233 235 238 240 240 243 256

12.3

12.4 12.5 12.6

12.2.4 Turbinanlegg ..................................................................... 12.2.5 Luftinntakssystem .......................................................... 12.2.6 Brennstoffsystem ............................................................. 12.2.7 Startsystem .................................................................... 12.2.8 Fundamentering ............................................................. 12.2.9 Eksossystem ..................................................................... 12.2.10 Koplinger ........................................................................ Kompressorer .......................................................................... 12.3.1 Kompressorutføreise ...................................................... 12.3.2 Rotorsystem ..................................................................... 12.3.3 Lager og smøreoljesystem ............................................... 12.3.4 Tetninger og tetningsoljesystem .................................... Materialer ....................................................................................... Standarder for termiskemaskiner ................................................ Testing av kompressorer .............................................................

259 265 266 266 267 267 268 269 269 277 279 280 282 284 285

Oppgaver.................................................................................................. 289

Litteratur .................................................................................................. 311 Svar på oppgaver

................................................................................... 313

Stikkordregister ....................................................................................... 317

SYMBOLER A Ar ASp a a B b

areal rotorareal spaltareal

koeffisient i lign. 7.12 lydhastighet koeffisient i lign. 4.28 koeffisient i lign. 7.12

be

skovlbredde, aksiell kordelengde spesifikt brennstoff-forbruk

C

koeffisient (lign. 2.15)

c

absolutt hastighet

CD

motstandskoeffisient

cDa

veggfriksjonskoeffisient profiltapskoeffisient sekundærtapskoeffisient

b

cDp cDs

m2 m2 m2

m/s

m kg/kWh

m/s

CZ

løftkoeffisient trykk-koeffisient spesifikk varmekapasitet ved konstant trykk hastighetskomponent i x-retningen meridianhastighet

J/(K-kg) m/s m/s

c D D

redusert absolutt hastighet diffusor-forhold diameter

m

d

diameter hydraulisk diameter trangeste åpning i dyse

cL cp

Cp Cx

dh e F

skyvkraft

m m

m N

f f

brennstoff/luft-forhold lengde

G

vekt, tyngde

m N

g H

tyngdens akselerasjon

m/s2

løftehøyde isotermisk løftehøyde

m

nedre brennverdi polytropisk løftehøyde

J/kg m

skovlhøyde entalpi innfallsvinkel lengde

m J/kg

pris, kostnad

NOK

His Hn Hp h h i

j K

m

m

k ka kR

kV

Z M M

slipp-faktor, koeffisient i lign. 4.23 arbeidsfaktor (lign. 6.28) koeffisient i lign. 5.44 koeffisient i lign. 5.47 kordelengde Mach-tall

m kg/kmol

M m m

molekylvekt moment varmegjenvinningsfaktor, koeffisient i lign. 4.15 massestrøm

ma

avtappet damp

mB mk mL

brenselforbruk kritisk massestrøm luftforbruk spaltlekkasje

kg/s kg/s kg/s kg/s kg/s

polytropeksponent, eksponent i lign. 3.26 avstand omløpstall spesifikt omløpstall

m r/min r/min

effekt avgitt effekt rotasjonstap ventilasjonstap

W W W W

rotasjons- og ventilasjonstap

W

mekaniske tap trykk kritisk trykk

W N/m2

r^sp

n n n nq

P

Pa PR Pv Prv APm

P

Pk Po Pr AP0 Q

totaltrykk redusert trykk tap i totaltrykk volumstrøm

N-m

kg/s

N/m2 N/m2 N/m2 N/m2 m3/s

Q

redusert volumstrøm

m2

qe R

spesifikt varmeforbruk reaksjonsgrad

J/kWh

R

radius, krumningsradius

m

R

Ro

gasskonstant universell gasskonstant

J/(K-kg) J/(kmol-K)

Re r

Reynolds tall radius

m

S s s T

entropi spaltklaring entropi Temperatur

Tk Tr AT

kritisk temperatur redusert temperatur temperaturdifferens

J/(K-kg) m J/(K-kg)

K K K K

t t t

temperaturforhold skovldeling temperatur

u

v

fristrømshastighet periferihastighet redusert periferihastighet relativhastighet

Y v W

redusert relativhastighet spesifikt volum nyttig arbeid

wP

teknisk arbeid for pumpe teknisk arbeid for turbin koordinatakse molvektandel, spesifikk dampmengde spesifikt arbeid

u u

Wt x,y,z x

Y Yi

Y,s YP

Yt AY AYa AYd AYh

indre arbeid isotermt arbeid polytropisk arbeid

spesifikt skovlarbeid kinetisk energi avløpstap dysetap hydrauliske tap

m °C

m/s m/s m/s

m3/kg

J/kg J/kg J/kg

J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg

J/kg J/kg J/kg J/kg

AY,

indre tap

J/kg

AYr

rotasjonstap rotasjons- og ventilasjonstap tap i løpehjul (rotortap) spalttap støtt ap

J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg J/kg

ayrv AYr AYSp AYst

y

y

spesifikt arbeid pr. trinn gjennomsnittlig arbeid

z

gjennomsnittlig skovlarbeid kompressibilitetsfaktor

z

antall tetninger, antall trinn, skovltall

a

vinkel

P Pu

strømvinkel skovlvinkel utvendig strømvinkel

Y 5

kordevinkel avbøyningsvinkel

e e

pådragsgrad

yt

Ps

c

Cd Ck

ombøyningsvinkel tapskoeffisient tapskoeffisient for dyse spalttapskoeffisient

J/kg

J/kg

Cr

Cs

n Tla

ns nc Tid

ng Tlh

Hi

Hk Bkj Tim

np ht Ht

e e

K X M-

v V

71

prof iltapskoeffisient tapskoeffisient for løpehjul (rotor) sekundærtapskoeffisient

virkningsgrad anleggsvirkningsgrad brennkammervirkningsgrad Carnot-virkningsgrad virkningsgrad for dyse framdriftsvirkningsgrad generatorvirkningsgrad hydraulisk virkningsgrad indre virkningsgrad kompressorvirkningsgrad kjelvirkningsgrad mekanisk virkningsgrad

polytropisk virkningsgrad rørledningsvirkningsgrad turbinvirkningsgrad termisk virkningsgrad krumningsvinkel impulstykkelse adiabateksponent effekttall, luftoverskuddstall utstrømningskoeffisient navforhold kinematisk viskositet trykkforhold

77-

Uttrykt i ord: På grunn av at isentropisk entalpiforskjell mellom to isobarer vokser med økende temp­ eratur, vil indre virkningsgrad for en kompresjonsprosess være mindre enn trinnvirkningsgraden.

Ligningen for polytropisk virkningsgrad (lign. 3.21) kan vi omskrive:

v • dp ^P

V57

(3.22)

idet dh = v ■ dp for en isentropisk prosess. Ved å innføre tilstandsligningen v = R • T/p

-53-

fås videre:

_ R T dp ’ cp’ dT r

og omformet: dT = 121 .

T da: c

(3.23)

P

K ■ r)p

K =------- R p K- 1

Vi integrerer lign. 3.23 mellom tilstand(T)og(2)over kompressor idet vi antar T] = konstant, som gir:

Polytropisk virkningsgrad kan derved beregnes

når trykk og temperatur er kjent ved

inn- og utløp av kompressor. Temperaturforholdet for en virkelig kompresjonsprosess er bestemt av lign. 3.24, dvs.

12 Ti

K-1 zP2 xKT|p

(3-25)

P1

Alternativt kan temperaturforholdet beregnes av følgende uttrykk: 12 Ti

P2,^ —) n Pl

(3.26)

hvor n = polytropeksponent.

Ved å kombinere de siste to ligninger får vi et nytt uttrykk for polytropisk virkningsgrad: K

1

n

tri

zn O7\

(3 27)

Denne formelen for polytropisk virkningsgrad er mye brukt. Den gjelder for en kompre­ sjonsprosess.

Det er av interesse å kjenne sammenhengen mellom indre og polytropisk virkningsgrad. Temperaturforholdet for ideell prosess: T2s Ti

(3.28)

-54-

Lign. 3.25 og 3.28 innsatt i uttrykket for indre virkningsgrad (lign. 3.20) resulterer i ligningen:

(p7)V-1 K-1 zP2_\ K T]p

(3.29) _ i

P1

Ved bruk av denne ligning er sammenhengen mellom rij og T|p som funksjon av p^Pi illustrert i fig. 3.14. Vi ser at avviket mellom indre og polytropisk virkningsgrad forsterkes ved økende trykkforhold. Ved dimensjonering av flertrinns kompressorer anbefales det å bruke polytropisk virk-

p2/pi En tilsvarende analyse kan vi også gjennomføre for en ekspansjonsprosess fra tilstand ® til ® i en turbin. Forutsatt ideell gass blir polytropisk virkningsgrad:

„

_ K ’ K-1

(3.30)

eller: „

n -1

k

(3.31)

og indre virkningsgrad k-1

1-(£2_)~np „

711 -

Pi

p1

K-1

(3.32)

-55-

Utledningen av disse uttrykkene overlates som en passende øvelse for den enkelte

student. I fig. 3.15 er vist beregnede verdier av som funksjon av Pj /p2 med T? som parameter. Resultatet av disse undersøkelser viser at i motsetning til en kompresjonsprosess vil indre virkningsgrad for en ekspansjonsprosess være større enn trinnvirkningsgraden, dvs. > r'p-

Fig. 3.15

Sammenhengen mellom indre og polytropisk virkningsgrad for ekspansjonsprosess.

Eksempel 3.3 Finn den hydrauliske virkningsgrad for kompressoren i regneeksempel 3.2. Kom­ pressoren arbeider med luft av P] = 1 bar og tj = 18°C. Anta c1X =0.

Løsning: Teknisk arbeid for kompresjonsprosess er bestemt av lign. 3.12. 0,4 1,4 r W Y=— 287 - 291 [1,5 1(4 - 1 ] = 35 903 J/kg Av hastighetsdiagram utledes rotasjonskomponent:

c2X = u2 -c2Z • cotgj32 = 268,1 - 1 19,1 • cotg45 = 149,0 m/s

Spesifikt skovlarbeid (Fig. 3.8): Y = u2 . c2X = 268,1 • 149,0 = 39 947 J/kg

-56-

Hydraulisk virkningsgrad (Fig. 3.11):

vt =0-899 3.6 3.6.1

Karakteristiske størrelser Allmenne betraktninger

For å karakterisere den geometriske utformingen av et kompressor- eller turbintrinn er det praktisk å benytte en del karakteristiske parametre. Ved hjelp av disse kan Iikedannede trinn eller skovlsystemer bedre systematiseres og analyseres. Så langt det er mulig bør man søke å bruke dimensjonsløse størrelser som er uavhengig av det valgte målesystem. Dette er også det vanligste. På denne måten vil man kunne skrive de grunn­ leggende ligninger, som generelt gjelder for et trinn, på en mye enklere og mer enhetlig form. 3.6.2

Reaksjonsgrad

Man velger i enkelte sammenhenger å angi at en strømningsmaskin arbeider med en overtrykks- eller en reaksjonsvirkning, og i denne forbindelse innfører man gjerne begrepet reaksjonsgrad. Dette begrepet har spesielt relevans ved dimensjonering av aksialmaskiner.

Fig. 3.16 Ekspansjonsprosess for turbintrinn.

Fig. 3.17 Kompresjonsprosess for kompressortrinn.

s

-57-

Med grunnlag i betegnelsene i fig. 3.16 og 3.17 definerer vi reaksjonsgraden for et turbin-

trinn: r,

hl~h2 h0 - h2

(3.33)

og for et kompressortrinn: n

h2~hl

(3.34)

h3-h!

Altså: Reaksjonsgrad er forholdet mellom entalpiendring over løpehjul og total entalpiendring over trinnet.

Det skal bemerkes at reaksjonsgrad også kan defineres ved å gå veien om de adiabatiske entalpidifferanser i hS-diagrammet. Dette forutsetter en tapsfri prosess. 3.6.3 Dimensjonsløse tall Ved dimensjonering av strømningsmaskiner eller ved diagramframstilling av ytelseskarakteristikkene er det praktisk å benytte en del dimensjonsløse størrelser. Vi skal se

på noen av de vanligste dimensjonsløse tall som er i bruk. Trykktallet er definert som forholdet mellom spesifikt tilført arbeid og løpehjulets

rotasjonsenergi.

(3-35>

A _U2‘

2

Indeks 2 angir midlere diameter ved utløp av løpehjulet. Leveringstallet er definert som forholdet mellom mediets meridianhastighet og løpe­

hjulets periferihastighet.

C2Z

(3.36)

V =-----u2

En annen definisjon er :

q2 Jd22u2

(3-37)

-58 -

hvor Q2 er volumstrømmen ved utløp av maskinen. Effekttallet er definert som forholdet mellom spesifikt skovlarbeid rotasjonsenergi.

og løpehjulets

/v “ ---- 9 JJ2-

(3.38)

2 Et trinn med gitt geometrisk form på lede- og løpeskovler vil ha bestemte verdier for i//) og Å . To geometrisk likedannede trinn, som har samme strømvinkler, vil også ha de samme verdier. Dette forutsetter imidlertid at både Reynolds- og Mach-tallet er like. Et kompressor- eller turbintrinn vil følgelig ha bestemte verdier for de dimensjonsløse størrelsene og Å i beste driftspunkt. Noen typiske verdier er gitt i tabell 3.3. De understrekede verdier anbefales brukt.

TYPE

R

•P

Aksjonsturbin (Impulsturbin)

0,05 0,25

0,40 0,45 1,20

Reaksjonsturbin

0,5

Å

y.2

C.2Z

«i

4 6

3,4 5,5

0,4 0,5

0,18 Q,20 0,60

12 15 30

18 24 45

0,30 0,40 1,20

2 3

1,7 2,8

0,58 0,70

0,20 0,26 0,75

15 20 45

20 45

15

Radialturbin

1

0,50 0,70 1,50

2 3

1,7 2,8

0,58 0,70

0,35 0.45 1,00

—

15 18 45

Curtisturbin

0,05 0,15

0,40 0,90

16 24

13 20

0,20 0,25

0,10 0,22

12 15

—

0,5 0,75

0,3 1,0

0,4 0,8

0,4 1,0

0,9 1,4

1,6

40 80

30 70

Aksial kompressor

1,1

—

Tabell 3.3 Dimensjonsløse størrelser for termiske maskiner [2], [20]. 3.6.4 Spesifikt omløpstall og fartstall I Bind 1 [8] har vi definert størrelser som beskriver maskinens geometriske utforming. Vi utledet et spesifikt omløpstall

n

M

= 333 • n •

(3.39)

og et fartstall

£2 = coy/Qj

(3.40)

- 59 -

I uttrykket for spesifikt omløpstall er n maskinens omdreiningstall pr. sekund, og i lign. 3.40 er vinkelhastigheten og volumstrømmen redusert med verdien-^/ 2 • Y . For dampturbiner som arbeider med store trykkforskjeller er det vanlig å bruke midlere volumstrøm gjennom turbinen, mens man for de øvrige maskiner fortrinnsvis innfører volumstrømmen ved utløp av maskin. Fig. 3.18 viser de dimensjonsløse tallene i// og f)' for kraftmaskiner som funksjon av £2.Et tilsvarende diagram for arbeidsmaskiner er vist i fig. 3.19. Kurvene antyder stor

spredning av verdiene.

Fig. 3.18 Trykk- og leveringstall for kraftmaskiner [12].

Fig. 3.19 Trykk- og leveringstall for arbeidsmaskiner [ 12].

-60-

Tabell 3.4 angir fartstallet for. forskjellige typer av turbiner med tilhørende hydraulisk virkningsgrad.

%

Turbintype

Curtisturbin, 3—radet » » , 2—radet Aksjonsturbin 1 damp Reaksjonsturbinj Gassturbiner

0,01 - 0,06 0,02-0,16 0,11 - 0,30 0,12-0,77 0,22-0,67

Po ' Po'

hvor

(3.71)

= det trangeste dysetverrsnitt, som for en konvergerende dyse tilsvarer utløpstverrsnittet.

Utledningen av 1//^ er ikke vist, men tabell 3.5 viser beregnede verdier for noen ulike

-67-

gassarter. I tillegg er andre kritiske verdier angitt.

Medium

K

P|1,0.

Fig. 3.23

Konvergerende dyse.

Fig. 3.24

Laval-dyse.

En slik utforming av dysetverrsnittet gir imidlertid ingen økning av massestrømmen. Valg av dysetype vil være avhengig av det gitte trykk i utløpet av dysen. Konvergerende dyse velges når pj >P| max * og den relative impulstykkelse 02/V for vaken, og han valgte innfallsvinkelen ved mini­ mum profiltap som referanseverdi. Disse undersøkelser ble gjort for den amerikanske se­ rien av NACA 65-profiler og de engelske C.4-profiler. For ordens skyld skal vi ta med den generelle definisjon av impulstykkelsen [15]:

g 0 = / -j(1 --g) dx

(4.19)

Integrasjon av hastighetsforholdet u/U over en vake med tykkelse 6 skjer i kaskadens tangentialretning x, hvor U representerer den "uforstyrrede” hastighet utenfor vaken. I fig. 4.17 er Liebleins korrelasjon for den relative impulstykkelse 02/C ved utløp av kaskaden som funksjon av hastighetsforholdet c„ /c2 presentert. Den viste kurve kan o max ogsa erstattes av ligningen:

02 £

0,004

1 - 1,17 • ln(cm 11 id A

/c2)

(4.20)

- 89 -

Fig. 4.17 Relativ impidstykkelse avhengig av ”diffusor-forholdet”.

For skovler som ikke er utsatt for stall, kan tapskoeffisienten ifølge Lieblein uttrykkes som:

02

P

sin2 /3j (4.21)

sin3 (32

Tapskoeffisienten er det således mulig å fastlegge når hastighetsfordelingen på den kon­ vekse delen av skovlen er kjent. I de tilfelle at slike data ikke er tilgjengelig, så har Lieblein foreslått at hastighetesforholdet tilnærmet kan estimeres på grunnlag av strømvinklene ved inn- og utløp av kaskaden, dvs.:

sinj32 D = ------ - [1,12 +0,61 (^-) • sin2 j3i (cotg^i — cotg)32 ) ] sinj3j

(4.22)

For innfallsvinkler større enn referansevinkel foreslår han videre korrelasjonen:

sinÆ. r D=--- -—[ 1,12 + k (i - i sinp!

, .. t x ) 1' 3+0,61 • (-) sin-j3i (cotgjSj - cotgj32) ] x

hvor k = 0,012 for NACA 65-profiler og k = 0,007 for C.4-profiler. vinkel velger man gjerne den vinkel som tilsvarer midlere driftsområde.

(4.23)

Som referanse­

Veggfriksjonen på indre og ytre begrensningsflate for skovlkanalene foreslår Howell [13] kan beregnes av denne formel: cDa = 0,02 ■ 1

(4.24)

hvor h = skovlhøyden i radiell retning.

Tap på grunn av sekundære strømninger på tvers av hovedstrømmen i skovlkanalene kan ifølge samme mann bestemmes av følgende enkle ligning:

- 90 cDs = 0'018’ CL2

(4.25)

Dette tapet er særlig vanskelig å beregne analytisk. De sekundære strømninger opptrer på tvers av hovedstrømretningen og er et resul­ tat av trykkforskjellen og grensesjiktet i skovlkanalen (Fig. 4.18).

Fig. 4.18 Sekundære strømninger i skovlkanal. De samlede tap over kaskaden er gitt som summen av: CD _ cDp + cDa + cDs

(4’26)

Profiltapet Cpp beregnes ved å omforme lign. 4.10 idet lign. 4.21 forutsettes kjent. Den relative størrelsesorden mellom de ulike tapene er vist som funksjon av massestrømmen (uttrykt som cz/u) i fig. 4.19.

Fig. 4.19 Tapene i et kompressortrinn.

- 91 -

4.4.5 Tap i turbinkaskader De samlede tap i turbinkaskader består av:

1) 2) 3)

Profiltap Sekundære tap Spalttap ved skovlspiss

Ainley og Mathieson [16] publiserte tidlig i 50-årene en metode for beregning av tapene i aksialturbiner, og metoden har siden fått stor anvendelse. Profiltapet bestemmes først ved en innfallsvinkel i = 0. Tapskoeffisienten for reaksjonsturbiner som funksjon av delingsforholdet t/£ med utløpsvinkelen j32 som parameter er gitt i fig. 4.20, mens fig. 4.21 tilsvarende gjelder for aksjonsturbiner. Den første figur er gyldig for innløpsvinkel (f = 90°, mens den neste figur forutsetter atjSj = j32. For skovlgeometrier som ligger mellom disse, må £p bestemmes ved interpolering. Vi legger merke til at hver av kurvene for j32 = konstant har en minimumsverdi for et bestemt t/£-forhold.

Fig. 4.20 Profiltapskoeffisient for reaksjonsturbiner. 0.20 0.18 0.16

0.1 4 0.1 2 0.10

0.08 0.06 0.04

0.02 0

02

0.4

0.6

0.8

1.0

1.2

Fig. 4.21 Profiltapskoeffisient for aksjonsturbiner.

-92 -

Ved innfallsvinkler forskjellig fra i = 0 er tapskoeffisientforholdet £p/fp (j=Q) definert som en entydig funksjon av innfallsvinkelforholdet i/is (Fig. 4.22), hvor is er innfallsvink­ elen ved stall [15],

Fig. 4.22 Profiltapet for turbinskovler avhengig av innfallsvinkel. De sekundære tap i skovlkanaler for aksialturbiner kan, ved hjelp av en forbedret ut­ gave av Ainley's formel, beregnes av uttrykket: £

f = 0,0334 -

h

,sin/32 3 1 £ (—— ) •------ — (-• c, sinØm sm0ls t

(4.27)

Formelen synes å gi rimelige tapsverdier. Mellom de enkelte skovlrader i maskinen og omgivende veggflate må man på grunn av rotasjonen, nødvendigvis ha en spaltklaring. Over den enkelte skovlspiss vil det oppstå en lekkasjestrøm som skyldes trykkforskjellen over skovlen, og i tillegg vil grensesjiktet på veggflaten påvirke fluidstrømmen nær skovlspissen. De resulterende spalttap ved skovlspiss er ifølge Ainley:

£

o,78

£k = B- f-(f) k

h

£

sin2j32

£

3?- (r’ciJ sin3j3m

2

(4.28)

1

hvor koeffisienten B = 0,5 ved en spaltklaring s. For skovler som er utstyrt med dekkbånd ytterst setter man B = 0,25. 4.4.6 Soderbergs korrelasjon Soderberg [16] har også forsøkt å beregne de individuelle strømningstapene i et turbintrinn. Han benyttet kjente eksperimentelle data fra en rekke målinger på dampturbiner og turbinkaskader. Disse undersøkelser viste at de faktorer som har størst innflytelse på strømningstapene i en skovlkanal, er t/£-forholdet, Reynolds-tall Re,"aspect ratio” h/b = skovllengde i radiell retning/aksiell kordelengde, skovlens tykkelsesforhold s /£ og ombøyningen e. For turbinskovler med forholdet h/b = 3,0 og Reynolds-tall Re - 10s, viste Soderberg

at den såkalte nominelle tapskoeffisient praktisk talt kun var en funksjon av ombøyningen e, fig. 4.23. Diagrammet viser at skovlens tykkelsesforhold har relativt liten inn-

-93-

flytelse på tapene. Videre kan man slutte at valget av reaksjonsgrad heller ikke har noen særlig innflytelse. Denne tapskoeff isienten kan skrives som:

.

e

0,04 +0,06 (—)

2

(4.29)

Ligningen gjelder relativt bra for e

(5.16)

-101 -

I fig. 5.8 er virkningsgraden 7^ (lign. 5.15) presentert som funksjon av u/cj. Virkningsgradskurven har et parabelformet forløp. For u - 0 står løpehjulet i ro, og intet arbeid utføres, dvs.

= 0.

Fig. 5.8 Virkningsgradskurve for aksjonsturbin.

Likededes blir 7^ = 0 for u = c, ■ cosc^ . I dette tilfelle er gassens tangentielle hastighets­ komponent lik skovlens periferihastighet, og det virker derfor ingen tangentialkraft på skovlen. Videre kan man

slutte at for en ideell tapsfri turbin med 1?^ - 1,0 blir u/Cj

= 0,5 når - 0 og /31 u = ~ 0For å oppnå høy virkningsgrad bør strømvinkelen cVj velges liten, og utløpsvinkelen /32 bør være liten i forhold til innløpsvinkelen (fu. I praksis velges i området 14—24 , mens vinkelforskjellen /3t u - j32 velges i størrelsesorden 0— 15 De ulike faktorers innvirkning på maksimal 7^ framgår av tabell 5.2.

1

«1

-^COSCtj

^d

( @2 “ 31 U )

14 14 14 24 24 24

0,97 0,97 0,93 0,97 0,97 0,93

0,9 0,8 0,8 0,9 0,8 0,8

0,485 0,485 0,485 0,457 0,457 0,457

( ^2 ~ 31 U — 1 0 )

0,841 0,797 0,733 0,746 0,707 0,650

0,870 0,822 0,756 0,795 0,751 0,690

Tabell 5.2 Hydraulisk virkningsgrad for aksjonsturbin avhengig av hastighetskoeffisienter og strømvinkler. Eksempel 5.1 I en aksjonsturbin utnyttes dampen i ett trinn. Dampens adiabatiske entalpifall er 120 kJ/kg. Strømvinkelen ut av dysen ax = 18°, og vinkelen ved inn- og utløp av løpe-

skovler velges like, dvs. (31U = fi2. Hastighetskoeffisienten for dyser løpeskovler = 0,92. Tegn turbinens hastighetsdiagrammer.

= 0,96 og for

- 102 -

Løsning:

Teoretisk hastighet ut av dysene ifølge lign. 3.76, idet c0 = 0: Cis=V'p‘

(5.55)

For å kunne gjennomføre raske, tilnærmede beregninger av spalttapet i labyrintpakkbokser, kan man i følge Traupel [2] regne med:

(5.56)

msp - «> • Asp-x/P. 'Pi'

Koeffisienten

(6.37)

hvor dj = indre navdiameter. j Vi definerer også et navforhold v=r dy

(6.38)

Mellom trykktall 1//, leveringstall V, navforhold V og fartstall å utlede følgende sammenheng:

(lign. 3.40), er det mulig

1,775(6.39)

Det overlates til den enkelte å forvisse seg om at ligningen er korrekt. Disse ligninger sammen med ligningen for fartstallet (lign. 3.40), danner grunnlaget for fastleggelse av hoveddimensjonene for en kompressor.

Antall kompressortrinn kan bestemmes ved hjelp av fig. 6.13, mens fig. 6.14 angir mulige optimalverdier for trykktall i//, leveringstall navforhold v og trinnvirkningsgrad ??j for det enkelte trinn [23], Det siste diagram gjelder strengt tatt bare for kompressorer med null fluidrotasjon inn på første trinn, dvs. cix = 0. Diagrammet kan også brukes ved over­ slagsberegninger av kompressorer med innløpsledeskovler som gir medrotasjon.

- 144 -

Fig. 6.13 Antall kompressortrinn avhengig av midlere fartstall.

Fig. 6.14

Konstruksjonsdata for aksialkompressorer.

Det skal understrekes at fig. 6.13 og 6.14 kun gir holdepunkter for valg av hoved­ dimensjoner. I mange tilfelle vil man av konstruktive og/eller andre hensyn være nødt til å velge andre verdier. Ved beregning av hoveddimensjonene starter man med å bestemme fartstallet for kompressoren. På grunn av at volumstrømmen minsker gjennom maskinen, må man i uttrykket for fartstallet sette inn midlere verdi av volumstrøm ved innløp(T)og utløp(2)av kompressor, dvs.

Derved er trinntallet gitt av fig. 6.13, og man kan finne det gjennomsnittlige arbeid y pr. trinn (lign. 6.34).

- 145 -

Fartstallet for det enkelte trinn vil avta i verdi fra første til det siste trinn, mens nav-

forholdet og trykktallet derimot vil øke i verdi. For kompressorer med konstant ytre diameter følger derfor at spesifikt arbeid

Vi

Halv vortex

o

E

Reaksjonsgrad R Antas konstant Øker med radien

Antas konstant

Antas konstant

Beregnes av radiell likevektslign. 7.8

Konstant

Middelverdi av free-vortex og Antas konstant konst. reaksjon Beregnes av

X

D

cx-hastighet cz-hastighet Antas konstant Antas konstant cx • r = konst Konstant

Tilnærmet konstan

Beregnes av lign. 7.21

Tilnærmet konstan

Beregnes av radiell likevektslign. 7.8

Øker med radien

Tabell 7.1 Tre-dimensjonal beregning av aksialtrinn.

7A

Direkte løsningsmetode Ved å konstruere aksialskovlene etter den indirekte løsningsmetode, må både ledeog løpeskovler vrides noe i radiell retning. Dette kan gi framstillingsmessige problemer;

særlig gjelder dette kjølte ledeskovler (dyser) i aksialturbiner. For en-trinns turbin er det nokså vanlig å lage ledeskovlene med konstant utløpsvinkel a,. Den såkalte indirekte løsningsmetode krever at man spesifiserer retningen på hastighets­ vektoren c utover langs skovlen. Det vanlige er å anta a = konstant. Allment har vi at: cx - c ■ COSCY

(7.19)

og

cz = c • sincv

som innført i likevektslign. 7.8 gir:

c ■ cosa

c • cosa) + c • sina •

Omformet:-^ + cos2cr

Integrert:

(c • s i na) 4-

9 0 C“ • COS“CY r =°

0

-£- = (-!-) ~ cos 2 « Lm rm

hvor indeks m angir størrelsene ved midlere skovlradius. Fordelingen av cx og cz er derved fastlagt av siste ligning.

(7.20)

(7.21)

KAPITTEL 8 Radialturbiner 8.1

Innledning

Radialturbiner eller såkalte sentripetalturbiner som arbeider med gass, har fra siste verdenskrig fått stadig større anvendelse. Særlig har slike maskiner blitt benyttet ved effektbehov opp til et par tusen kilowatt. Av typiske anvendelsesområder kan nevnes: turboladere for bensin- og dieselmotorer, pneumatiske startere for jetmotorer, ekspansjonsenhet for kondenserings- og kjølesystemer og drift av generatorer og hjelpeutstyr (kompressorer, pumper etc.). De første radialturbiner for kompressible medier ble fram­ stilt ved å snu dreieretningen på eksisterende kompressorhjul, men disse maskiner hadde

relativt dårlig virkningsgrad. Over et begrenset område av fartstall og driftsområde kan radialturbiner oppnå praktisk talt samme virkningsgrad som de beste aksialturbiner. Ved ^må løpehjulskonstruksjoner har radialturbiner produksjonsmessige fordeler framfor aksialturbiner. For det første stilles det ikke så strenge krav til bearbeidingsnøyaktighet av rotorskovler for å oppnå

foreskrevet ytelse og virkningsgrad, og dernest greier man seg med et færre antall skovler. Radialturbiner kan også med fordel brukes ved urene gasser, hvor erosjon og partikkelavleiringer på skovlflater er ventet. Som eksempel kan nevnes ekshaustgassene fra forbrenningsmotorer. Fig. 8.1 viser et typisk løpehjul i en radialturbin. Skovlene har radiell utforming ved innløp, og ved utløp er skovlene vridd på en slik måte at fluidstrømmen forlater løpehjulet mest mulig aksielt. Utløpsdelen av løpehjulet kaller vi gjerne eksduser.

Kompressorhjul

Turbinhjul

Fig. 8.1 Dresser-Rands gassturbin, model KG2-3. 8.2 Energioverføring 8.2.1 Hastighetsdiagrammer I sentripetalturbiner overføres energi fra fluid til løpehjul idet fluidpartiklene beveger seg fra en større radius mot en mindre radius. En bevegelsesretning motsatt av dette kan også benyttes.For at løpehjulet skal avgi et positivt arbeid, må fluidstrømmen påtvinges en tangentiell rotasjonskomponent inn på løpehjul. Ved videre passering gjennom løpe-

-158-

hjul vil denne rotasjonskomponenten gradvis avta, og vil ved utløp av løpehjul være liten eller lik null.

I fig. 3.7 viste vi et aksial- og et radialsnitt av en radialturbin. De tilhørende hastighetsdiagrammer finnes i fig. 3.8. Strømningen gjennom løpehjul er hele tiden radiell. Fig. 8.2 viser en radialturbin (Ljungstrøm) som arbeider med damp. De gjeldende hastighetsdiagrammer er også vist i samme figur. I denne turbinen strømmer dampen radielt utover. Turbinen har ingen faste ledeskovler, men har i stedet to løpeskovlrader festet til hver sin aksel. Disse roterer hver sin vei med samme omløpstall. Den ene turbinrotorens løpeskovler tjener således som ledeskovler for den andre turbinrotorens løpeskovler. Ved å benytte et roterende ledehjul oppnår man ved samme varmefall dobbel så stor effekt pr. trinn som i en turbin med faste ledeskovler. Slike dobbeltroterende turbiner vil normalt ha korte skovler, og radiusforholdet mellom inn- og utløp av hvert løpehjul kan anses meget nær lik en. Av den grunn kan man i praksis dimensjonere slike turbiner på samme vis som aksialturbiner.

Fig. 8.2 Ljungstrømturbin med hastighetsdiagrammer. Det mest vanlige er imidlertid å bygge sentripetalturbiner som vist i fig. 8.3, hvor hastighetsdiagrammene også er antydet. I aksialsnittet vil løpeskovlene ved innløp ha radiell retning, men vil gradvis vrides over i aksiell retning ved utløp. Til tross for at fluidet strømmer delvis både i aksiell og radiell retning gjennom løpehjulet, vil vi betegne

- 159 -

disse gassturbiner som radialturbiner. Skovlene utformes gjerne radielle ved innløp (dvs. /3t = 90°). En slik løsning er gunstig fasthetsmessig for hurtigroterende løpehjul, som eksempelvis i turboladere. Fluidpartiklene som forlater turbinrotoren kan ha en betydelig utløpshastighet c2, og det vil være nødvendig å plassere en aksiell diffusor etter løpehjul for å gjenvinne mest mulig av den kinetiske energi som ellers ville gått tapt.

Fig. 8.3 Radialturbin med hastighetsdiagrammer. 8.2.2 Aerotermodynamikk Den fullstendige ekspansjonsprosess i lede- og løpehjul vil prinsipielt forløpe som vist

for aksialmaskiner i fig. 5.29. Ved å bruke energiligningen for gasser (lign. 3.41) kan vi lett finne at det virkelige entalpifall over ledehjul:

ho - hi =

(8,1)

Når vi skal anvende energiligningen på det roterende løpehjul, må vi huske på at fluid­ partiklene ved passering gjennom skovlkanalene er påvirket av en sentrifugalkraft som varierer langs partikkelbanene. Under behandlingen av strømningen i aksialløpehjul antok vi at de enkelte fluidpartikler hele tiden beveget seg langs sylinderflater hvor sentrifugal-

virkningen er konstant.

- 160-

Med utgangspunkt i Bind I [8] kan vi, ufén å bevise nærmere, sette at energiligningen som gjelder langs en relativ strømlinje i en roterende kanal (nar denne allmenne form:

v" u . - ------- —= konstant

(8.2)

Ligningens innhold formulerer vi slik:

I ethvert punkt langs én og samme relative strømlinje i en roterende kanal hvor periferi­ hastigheten varierer, er summen av gassens entalpi og relative hastighetsenergi minus rotasjonsenergi konstant. Lign. 8.2 anvendt på strømningen over løpehjul gir: h]~h2--^(u1_ — u 2 ')

+

(v 2 “ — v i “)

(8.3)

Det spesifikke skovlarbeid er gitt som forskjellen i stagnasjonsentalpi over løpehjul, dvs: Yt ” ho 1 - h0 2 “

[ (ul2 - u22) + u2, v2 > Vj og Ci > c2, vil alle tre parentesleddene gi et positivt bidrag til skovlarbeidet. I en radialturbin vil vi sørge for at dette er tilfelle. For aksiell og C2X trykke

den valgte radialturbin i fig. 8.3 har vi forutsatt radiell relativ innløpshastighet og absolutthastighet ut av løpehjul. Det vil si at rotasjonskomponentene cix - Uj = 0, og innsatt i den generelle ligning for kraftmaskiner (fig. 3.10) kan vi også ut­ spesifikt skovlarbeid på følgende form:

t = ur

(8.5)

Vi skjønner at ved å øke periferihastigheten ved løpehjulets innløp vil skovlarbeidet øke. Dersom vi antar at ekspansjonsprosessen er ideell og foregår tapsfritt i turbinen, vil skovl­ arbeidet måtte være lik det tekniske arbeid. Altså:

og redusert periferihastighet:

-1 =wT= °'707

(8.6)

For en ideell radialturbin med radielle skovler og null rotasjon ut av løpehjul, vil man opp­ nå optimal driftstilstand når periferihastigheten ved innløp u, «0,7. For virkelige turbiner som arbeider med tap, ligger optimal redusert periferihastighet i område 0,68

I2)

(10.4)

Fig. 10.5 a viser skjematisk t|B som funksjon av p2 med X som parameter for konstant t2. For konstant luftoverskudd er virkningsgraden praktisk talt konstant ved de høyeste trykk, men faller raskt ved lavere trykk. Forsøk viser at r|B er særlig følsom for endringer i X ved trykk lavere enn atmosfæretrykket. Innflytelsen av lufttemperaturen på virkningsgraden er antydet i fig. 10.5 b.

- 204 -

Fig. 10.5 Brennkammervirkningsgrad avhengig av trykk, temperatur og luftoverskudd. Å måle forbrenningsvirkningsgraden er vanskelig. Varmeefekten rhg • Hn som til­ føres brennkammer, kan fastlegges ved å måle brennstofftilførselen rhg og effektiv brennverdi H . Va r me effekten qj som effektivt avgis i brennkammer, vil kunne bestemmes ved å analysere den kjemiske sammensetningen av forbrenningsproduktene, eller ved direkte måling av temperaturstigningen i brennkammer.

10.4.2 Aerodynamiske tap Trykktapet i et brennkammer kan prisipielt inndeles i to kategorier:

— Trykktap på grunn av at gassen oppvarmes og gasshastigheten dermed økes (akselerasjonstap). — Friksjonstap som er knyttet til den geometriske utformingen av selve brennkammeret. Det første tapet kan man beregne tilnærmet ved å betrakte brennkammeret som en kanal med konstant tverrsnitt, hvor det finner sted en varmetilførsel mellom innløp (1) og utløp (2) av kanalen. Ved å bruke de allmengyldige lover som gjelder for kontinuitet, kraft og energi, er det mulig å utlede at trykktapet [5]:

pi _ To Ap, =— c,2(—i -1) 2 Tj

(10.5)

Dette tapet øker med voksende temperaturforskjell over brennkammer. Følgende talleksempel viser størrelsesorden av tapet.

Eksempel 10.1 Trykk og temperatur inn på brennkammer er henholdsvis p^ = 7 bar og t-j = 145°C, mens temperatur ut av brennkammer t2 - 810°C. Lufthastigheten inn på brennkammer c-| = 60 m/s.

Finn trykktapet Ap^.

- 205 -

Løsning: Tilstandsligningen gir tettheten

= 5,83 kg/m3.

Innsatt i lign. 10.5 fås: Ap1 1

------ 1) = 16 695 Pa

• 602

2

418

Trykktapet A p2 på grunn av friksjonen er vesentlig større, og bestemmes gjerne eks­

perimentelt ved å kjøre kaldluft gjennom brennkammeret. Det totale trykktapet:

Ap = AP1 + Ap2 =

(10.6)

C12

Tapskoeffisienten £er i første rekke avhengig av brennkammerutførelsen. Følgende verdier kan benyttes: £ = 60—70 for brennkammer med tilbakestrøm £ = 25—35 for brennkammer med rett strøm f = 15—20 for ringformet (annulære) brennkammer

10.5 Brennkammerutførelser Den teoretiske riktige form på et brennkammer med konstant trykk og hastighet i strømretningen er skjematisk vist i fig. 10.6 a.

= primærluft m^2 = sekundærluft

Fig. 10.6 Prinsippskisse av brennkammer. Brenneren er plassert på det sted hvor kammeret begynner å utvide seg. Utvidelsen er gjort så stor at lufta, som ved oppvarmingen økes i volum, beveger seg med samme hastighet. Ved en temperaturstigning på gassen fra 100°C øker volumet ca. 5 ganger. En så enkel utforming av brennkammeret som dette er ubrukelig i praksis. Dette skyldes at middeltemperaturen for den brennbare gassblandingen blir så lav at den ikke antennes. Problemet forbundet med å bruke for mager blanding er tidligere illustrert i fig. 10.2. For å unngå dette, deler man derfor luftstrømmen i to, fig. 10.6 b. En mindre mengde av såkalt primærluft blandes med det innsprøytede brenselet og forbrennes. Deretter fortynnes og avkjøles avgassen gradvis med den resterende delen av luft­ strømmen; sekundærlufta.

-206 -

I moderne gassturbinanlegg vil primærlufta beløpe seg til ca. 25—35 % av den totale luft mengden.

Med tanke på anvendelsesområde og brenseltype kan de ulike typer av brennkammer inndeles slik:

a) For flyaggregater (flytende brensel): - Separate sirkulære brennkammer - Sirkulære flamrør i ringformet brennkammer - Ringformede brennkammer b) For industrielle anlegg: - Brennkammer for gassforming eller flytende brensel - Brennkammer for fast brensel

De forskjellige utforminger av flyturbinbrennkammer er skjematisk vist i fig. 10.7.

Tilbakestrøm

Rett

strøm

x ytre

x flamrør X

Ringformet

Sirkulært

mantel

y

x

brenner

Sirkulært/Ringformet

Fig. 10.7 Snitt gjennom ulike typer av flyturbinbrennkammer [24]. En mer detaljert framstilling av et brennkammer for et industriturbinaggregat er vist i fig. 10.8 [4]. Alle de viste typer av brennkammer består av en sylinder- eller ringformet ytre mantel med et tilsvarende perforert flamrør plassert inni. Flamrøret kan enten bygges som en hel, perforert enhet eller som flere overlappede enheter. Sekundærlufta ledes gjennom hullene i flamrøret og blandes med den varme røyk­ gassen. Den del av sekundærlufta som med stor hastighet strømmer forbi flamrørets utvendige flate, gir god kjøling av brennkammeret, samtidig som varmetapet til omgiv­ elsene reduseres.

-207 -

(1) (2) (3) (4) (5) (6) (7)

Lufttilførsel Brennstofftilførsel Røykgassutløp Primærluft Sekundærluft Flamrør Ytre mantel

Fig. 10.8 Brennkammer for industrianlegg. Det største problemet ved konstruksjon av et brennkammer, er å komme fram til materialer som kan tåle de høye varmepåkjenningene og dessuten være motstandsdyktig mot korrosjon fra forbrenningsproduktene. I praksis kan forbrenningstemperaturen ligge i område 1500-1800°C. For flyturbiner har man i stigende grad gått over til å benytte ringformede brenn­ kammer. Slike brennkammer gir jevn temperaturfordeling ved utløp.

KAPITTEL 11 Driftsforhold og regulering 11.1

Ytelsesparametre

En maskins prestasjon/ytelse kan bestemmes ved målinger i et laboratorium. Måle­ resultatene vil man kunne presentere på ulike måter. Ved å ta i bruk dimensjonsanalyse [1] er det mulig å forenkle laboratorieprøvene, samtidig som måleresultatene blir mer oversiktlige. La oss se nærmere på dette. Vi antar at utløpstrykket i en maskin er avhengig av disse størrelser:

— — — — —

innløpstrykket Pi tettheten ved innløp Pi karakteristisk hjuldiameter D massestrømmen rh omløpstallet n.

På matematisk form kan vi uttrykke at:

p2 = f (Pi, Pi, D, m, n)

(11.1)

Ved hjelp av det såkalte 7T-teoremet [8] kan vi så utlede denne funksjonelle sammenheng:

n • D Pi

T

VW

(11.2)

Hver enkelt av gruppene er dimensjonsløs. Den enkelte leser må selv forvisse seg om at lign. 11.2 er én mulig løsning. Andre løsninger er også mulig. På tilsvarende måte kan vi vise at kompressorvirkningsgraden er en funksjon av de samme dimensjonsløse grupper. For en maskin som arbeider med en gitt gass, er det praktisk å sløyfe gasskonstanten R og hjuldiameteren D. Trykkforholdet vil i slike tilfelle kunne skrives som:

(11.3)

I analysen har vi neglisjert arbeidsmediets viskositet. Ved å inkludere den vil vi få en ekstra dimensjonsløs gruppe, nemlig Reynolds tall. Forsøk viser imidlertid at i det nor­ male arbeidsområde for en strømningsmaskin har Reynolds tallet liten innflytelse på maskinens prestasjon. Vi kan av den grunn uten større feil sløyfe viskositeten.

- 210 -

11.2

Drift av turbiner

11.2.1

Turbinkarakteristikker

En typisk turbinkarakteristikk (prestasjonsdiagram) er skjematisk antydet på fig. 11.1. Parametrene i lign. 11.3 er brukt ved framstillingen.

Fig. 11.1 Ytelseskarakteristikken for en turbin.

I diagrammet er trykkforholdet over turbin plottet som funksjon av rh -^/T^/Pi med n/-^/ Ti'som parameter. Det inverse trykkforhold er benyttet. Vi legger spesielt merke til at kurvene for turtallet blir sammenfallende og vertikale ved en gitt verdi av m y/ Tj/pj. Vi sier at turbinen utsettes for choking. Det er således ikke

Akselytelse (MW)

mulig å øke massestrømmen utover denne grense. Ofte vil turbinleverandøren velge å presentere diagrammer som viser akseleffekten av­ hengig av kraftturbinens omløpstall, fig. 11.2.

Fig. 11.2 En typisk turbinkarakteristikk.

-211 -

Diagrammet er typisk. Kurver som viser hvordan lufttemperaturen inn på kompressor influerer på turbinytelsen, er inntegnet. I samme diagram er det også angitt koter for konstant virkningsgrad. En stiplet kurve viser optimalt turtall for kraftturbinen ved forskjellige belastninger. Vi ser at ved lavt omløpstall blir virkningsgraden dårlig. Dette kan i det vesentlige til­

skrives to forhold: (1)

Når effekten avtar, synker trykket og temperaturen for røykgassen inn på turbin. Derved synker termisk virkningsgrad for prosessen.

(2)

Ved off-design drift må turtallet endres for å tilpasses ytelsen. Strømvinklene for­ andres som følge av dette, og hydraulisk virkningsgrad for maskinen blir dårligere.

I mange tilfeller vil turbinleverandøren også presentere ytelseskurven for en turbin som funksjon av lufttemperaturen (fig. 11.3). Den heltrukne linjen viser ytelsen ved normal drift. Vi legger merke til at ved å senke lufttemperaturen, vil turbinytelsen øke inntil en største verdi. Til venstre for dette knekkpunkt avtar ytelsen. En slik ytelseskurve er basert på en bestemt levetid for de mest varmebelastede komponenter i maskinen. Dette gjelder for eksempel deler av brennkammer, dyser og rotorskovler, som kan være dimensjonert for en levetid på 25 000 driftstimer. Ved å øke temperaturnivået i maskinen, kan turbinens ytelse økes. Dette er vist som en stiplet linje. I dette tilfelle kan levetiden være satt til 2 500 timer.

Lufttemperatur

Fig. 11.3 Turbinytelse avhengig av lufttemperatur.

-212 -

11.2.2 Faktorer som påvirker turbinytelsen

Gassturbinens ytelse angis vanligvis i henhold tiriSO-standarden, som tilsvarer lufttryk­ ket ved havnivå og lufttemperatur +15°C. Trykktapene ved inn- og utløp av turbinen er satt lik null. De faktorer som først og fremst påvirker turbinens prestasjon er: a) Kompressorens innløpstrykk. Ved å plassere filter, lyddemper og inntakskanal foran turbin vil luftstrømmen ut­ settes for ekstra strømningstap. Disse tap ligger gjerne i underkant av 150 mm VS (vannsøyle). Trykktapet ved innløp medfører lavere totaltrykk inn på kompressor, og turbinens akseleffekt reduseres. Dette skyldes to forhold: — Luftstrømmen reduseres. — Kompressorens utløpstrykk avtar, og trykkfallet over turbin blir mindre. Dette går utover turbineffekten.

b) Turbinens utløpstrykk.

I ekshaustkanalen mellom turbin og atmosfære kan det være plassert utstyr som lyd­ demper og varmegjenvinningsenhet (varmeveksler). Det bidrar til å bygge opp et mottrykk i utløp av turbin. Differansen mellom dette trykk og barometertrykket kalles vanligvis for trykktapet ved utløp. Turbinens trykk­ forhold reduseres, og noe av akseleffekten går tapt. Innflytelsen av trykktapet ved inn- og utløp av turbinenheten på avgitt effekt er an­ tydet på fig. 11.4. Kurvene må anses som typiske, og gir størrelsesorden av effekttapet. Vi ser iallfall at tapet ved innløp har mest å si på effekten.

Fig. 11.4 Innflytelsen av trykktap på akseleffekten. c) Høyde over havet. Når høyden over havet øker, avtar barometertrykket. Luftas tetthet reduseres, og luftstrømmen inn på kompressor blir mindre. I en høyde av 1000 m over havet ligger effektreduksjonen på ca. 10%. Prosentverdien må kun betraktes som indikativ.

d) Kompressorens innløpstemperatur. Lufttemperaturen inn på kompressor har betydelig innflytelse på turbinens ytelse. Dette henger sammen med at luftas tetthet forandres. Som et grovt holdepunkt kan nevnes at ved å senke lufttemperaturen 1°C, vil turbineffekten øke ca. 1%. Dette gjelder inntil en viss grenseverdi, som er avhengig av turbinutførelsen. Ved å under­ skride denne temperatur vil effekten avta.

-213-

e) Degradering. Gassturbinens ytelse vil normalt reduseres noe over tid. Årsaken kan være permanent skade på grunn av erosjon og korrosjon eller midlertidig reduksjon av ytelsen forårsaket

av begroing (på engelsk: fouling). Erosjon forårsakes av harde partikler som sand og støv. Disse treffer kompressorskovlene og fører til mekaniske skader av materialet. Størrelsen av skadene er avhengig av partiklenes kinetiske energi, antall partikler pr. tidsenhet, støtvinkel i forhold til overflate og mekaniske egenskaper til både partikkel og kompressorblad. Partikler mindre enn 10 pm forårsaker ikke erosjon. Erosjon forringer kompresorens hydrauliske ytelse, sam­ tidig som skovlenes tykkelse reduseres. Det siste forhold fører til økte spenninger, og øker faren for at skovlen brekker. Korrosjon forårsakes av fuktige saltpartikler, syrer og andre skadelige stoffer. Det opp­ står korrosjon i kompressoren, og turbinskovlene utsettes for såkalt "pitting”. Skovlenes ruhet vokser, som igjen fører til at gassturbinens ytelse reduseres. Skovlenes levetid kan økes ved å påføre overflaten et tynt og sterkt mekanisk beskyttende belegg (på

engelsk: coating). Begroing oppstår ved at ulike substanser som oljedamp, sjøsalter, bore- og sementstøv og lignende forurensninger i lufta kleber seg på strømningskanalenes overflate. Størst erfaringsgrunnlag har man for aksialkompressorer i gassturbinanlegg. Beleggdannelsen kan føre til at kjølehull i dyser og skovler tettes igjen, strømningsarealer reduseres, friksjonsmotstanden i maskinen vokser, og resultatet blir tap av akseleffekt. På grunn av sentrifugalvirkningen er rotorkanalene oftest mindre utsatt enn de statiske komponenter. For flertrinns kompressorer vil små ytelsesendringer i de første trinn påvirke totalytelsen mer enn tilsvarende endringer i de siste trinn. Avhengig av type urenheter kan det også i høye temperaturområder av maskinen finne sted en koksdannelse. Over en driftsperiode på 20 000 timer er det ikke uvanlig at gassturbinens ytelse reduseres med 3-7%.Ytelsen kan imidlertid forbedres ved å rengjøre maskinen. Dette skjer gjerne ved å vaske maskinen med vann tilsatt rensemiddel med jevne mellomrom. Som eksempel kan nevnes at de marine gassturbiner ofte blir vasket hver dag, eller hver gang fartøyet ligger i havn. For turbiner offshore skjer dette etter 3-5 uker. Det er vanskelig å forhindre en degradering av gassturbinens ytelse. Den kan mins­ kes ved god filtrering av innløpslufta. Brennstoffets kvalitet har også betydning for turbinens ytelse over tid. Begroing kan ikke unngås ved filtrering, men perioden mellom hver rengjøring kan økes.

11.2.3 Utslipp og støy fra gassturbiner Et gassturbinanlegg omformer energi fra gass eller flytende brensel til mekanisk eller elektrisk energi. Eksosgassen og støyen fra anlegget vil påvirke det omkringliggende miljø. Det er fra myndighetenes side fastsatt visse krav til utslipp og støy for å verne våre omgiv­

elser.

De viktigste luftforurensninger er:

-

svoveldioksider nitrogenoksider uforbrente rester bestående av CO og visse hydrokarboner tungmetaller

-214-

De fleste stoffer som slippes ut i atmosfæren, vil på et eller annet tidspunkt falle bakken. Dette kan skje ved nedbør. Konsentrasjonen av et forurensende stoff i lufta angis vanligvis som mikrogram m3 luft, milligram (mg) pr m3 luft eller som m3 pr. million m3 luft (ppm). Størrelsene tilsvarer henholdsvis 10’6 og 10'3. Tallene gjelder da som gjennomsnittsverdier i tidsperiode.

ned på

(pg) pr. p og m en viss

Miljøpåvirkningene av svoveldioksid-utslippene kan inndeles i to typer. En direkte virk­ ning av SO2 vil være sviskader på vegetasjon og korrosjon av materialer, mens virkningen indirekte er forurensning av jordsmonn og vann. I Norge skal konsentrasjonen av SO2 ved bakken ikke overskride 400 pg/m3 pr. time. Gassturbiner som brenner olje vil vanligvis ope­ rere med konsentrasjoner på et par hundre mg/m3. For å imøtekomme de fastsatte krav må et gassturbinanlegg bygges med skorstein.

Når hydrokarboner forbrennes, vil det alltid dannes visse mengder av nitrøse gasser NOX. Andelen av disse gasser øker med forbrenningstemperaturen og tiden. Brennstofftypen er også avgjørende. Sammenlignet med andre varmetekniske prosesser er gassturbinprosessen gunstig med hensyn til NOx-utslippet. Nitrogenoksider kan gi sviskader på vegetasjonen på samme måte som svoveloksider, men plantene tåler høyere konsentra­ sjon av NOX enn av SO2. I engelsk litteratur brukes vanligvis betegnelsen ppm for å angi konsentrasjonen av NOX, mens man i tyskspråklige land foretrekker mg/m3. Normalt oppgis NOx-utslippet for tørr gass ved 15% O2-innhold. Ved en annen gasstilstand må verdien korrigeres. For en typisk naturgass-sammensetning har vi følgende sammenheng mellom benevningene:

1 mg/MJ = 0,85 mg/m3 = 1,75 ppm Eksempel:

100 ppm NOX = 205 mg NOx/m3 tørr avgass = 175 mg NOX/MJ tilført brensel

I moderne gassturbiner med konvensjonelle brennkammer ligger NOx-utslippet for natur­ gass mellom 67-240 ppm. Det tilsvarende utslipp av CO er betydelig lavere og varierer mel­ lom 7-96 ppm. Disse data er basert på i alt 18 forskjellige tunge og lette industriturbiner i effektområdet 3-85 MW.

NOx-utslippet fra gassturbiner er et miljøproblem som får stadig større oppmerksomhet. Flere land har satt begrensninger, og delstaten California har i dag de strengeste krav på 9 ppm. Nederland har en grense på 77 ppm, som foreløpig er Europas strengeste krav. Videre skal nevnes at særlig USA ser ut til å være opptatt av CO-utslippet. Det forventes at andre land følger etter. Tendensen i mange av industrilandene synes å gå mot stadig strengere krav, samtidig som det brukes betydelige forskningsressurser for å utvikle nye og forbedrede NOx-reduserende metoder. I Norge har vi i dag ingen gjeldende grenseverdi. Myndighetene fastsetter imidlertid i hvert enkelt tilfelle begrensninger ved bygging av nye anlegg. I forbindelse med diskusjo­ nen om bygging av gasskraftverk har man nevnt mulige krav på 25 ppm i røykgassen. Det finnes i dag tre ulike metoder for å minske NOx-utslippet fra en gassturbin:

- Damp- eller vanninjeksjon i brennkammer - Lav-NOx brennkammer - Katalytisk avgassrensing (SCR-metoden)

-215-

Ved å injisere damp eller vann i brennkammeret senkes flammetemperaturen og der­ med også dannelsen av NOX. Samtidig øker massestrømmen gjennom turbinen, og aksel­ effekten blir større. En NOx-reduksjon på inntil 80% og en hevning av effekten på 5-10% er ikke uvanlig. Som en tommelfingerregel kan vi anta at det trenges omtrent 50% mer damp enn vann for å oppnå samme NOx-minskning. Ved vanninnsprøytning senkes den termiske virkningsgrad med et par prosentenheter, mens en tilsvarende økning kan være tilfelle ved dampinjeksjon. Forutsetningen for å høyne virkningsgraden er at dampen genereres ved hjelp av avgassvarmen fra turbinen. I et lav-NOxbrennkammer ønsker man en forblanding av luft og brennstoff, og forbren­ ning skjer med en “mager" blanding, dvs. stort luftoverskudd og dermed lavere forbren­ ningstemperatur. Brennkammeret kan bestå av mange små brennere. Dette gir kortere flammelengde og reduserer gassens oppholdstid i høytemperatursonen. Det er mulig å

oppnå NOx-nivå på 25-60 ppm. De store turbinleverandører har satt i gang utviklingsprogrammet med klare målsetning­ er. Man tar sikte på å nå et nivå på 25 ppm både for NOX og CO innen midten av 90-årene. Lav-NOx brennere blir av produsentene beskrevet som fremtidens løsning, og kan for­ holdsvis enkelt installeres i eksisterende utstyr. Den tredje reduksjonsmetode er katalytisk avgassrensing (på engelsk: Selective Catalytic Reduction). Prosessen skjer ved å la NOX reagere med ammoniakk NH3 i en katalytisk reaksjon. Det dannes nitrogen og vann. Katalysatoren er oppbygd som et stort filter med eksempelvis bikubestruktur, som installeres i avgasskanalen. De katalysatorer som finnes i dag arbeider med temperaturer på omkring 300-400°C. Mange gassturbiner har en høyere avgasstemperatur, og temperaturen må senkes før det er mulig å bruke katalysatoren. Metoden passer derfor ikke for rene gassturbinanlegg, men egner seg best for kombinerte anlegg med varmegjenvinning eller dampturbin etter gassturbinen. Metoden har så langt hatt størst anvendelse i USA og Japan. Med den såkalte SCR-metoden kan man komme ned i størrelsesorden 5-20 ppm. På grunn av større trykktap i eksoskanalen blir anleggets

virkningsgrad 0,5-1% lavere. Anleggskostnadene er betydelige. I de siste par årene har også karbondioksid CO2 fått sterk fokusering. Det antas at den­ ne gassen gir det største bidrag til den såkalte drivhuseffekten, slik at klimaendringer opp­ står. Norske myndigheter har satt som foreløpig mål å stabilisere CO2-utslippene på 1989nivå innen år 2000. Som en følge av dette, er det vedtatt en karbonskatt for virksomheten offshore. Ved brenning av naturgass skal det betales en CO2-avgift på NOK 0,80 pr. m3. Eksempel 2.3 viser at de årlige utgifter for en turbin på 17 MW tilsvarer vel NOK 33 millio­ ner. Ut fra dette forhold er det viktig å velge turbiner med høy virkningsgrad. Den mest synlige form for luftforurensning er røyk/sot. Røyk oppstår ved en sammen­ smelting av hydrokarbonpartikler. Disse partikler dannes ved ufullstendig forbrenning av hydrokarboner i brennstoffet. For å angi mengden av sot i røykgassen er det vanlig å bruke Bacharach-tallet. Grensen for synlig røyk er 3,75 på denne skalaen. Gassturbiner vil nor­

malt ha et røyktall bedre enn 3.

- 216 -

Alle typer av strømningsmaskiner vil forårsake støy. Lyd-/støykarakteristikkene kan være noe forskjellige. Støynivået males som kjent i desibel, dvs. dB(A). For gassturbiner kan man vente verdier over 100 dB(A). Dette overskrider hva som normalt er tillatt. I nærheten av boligbebyggelse kan kravet til støynivå settes så lavt som 45 dB(A). Med de hjelpemidler man har til rådighet idag er det mulig å dempe alle typer støy. Støydemping er ikke et teknisk problem, men det er mer et spørsmål om kostnader. 11.3

Drift av kompressorer

11.3.1

Kompressorkarakteristikker

En kompressor har som oppgave å transportere en gass, samt skaffe til veie et nød­ vendig arbeidstrykk. For å kunne bedømme om den valgte kompressoren kan utføre jobben i det aktuelle anlegg, må vi kjenne dens karakteristikk/prestasjonskurve. Fig. 11.5 viser skjematisk en sammenligning av karakteristikkene for aksial-, radial- og stempelkompressor.

m

Fig. 11.5 Forskjellige typer av kompressorkarakteristikker. Stempelkompressoren har den steileste karakteristikk, mens radialkompressoren har den flateste kurve. Aksialkompressoren faller imellom disse to. For radialkompressoren vil en liten trykkforandring gi stor endring av kapasiteten. En bratt karakteristikk er gunstig dersom kompressoren skal arbeide i parallelldrift med andre kompressorer. Driftspunktet kan holdes forholdsvis stabilt. Det er flere måter å presentere kompressorkarakteristikken. Lign. 11.3 representerer en måte.

En annen mulighet er å korrigere alle trykk- og temperaturer i forhold til en fast refe­ ransetilstand og så tegne de respektive kurver. Atmosfærisk trykk (1,013 bar) og 15°Cer mye brukt.

Ved å velge denne metode får vi at trykkforholdet:

P2 Pi

(11.4)

- 217 -

Her er:

korrigert (redusert) massestrøm

korrigert (redusert) omløpstall

6 = —1— 1,013

=

dimensjonsløst trykkforhold

0 = —5288

=

dimensjonsløst temperaturforhold

Et komplett diagram for en kompressors prestasjon er vist på fig. 11.6. Trykkstig­ ningen og virkningsgraden er presentert som funksjon av korrigert massestrøm og turtall. Venstre del av diagrammet har en grenselinje som kalles pumpegrensen. Denne repre­ senterer grenselinjen mellom stasjonær og ikke-stasjonær driftstilstand. Kompressoren bør arbeide på den høyre side av linjen. En tredje måte er å avsette adiabatisk eller polytropisk løftehøyde langs ordinataksen og volumstrømmen inn på kompressor langs abscisseaksen. Denne framstillingsmåte foretrekkes av mange kompressorleverandører.

Fig. 11.6 Typisk karakteristikk for en aksialkompressor. Koter for konstant omløpstall er angitt som %-verdier. 11.3.2

Systemkarakteristikker

For at vi skal kunne fastlegge driftspunktet for en kompressor, må vi kjenne systemkarakteristikken/anleggskarakteristikken. I det punkt hvor denne skjærer kompressor-

karakterististikken, ligger det aktuelle driftspunkt for anlegget. Fig. 11.7 viser en kompressorkarakteristikk for et gitt omløpstall. På samme figur er plottet tre forskjellige typer av systemkarakteristikker.

- 218 -

Fig. ] 1.7 Systemkarakteristikker. Vi har det samme arbeidspunkt A i alle tre alternativer. For de tre systemkurver må kom­

pressoren arbeide mot: (1)

A-B:

et konstant trykk i anlegget. Det forutsetter et anlegg med kort rørlengde og små friksjonstap.

(2)

A-C:

et konstant trykk i anlegget hvor friksjonstapet i rørledningen må over­ vinnes.

(3)

A-D:

et system hvor friksjonstapet er det dominerende. Et eksempel er en lang rørledning som transporterer naturgass.

Systemkurve (2) forekommer oftest. Ingen av systemkurvene faller overens med kompressorkarakteristikken. For å kunne forskyve kompressorens arbeidspunkt må kompressorens massestrøm og/eller trykk kunne reguleres. Det skal understrekes at ved valg av reguleringsmetode er det uhyre viktig at systemkurvens form og beliggenhet er kjent på forhånd.

11.3.3

Faktorer som påvirker kompressorkarakteristikken

Ved et gitt omløpstall og volumstrøm vil kompressoren prestere en bestemt løfte­ høyde. Trykket ved utløp vil imidlertid være avhengig av gassens egenskaper og til­ stand ved innløp. Vi skal forsøke å illustrere dette nærmere. Fig. 11.8 viser hvordan karakteristikkene for trykk og effekt for en radialkompressor endres når driftsbetingelsene ved innløp forandres. Kompressoren arbeider med konstant turtall. For oversiktens skyld er resultatene også summert i tabell 11.1. Sammenligningen er gjort ved 100% volumstrøm.

- 219 -

Fig. 1 1.8 Kompressorkarakteristikken ved forskjellig gasstilstand.

Kurve A B C D E

Pi (bar) 1,0 0,83 1,0 1,0 1,0

t!(°C)

M

K.

38 38 38 5 38

29 29 29 29 40

1,4 1,4

1,1 1,4 1,4

P2(%) 100 83 102 106 118

P(%) 100 83 100 112 138

Tabell 11.1 Innflytelse av gasstilstand på utløpstrykk og effektbehov. Kurvene og tabellverdiene er egentlig selvforklarende. Den nysgjerrige og ivrige leser bør selv undersøke om de tabellerte verdier stemmer med tidligere ligninger. Hva med effekten? Vi forutsetter uforandret virkningsgrad. 11.3.4 Pumpe-og choke-grense

I forbindelse med turbokompressorer opptrer en ustabil strømningstilstand som kalles pumping. Dette skjer når levert volumstrøm reduseres under en viss grense - den såkalte pumpegrensen (fig. 11.9) . På engelsk kaller vi denne grensen for surge-linjen. Pumpingen kan foregå noenlunde dempet, men skjer som oftest med støt og vibrasjoner til følge som igjen kan medføre skader på maskinen. La oss anta at kompressoren arbeider i pkt. A. Pkt. B tilsvarer det driftspunkt hvor pumping inntreffer. Når mottrykket i trykkledningen øker, reduseres gassleveringen, og driftspunktet A forskyves mot venstre langs karakteristikken. Dersom driftspunktet i et øyeblikk ligger til venstre for B, arbeider kompressoren plutselig mot et trykk større enn kompressortrykket, hvilket fører til tilbakestrømning fra trykkledningen. I neste omgang reduseres så mottrykket på grunn av mindre levering til forbrukerstedet, og kompressoren

- 220 -

begynner å arbeide normalt igjen, hvorpå pumping på nytt inntrer. Ved radialkompressorer kan pumpingen som regel bringes til opphør ved at levert volumstrøm økes noe, mens aksialkompressorer ikke så lett bringes ut av pumping. Mottrykket må gjerne reduseres sterkt, eller maskinen må stoppes og startes på nytt. Det er også vanlig å operere med en såkalt choke-grense. Denne betegnes som det punkt på karakteristikken som begrenser maksimal volumstrøm. I vårt tilfelle tilsvarer det pkt. C. Tapene i kompressoren øker sterkt med voksende volumstrøm. Choke defineres derfor ofte ut fra den laveste virkningsgrad som kan aksepteres. Ved kompresjon av tunge gasser og/eller ved høye Mach-tall kan det imidlertid være sjokkbølger og overlydseffekter som begrenser volumstrømmen. For naturgasskompressorer vil høyre side av karakteristikken sjelden være begrensende. Derimot kan mekaniske belastninger på lager være avgjørende.

Fig. 11.9 Typisk kompressorkarakteristikk med pumpe- og choke-grense.

11.3.5 Roterende stall Et annet viktig fenomen som kan gi ustabile driftsforhold for en turbokompressor, er det vi kaller roterende stall. Dersom volumstrømmen i en kompressor reduseres tilstrekkelig, vil løpeskovlene bli utsatt for stall. Det er sannsynlig av avløsningen først vil starte fra den konvekse siden av en bestemt løpeskovl. Denne stalling-prosessen vil så påvirke naboskovlene som i neste omgang vil bli gjenstand for avløsning, fig. 11.10. Prosessen fortsetter for de påfølgende løpeskovler.

Fig. 11.10 Utviklingen av roterende stall.

a) Stall-celle

b) Ny stall-celle

Stall-cellen vil bevege seg i motsatt retning av skovlens rotasjonsretning. Cellens hastighet vil være ca. halvparten av rotasjonhastigheten. I mange tilfelle kan det på samme skovlrad

opptre flere slike stall-celler samtidig. Fenomenet resulterer i aerodynamisk pålasting/avlasting av skovlene. Denne vekslende belastning bør ikke falle sammen med egenfrekvensen for den enkelte skovl. Resultatet kan bli utmatningsbrudd av skovler.

- 221 -

11.3.6

Affinitetslover

I Bind 1 [8] behandlet vi lover som gjelder for likedannet strømningstilstand i ma­ skiner. For at to strømningstilstander skal kunne betraktes som like, må visse likedannethetslover være oppfylt. Kinematisk likedannet strømning har vi når formen på hastighetsdiagrammene er den samme for de to strømningstilstander. Det betyr eksempelvis at hastighetsforholdet

c —= konstant u

(11.5)

Strømningen er videre dynamisk likedannet når de korresponderende reduserte hastig­ heter er like store. Dette medfører bl.a. at

~k~ = konstant

u

(11.6)

Disse lover kan benyttes til å vise hvordan en turtallsendring påvirker kompressorkarak­ teristikken. Vi betrakter en kompressor som arbeider med et omløpstall nlf volumstrøm 0^ og løftehøyde HP Omløpstallet endres til n2. Fra lign. 11.5 kan vi lett finne at den nye volumstrømmen:

Q2 - Qi •

(11.7)

Lign. 11.6 gir tilsvarende den nye løftehøyden:

n2 2 H22 = Hi • (— ) ni

(11.8)

De to siste ligninger er i litteraturen kalt affinitetslovene. Dersom vi kjenner kompressorkarakteristikken for et turtall, kan vi ved hjelp av disse lover fastlegge kompressorkarakteristikkene ved andre turtall. Ligningene må imidlertid brukes med en viss forsiktighet. Ved utledning av lovene er det forutsatt at virknings­ graden er konstant. 11.3.7

Oppstarting av aksialkompressor

Å starte en flertrinns høytrykks aksialkompressor kan medføre problemer. I beste driftstilstand vil trykkstigningen over en slik maskin gi en betydelig endring av arbeidsmediets tetthet fra innløp til utløp. Vanlig praksis er å bygge kompressorrotoren med gradvis kortere skovler sett i hovedstrømmens retning. Idet man starter kompressoren, er tetthetsforholdet lik en og forblir lavt helt til kompressoren arbeider normalt. På den

- 222 -

annen side kan kompressoren ikke arbeide normalt før tetthetsforholdet over maskinen er nær det som er forutsatt i beste driftstilstand. Følgelig må det tas visse forholdsregler ved oppstarting av slike kompressorer. La oss ta for oss det tilfelle at kompressorrotor arbeider med et omløpstall svarende til beste driftstilstand, men med et tetthetsforhold lavere enn design-verdi. Dersom aksialhastigheten (meridianhastigheten cz) i de første kompressortrinn skal være riktig, må massestrømmen korrespondere med den som tilsvarer optimalt driftspunkt. Derimot vil aksialhastigheten i de siste trinn være altfor høy. I motsatt tilfelle, dersom man ønsker riktig aksialhastighet i de siste kompressortrinn, må gass-strømmen reduseres. Dette gir lavere aksialhastighet i de første trinn. Den virkelige driftstilstand vil ligge et sted imellom, med en lav aksialhastighet i første trinn og en høy aksialhastighet i siste trinn. Fig. 11.11 viser skjematisk hastighetsdiagrammene i første og siste trinn av kompres­ soren ved oppstarting og ved beste driftstilstand. Ved opptegningen er det antatt at strømvinklene ved utløp av lede- og løpeskovler er konstant og uavhengig av driftstilstanden. For første trinns vedkommende ser vi at ved å redusere c2 -hastigheten vil innfallsvinkelen både for lede- og løpeskovler øke. For siste trinn derimot vil innfallsvinkelen avta.

Fig. 11.11 Hastighetsdiagrammer for en aksialkompressor ved design og oppstarting. Av betraktningene så langt kan vi fastslå at ved oppstarting av en flertrinns kompressor vil første trinn kunne overbelastes slik at skovlkanalene utsettes for stall. Dette hindrer en rask oppbygning av trykket. Flere løsninger er mulig for å unngå disse problemer. Å forandre kompressorens turtall er til liten hjelp idet det kreves motsatte turtallsendringer i første og siste trinn. Den enkleste måte for å hjelpe oppstartingen er å plassere en utblåsningsventil i midtre del av kompressoren, slik at en del av innsugd gassmengde ledes forbi andre halvdel av kompressor. Et slikt arrangement er ofte benyttet. På denne måte oppnås en reduksjon av aksialhastigheten i de siste kompressortrinn, og disse trinn vil følgelig kunne avgi et større arbeid. Denne løsning innebærer at maskinen midlertidig arbeider som to lavtrykks kompressorer koplet i serie med forskjellig massestrøm mellom disse. En annen måte er å dele opp kompressoren i to mekanisk uavhengige enheter. Gassturbinaggregatet består da av en lavtrykks kompressor som drives av en lavtrykks turbin, og en høytrykks kompressor som drives av en høytrykks turbin. De to akslene er montert koaksialt og roterer normalt med forskjellig omløpstall. En slik maskin vil ha et forholds­ vis stort driftsområde både med hensyn til turtall og kompresjonsforhold. En såkalt to-akslet gassgenerator som arbeider etter dette prinsipp er vist på fig. 12.15. En tredje måte å løse problemet på er å gjøre ledeskovlene mekanisk vridbare slik at

- 223 -

skovlvinklene kan endres avhengig av driftstilstanden. Derved oppnår man at faren for stall minsker, og maskinen vil også arbeide med en høyere virkningsgrad samtidig som kompresjonsforholdet forbedres. En kombinasjon av de angitte metoder er også benyttet.

11.4.

Regulering av strømningsmaskiner

11.4.1

Dampturbiner

En turbins akseleffekt er bestemt av: — massestrømmen — entalpifal let — virkningsgraden Sammenhengen framgår av lign. 5.64. En regulering av turbinens ytelse vil kunne oppnås ved å endre massestrømmen gjennom turbinen eller entalpifallet over turbinen. En forandring av begge parametre er også mulig. Virkningsgraden derimot vil for en gitt turbin være en direkte følge av disse størrelser. Ved belastningsendringer kan man prinsipielt skille mellom to ulike metoder for re­ gulering av dampmengden til turbin,nemlig struperegulering og dyseregulering. En kom­ binasjon av disse er også mulig. Den første reguleringsmetode er den enkleste. Ved hjelp av en ventil strupes dampstrømmen inn på turbin, fig. 11.12 a.

Fig. 11.12 Struperegulering av dampturbin. a) Ventilarrangement b) Arbeidsprosess i hS-diagram. (1) Hovedventil (2) Strupeventil. Damptrykket over strupeventil (2) reduseres fra p0 til pP Samtidig blir åpningstverrsnittet i ventilen mindre, og dampstrømmen inn på turbin reduseres. Arbeidsprosessen er skjematisk antydet i hS-diagram på fig. 11.12 b. Friskdampens til­ stand over ventil endres fra (A) til © Ekspansjonen i turbin skjer fra ® til ® ved full-last. Ved dellast er ekspansjonsforløpet fra © til ©.

- 224 -

Det virkelige entalpifall over turbin blir mindre ved struperegulering. Entalpitapet til­ svarer forskjellen mellom slutt-tilstandene (5) og (B) . Dette resulterer i en tilsvarende

minskning av virkningsgraden. Turbinen er også utstyrt med en hurtiglukkende sikkerhetsventil (1). I tilfelle turtallet overskrider en maksimal tillatt verdi eller smøreoljetilførselen forsvinner, vil denne ventilen lukke momentant. Ved dyseregulering benyttes flere mindre ventiler, fig. 11.13 a. Hver ventil står i for­ bindelse med en gruppe av dyser. Disse ventiler åpnes gradvis en etter en etter hvert som belastningen øker, som vist på fig. 11.13 b.

Ytelse——

Fig. 11.13 Dyseregulering av dampturbin. a) Ventilarrangement b) Ventilåpning avhengig av belastning. (1) Hovedventil (I), (II), (III), (IV) Dysegruppeventiler Sammenlignet med struperegulering blir det utnyttete varmefall over turbin større, og den indre virkningsgrad blir høyere ved redusert turbinbelastning. Av den grunn vil man for større turbiner foretrekke dyseregulering. I noen tilfelle kan det ved reguleringen være ønskelig å holde friskdamptemperaturen konstant. Temperaturvariasjoner fører til varmespenninger i turbinkomponenter, som igjen kan gi uheldige resultater. Ved å regulere trykket i dampkjelen kan damptemperaturen inn på turbin holdes konstant, såkalt glidetrykksregulering. Ventilene foran turbin er normalt fullt åpne. 11.4.2

Gassturbiner

Den enkleste måten å regulere akseleffekten for en gassturbin på er å forandre brennstofftilførselen. Ofte vil det være ønskelig eller nødvendig å gjennomføre andre reguler­ ingstiltak for å: — — — —

unngå pumping av kompressoren ved del last forbedre virkningsgraden ved dellast akselerere/retardere reguleringsforløpet unngå overoppheting av turbinkomponenter ved hurtig lastendring.

For kompressor er det særlig aktuelt med avtapping av gass fra mellomtrinnene eller bruk av vridbare ledeskovler. Selve turbinen kan også være utstyrt med dreibare ledeskovler. Vi skal som det eneste eksempel se på virkemåten av en hydraulisk-mekanisk regulator for brennstofftilførselen, fig. 11.14.

- 225 -

Fig. 11.14 Regulator for en en-akslet gassturbin. Regulatoren anvendes for en-akslete maskiner. Gassturbinen driver en el-generator som skal gå med konstant turtall. Regulatoren arbeider som følger. Vi antar en plutselig reduksjon av belastningen på generatoren. Turtallet stiger som følge av effektoverskuddet. Sentrifugalpendelen (1) vil heve venstre del av armen (2). Derved åpner styresleiden (3) for oljetilførsel inn på øvre del av servomotorstempel (4). Venstre del av armen (5) forskyves nedover, og brennstofftilførselen reduseres. Styresleiden (3)

føres tilbake da høyre del av armen (2) beveger seg nedover. Etter hvert vil olje strømme fra overside av stempel (6) gjennom strupeventil (7) til underside av samme stempel. Fjæren (8) vil så føre armen (2) tilbake i opprinnelig posi­ sjon. Regulatoren er i stabil likevekt når styresleiden (3) og fjæren (8) er i nøytral stilling. Det betyr at omløpstallet har innstilt seg på riktig verdi. Regulatoren er utstyrt med en hurtiglukkende ventil (9). Under drift står ventilen under konstant trykk gjennom ledning (10), og høyre del av armen (5) holdes i fast posisjon. I de tilfelle at enten turtallet/ temperaturen overskrider en maksimal tillatt verdi eller smøreoljetilførselen svikter, vil

ventiltrykket (10) avlastes. Ventilen lukker, og brennstofftilførselen sperres. Ved en turtallsreduksjon skjer det omvendte av det skisserte arbeidsforløp. Den viste reguleringsinnretning er enkel i oppbygningen, men den har mangler. I noen tilfelle kan det være fordelaktig å kjøre maskinen med en konstant gasstemperatur inn på turbin. Dette er ikke mulig med denne type av regulator.

11.4.3

Kompressorer

Den volumstrømmen som en kompressor leverer, er bestemt av skjæringspunktet mellom kompressor- og systemkarakteristikk. I mange prosess-sammenhenger kreves det at kompressoren skal arbeide med volumstrømmer som avviker fra design-verdi. Kompres­ soren må derfor kunne reguleres. Ulike metoder er brukt.

Struping ved kompressorutløp Reguleringsprosessen er vist på fig. 11.15. Vi skal forklare den nærmere.

- 226 -

Fig. 11.15 Struping ved kompressorutløp. a )Kompressorkarakteristikk. b) Struperegulering i hS-diagram. For et fast omløpstall har kompressoren en karakteristikk (K). Systemkarakteristikken er merket (S). Kompressoren arbeider i driftspunkt (A) med massestrøm rhA> Det antas at prosessen krever en mindre massestrøm, dvs. rhB < rhA. Ved å strupe på utløp av kompressor øker tapene i rørsystemet. Det nye driftspunktet blir (B). Reguleringsmetoden er effektkrevende idet trykkdifferansen pB — pg går tcpt. Metoden er særlig benyttet ved testing av kompressorkarakteristikken.

Struping ved kompressorinnløp Det nye driftspunktet gitt ved trykket Pg og massestrøm rhg kan også oppnås ved struping på innløp av kompressoren (Fig. 11.16). Tilstandsendringen over strupeventil skjer fra (1) til (x) med en tilsvarende trykk­ endring fra Pj til px.

Fig. 11.16 Struping ved kompressorinnløp. Arbeidsforløp i hS-diagram. Massestrømmen avtar som følge av dette, og gassens tetthet vil reduseres over strupeventil. Kompressoren vil av den grunn føle en større volumstrøm enn den som går inn på ventil. Dette gir en bedre surge-margin for kompressoren. Sammenlignet med struping pa trykksiden av kompressoren er denne reguleringsmetoden gunstig effektmessig.

- 227 -

Metoden er hyppig benyttet. Det skal imidlertid tilføyes at struperegulering er mindre aktuell ved steil kompressorkarakteristikk. Særlig gjelder dette aksialkompressorer.

Omløpstallregulering Kompressorkarakteristikken er bestemt av omløpstallet, som antydet på fig. 11.6. Ved å forandre kompressorens turtall vil driftspunktet kunne forflyttes. Dette innebærer en endring av både trykk og volumstrøm. For å oppnå dette må drivenheten ha regulerbart omløpstall. Ved damp- og gassturbindrift er dette mulig. I slike tilfelle oppnår man høy virkningsgrad over et stort reguleringsområde. Dersom man velger elektromotor med fast turtall, vil det kunne brukes hydraulisk kopling mellom motor og kompressor. Omløpstallet kan derved reguleres, men virkningsgraden blir lav.

Regulering ved vridbare skovler

Ledeskovlene i en kompressor kan gjøres vridbare. Ved å gjøre dette vil man kunne på­ tvinge gass-strømmen en medrotasjon inn på løpehjul. Kompressorens løftehøyde og der­ ved trykkforhold reduseres som følge av dette, fig. 11.17. Når skovlene dreies, endres også strømningsarealene mellom skovlkanalene. Det gir endret volumstrøm. Metoden brukes fortrinnsvis for aksialkompressorer. For slike kompressorer er det også mulig å anvende dreibare løpeskovler. På grunn av konstruktive problemer vil dette være mest aktuelt for en-trinns maskiner.

Fig. 11.17 Innflytelsen av medrotasjon på kompressorkarakteristikken. Regulering ved avblåsning/resirkulering En turbokompressor må kunne arbeide med gassleveringer som er mindre enn det som

svarer til pumpegrensen. La oss ta for oss et eksempel hvor kompressoren arbeider mot et konstant systemtrykk, fig. 11.18. I design-punktet (A) leverer kompressoren en massestrøm rhA. Dersom prosessen krever en massestrøm m q, kan kompressoren ikke arbeide i pkt. C. Dette punkt ligger utenfor det stabile driftsområde. Driftspunktet (B) med levering m g representerer grensen før pumping inntreffer. For å oppnå dette driftspunkt må

turtallet reduseres fra nj til n2. Ved å kjøre i dette punkt samtidig med å blåse av gass­ mengden rhg — mg, vil systemet motta massestrømmen mg. (Fig. 11.19 a). Av forskjel­ lige årsaker vil man legge driftspunktet (B) ved ca. 5% høyere massestrøm.

- 228 -

Fig. 11.18 Kompressor som arbeider mot et konstant systemtrykk.

Fig. 11.19 Regulering av kompressor for gassleveringer mindre enn det som tilsvarer pumpegrensen. a) Avblåsing b) Resirkulering

Det andre alternativ er å resirkulere gassen tilbake til sugeledningen. (Fig. 11.19 b). Den komprimerte gassen har høyere temperatur enn gassen ved kompressorinnløp og må der­ for kjøles. For å bedre driftsøkonomien kan det settes inn en gjenvinningsturbin i returledningen. I begge tilfelle oppstår et direkte effekttap.

Sammenligning av reguleringsmetoder Fig. 11.20 viser hvordan effektbehovet endres avhengig av de ulike reguleringsmetoder. Skalaene er angitt i prosent av designverdi. I denne sammenligningen antar vi at kompres­ soren arbeider i et anlegg med konstant trykk, og hvor friksjonstapet i rørsystemet må over­ vinnes. Jevnfør systemkarakteristikk A-D i fig. 11.7. Vi ser som ventet at regulering av omløpstallet er mest økonomisk, mens resirkulering kun kan benyttes for et begrenset drifts­ område.

Fig. 11.20 Effekt be hov ved ulike reguleringsmetoder. (1) Resirkulering (2) Struping ved utløp (3) Struping ved innløp (4) Omløpstallregulering

- 229 -

11.5 11.5.1

Off-design drift av gassturbiner Beregning av driftspunkt

Konstruktøren av et gassturbinaggregat vil forsøke å tilpasse driftstilstanden slik at

de enkelte komponenter så langt det er mulig arbeider med best virkningsgrad. Ytelsesdata for de individuelle komponenter kan beregnes på grunnlag av tidligere erfar­ inger eller fås fra virkelige målinger. Når komponentene er koplet sammen i en turbmenhet, vil det mulige driftsområde for hver av komponentene bli redusert. Problemet er å

finne korresponderende driftspunkter på de enkelte karakteristikker som gir stabil drift av maskinen. Når belastningen på turbinen endres, forskyves driftspunktet bort fra design-tilstanden. Det er viktig å være istand til å beregne en gassturbins ytelseskarakteristikker ved offdesign drift. Som eksempel velger vi å se på en en-akslet gassturbin for drift av el-gene-

rator. Generatoren må gå med konstant turtall.

Utgangspunktet for beregningene er at følgende tilstandsvilkår må være oppfylt. — Omløpstallet for kompressor og turbin er det samme.

— Massestrømmen gjennom turbin må være lik summen av massestrømmen inn på kompressor og brennstofftilførselen, minus eventuell avtapning av luft fra en eller

flere av mellomtrinnene i kompressoren. Prinsipielt vil beregningsprosedyren kunne være som følger (indekser fra kapittel 2.2.4

er benyttet):

(a)

Velg en turtallslinje på kompressorkarakteristikken. På denne linjen velges et vilkårlig driftspunkt. Derved er verdiene for myTj/Pi, P2/P],

(b)

og n/^/^ kjent.

Bestemdet korresponderendedriftspunkt på turbinkarakteristikken, dvs. rh

p3/p4, 1?T og nA/Tj (c)

T3/P3,

idet kravene til omløpstall og massestrøm er tilfredsstilt.

Kontroller om den ytelsen det valgte driftspunkt gir, samsvarer med ytelsen etter belastningsendringen. Dersom ytelsene ikke stemmer overens, gjennomføres hele beregningsprosedyren på nytt.

Vi skal så se nærmere på hva den skisserte angrepsmåten innebærer. Kompressor og turbin er koplet direkte sammen, slik at kravet til samme turtall gir:

(11.9)

For massestrømmen kan vi likeledes sette at: rh3

= mj

VZl

P1

P2

^3

Pi

P2

P3

mi

(11.10)

- 230 -

Trykktapet i brennkammer neglisjeres (p2 = p3), og det antas at massestrømmen m = rhi = m3. Siste ligning forenkles til:

(11.11)

Parametrene m^^/T^/pi og Pj/p2 er fastlagt gjennom det valgte driftspunkt på kompres­ sorkarakteristikken, mens redusert massestrøm m VT3/P3 er en funksjon av trykkfor­ holdet p3/p4 over turbin. Dette trykkforhold antas lik p2/P1.

Fra siste ligning kan vi nå beregne innløpstemperaturen T3 for turbin. Turtallsparameteren n/er derved kjent fra lign. 11.9, og det er mulig å finne turbinvirkningsgraden 77T fra ytelseskarakteristikkene. Temperaturfall over turbin beregnes av ligningen:

K-1 A

P4

r

AT34=7?T T3 [1 —

)

K

j

(11.12)

mens temperaturøkningen over kompressor blir: Ti A712 = 7?^

K-1 P2 -------

(“pI) K

(11-13)

Nettoeffekten fra turbin finnes som:

AP = rh(cp-]- ’ AT34 - cpK ’ ATt2/T7m)

(11.14)

hvor: CpT = spesifikk varmekapasitet for gass gjennom turbin cpK = spesifikk varmekapasitet for luft gjennom kompressor ^m = mekanisk virkningsgrad for kombinasjon kompressor/turbin.

Vi har i betraktningene forutsatt en en-akslet gassturbin. For en to-akslet maskin vil beregningene for å fastlegge off-design tilstanden være noe mer komplisert og tidkrev­ ende. I beregningene vil en ny grensebetingelse for gassgeneratoren være at:

— Avgitt turbineffekt må være lik tilført kompressoreffekt. Vi skal imidlertid ikke gå nærmere inn på denne beregningsmåten.

11.5.2

Akselerasjon av gassturbin

Fig. 11.21 viser karakteristikken for en kompressor, hvor også kurver for konstant virkningsgrad er angitt. En parabelformet arbeidslinje for gassturbinaggregatet, som går gjennom optimal driftstilstand A for kompressor, er også inntegnet. I enkelte tilfelle kan det hende at anleggskarakteristikken vil komme til å ligge farlig nær pumpegrenselinjen.

- 231 -

Å flytte beste driftspunkt lenger bort fra pumpegrensen krever i så fall konstruktive for­

andringer av maskinen. o . || Fig 11 21 er nyttig å bruke ved diskusjon av de problemer som opptrer nar anlegget skal akselereres hurtig ved å øke brennstofftilførselen. Dette kan medføre at pumping inn­ treffer, samtidig som flammen i brennkammer slukkes. I verste fall kan ogsa de med­ følgende vibrasjoner resultere i ødelagte skovler. For å belyse problemet nærmere er det hensiktsmessig å tegne inn linjer for konstant innløpstemperatur T3 på kartet for kompressorkarakteristikkene. Generelt har vi at massestrømparameteren:

(11.15)

Fig. 11.21 Off-design drift av kompressor. Trykkforholdet p3/p2 er praktisk talt konstant og er meget nær lik 1. Dersom turbinen arbeider med maksimal massestrøm (såkalt choking), som også er tilfelle over store deler av arbeidsområdet for turbinanlegget, vil man kunne sette at

rh-k/T^ ----------- = konstant P3

Derved får vi at:

(11.16)

Linjer for konstant T3/Tj -forhold kan nå tegnes inn på fig. 11.21. Disse vil være rette linjer som går fra origo. Det siste forhold er bare delvis riktig. Ved lavt omløpstall vil temperaturlinjene ikke lenger være rette idet choking-effekten opphører. Anta nå at vi ønsker å akselerere maskinen mellom driftspunktene B og C på anleggskarakteristikken. Dette krever en hurtig økning av brennstofftilførselen, som i første omgang vil gi en rask økning av forholdet T3/Tj . Før kompressor-rotoren rekker a aksele-

- 232 -

rere opp til det omløpstall som tilsvarer den nye driftstilstanden, vil kompressorens arbeidspunkt meget nær bevege seg langs linjen for n/y^ = konstant mot det nye T3/Ti -forholdet. Det vil si at driftspunktet flyttes nærmere pumpegrense-linjen. For å unngå dette, må innsprøytningen av brennstoff begrenses i anleggets akselerasjonsperiode. Dette skjer ved et eget reguleringssystem for brennstofftilførselen. Som et resultat vil dette medføre en lengre akselerasjonstid. Ved å utstyre kompressoren i en jetmotor med regulerbare ledeskovler kan akselerasjonstiden fra tomgang til take-off effekt komme ned til ca. 5-6 sekunder.

KAPITTEL 12 Maskiner og anlegg 12.1 12.1.1

Dampturbiner Turbinutførelser

Fig. 12.1 viser en skisse av en 5-trinns høytrykks dampturbin [31], Den er bygd som en aksjonsturbin. Rotoren er opplagret i to bærelager (radiallager), ett i hver ende av rotoren. I den ene akselenden har turbinen et trustlager (trykklager) som foruten å oppta aksialkraften også skal sørge for å holde rotoren i riktig posisjon i forhold til selve huset.

Fig. 12.1

Liketrykks dampturbin (aksjonsturbin).

En stillingsindikator angir klaringen mellom hus og rotor i lengderetningen. Nærmest lagrene finner vi to skiver/flenser festet til turbinakselen. Den ene har som oppgave å hindre at olje trenger inn på dampsiden av turbinen, mens den andre tilsvarende skal hindre vann i å komme inn på oljesiden. Når oljen/vannet kommer i kontakt med skivene, slynges væskepartiklene utover på grunn av sentrifugalkraften. Lekkasjevæsken samles og dreneres. Turbinen er også utstyrt med labyrintpakkbokser. Disse skal tette mot damplekkasje fra turbinen og samtidig hindre luft i å trenge inn i turbinen. Det oppnås ved å tilføre sperredamp til et kammer i pakkboksen.

Den viste turbinen har et såkalt reguleringstrinn - Curtishjul. Diameteren på dette løpe­ hjul er noe større enn for de etterfølgende trinn. I størrelsesorden vil 25% av det totale trykkfall over turbinen omsettes i reguleringstrinnet. Turbinhuset er støpt og horisontalt delt. Øvre og nedre del av huset er boltet sammen. Vanligvis har man ingen pakning mellom disse deler av huset. På utgående aksel er det montert en oljesmurt tannhjulskopling for å overføre rotorens dreiemoment via en mellomaksel til et gir. Koplingen er fleksibel.

- 234 -

Fig. 12.2 viser en 8-trinns LT-turbin bygget'av Stal-Laval.

Fig. 12.2 Stal-LavaTs lavtrykksturbin 131]. Turbinen brukes til framdrift av skip. Akseleffekten ligger på ca. 16 000 kW. På LTturbinens aksel er det montert en akteroverturbin (bakkturbin). Den består av to stykker to-radete Curtishjul som er festet på samme rotoraksel. Rotasjonsretningen er motsatt av

(1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) (9) (10)

Aksiallager Radiallager Labyrin t tetning Dyseplate Curtishjul Turbintrinn Manøverventil Rotor Stillingsindikator Dampavtapning

Fig. 12.3 Kværner/General Electric dampturbin, type MST-13.

- 235 -

LT-turbinens. Ved framoverdrift sørger man for at bakkturbinen arbeider ved lavt trykk (vakuum), som gir redusert rotasjonstap. Bakkturbinen er normalt dimensjonert for vel 50% av framdriftsturbinens ytelse. Akteroverturbinen har eget hus som er montert i LT-huset ved hjelp av stagbolter. Ved varmeutvidelser kan turbinen ekspandere fritt. Et snitt qjennom en Kværner/General Electric HT-turbin er vist i fig 12.3. Turbinen har et to-radet Curtishjul som reguleringstrinn etterfulgt av 8 liketrykks-

trinn. Den er konstruert for et damptrykk på 60 bar og temperatur 510°C ved innløp. Ved normal belastning er driftsturtallet 6500 r/min. Turbinen har i alt sju grupper av dyser plassert i dyseplaten. Hver gruppe betjenes av en pådragsventil. Ventilene løftes i rekkefølge avhengig av belastningen. Dette skjer ved hjelp av en hydraulisk servomeka­ nisme. På turbinhuset har man tre rørflenser for dampavtapning. Damp av forskjellig trykk kan tappes for drift av hjelpeutstyr som pumper, evaporatorer og matevannsforvarmere. Et stort antall av denne turbintypen er installert på norske tankbåter.

12.1.2 Konstruktive detaljer Dysene i en dampturbin kan være konvergerende eller divergerende avhengig av trykk­ fallet (Fig. 3.23 og 3.24). Gjennomstrømningstverrsnittet lages gjerne rektangulært. Det

benyttes varmebestandig korrosjonsfast stål. Fig. 12.4 viser et typisk dysesegment for Curtishjul.

a) b) c)

Dekkring Festering Dysering

Fig. 12.4 Tredelt dysesegment for Curtishjul [19]. De forskjellige dysesegmenter er boltet fast i turbinhuset. Dysesegmentet kan også fram­ stilles av et materialstykke.

I aksjonsturbiner er dysene (ledeskovlene) frest eller innstøpt i mellomvegger. Mellomveggene holdes på plass ved hjelp av innfreste spor i turbinhuset — fig. 12.5. På samme måte som turbinhuset er mellomveggene delt i horisontalplanet. I reaksjonsturbiner festes ledeskovlene i turbinhuset. Tetningen mellom turbinhus og aksel oppnås ved labyrinttetninger. Spaltklaringen er meget liten — i størrelsesorden 1-2% av akseldiameteren. To typer av labyrinttetninger er angitt i fig. 12.6.

- 236 -

Fig. 12.5 Mellomvegg i en aksjonsturbin.

1) Hus 2) Aksel

3) Bevegelig segment.

Fig. 12.6 To typer av berøringsfrie labyrinttetninger. a) Tetningsringer festet til aksel b) Tetningsringer festet til bevegelig, fjærbelastet segment. Løpeskovlene støpes eller freses i ett stykke. Deretter slipes skovlene. Skovlroten kan ha

forskjellig geometrisk utforming — fig. 1 2.7.

aj b) - c) d) e)

Grantrefot Svalehalefot Hammerfot Rytterfot Gran trefot med hake

Fig. 12.7 Forskjellige typer av skovlrot [32]. Skovlene tres på plass i tilsvarende spor i turbinskiven/rotoren, som vist i fig. 12.8.

- 237 -

Fig. 12.8 Innfesting av skovler i turbinskive. Tidligere var det vanlig å sveise skovlene til den roterende enheten. Dette må anses som en uheldig løsning, særlig med tanke på utskifting av skovler. I de siste trinn av LT-turbinen blir skovlene nokså lange. For å kunne tåle de høye mekaniske påkjenninger som skyldes rotasjonen, benyttes forsterkningsringer. Det vanlige er å plassere en slik ring rundt ytre periferi av skovlene (Fig. 12.8). Fig. 12.9 viser den skjematiske oppbygningen av rotoren for en reaksjonsturbin. Rotoren er utstyrt med to radiallager. Disse skal ta opp belastninger, som i hovedsak skyldes rotorens egenvekt og krefter på grunn av mulige vibrasjoner. Uønskede vibrasjoner skriver seg vanligvis fra ubalanse i systemet. Ubalanse opptrer ved mangelfull utbalansering.

Som eksempel kan nevnes at en rotor med et omløpstall 5000 r/min og et tyngdepunkt som ligger 0,1 mm utenfor senterlinjen, vil utsettes for en sentrifugalkraft som nesten tilsva­ rer 3 ganger rotorens egen tyngde. Over tid vil også beleggdannelse og ujevn slitasje, som igjen skyldes erosjon og korrosjon, kunne gi ubalanse.

En rotor må være nøye utbalansert før den monteres i turbinhuset. Vi skiller mellom sta­ tisk, dynamisk og termisk utbalansering. Statisk utbalansering oppnås ved hjelp av motvek­ ter (sveisepunkter) plassert slik at rotoren aldri stopper i samme posisjon etter å ha vært satt i rotasjon. Dynamisk utbalansering foregår i en maskin med lager som har fjærende, radiell bevegelse. Termisk utbalansering er en statisk og dynamisk utbalansering under sti­ gende og senere avtagende temperatur på rotoren. Enhver rotor har et egensvingetall eller egenfrekvens, som er avhengig av dens dimen­ sjoner, form og materialegenskaper. Rotorens egensvingetall motsvarer det vi benevner som kritisk omløpstall. Ved høyt turtall er det viktig å ha en stiv rotorkonstruksjon som gir høyt kritisk omløpstall.

1) Curtishjul 2) Reaksjonsskovler 3) Utbalanseringsstempel 4) Plass for labyrinttetninger 5) Olje/vannavkaster 6) Lagertapper 7) Flens for trykklager 8) Konisk sete for kopling.

Fig. 12.9 Rotoren for en reaksjonsturbin.

- 238 -

Trustlageret skal ta opp den aksialkraften som virker på rotoren. Et segmentlager, også kalt Michell-lager etter sin oppfinner, er vist i fig. 12.10. Akselen er her forsynt med en trykkring (flens), som ligger an mot en segmentoppdelt trykkflate. Disse segmenter er festet til lagerhuset. Når akselen roterer, vil segmentene stille seg i en svak skråstilling i forhold til akselens trykkring. Derved oppnås en effektiv smøring. LT-turbinen arbeider gjerne med fuktig damp. Vannpartiklene vil forårsake erosjon av skovlene. Det er derfor ønskelig å fjerne disse partiklene fra dampstrømmen. En måte å gjøre dette på er vist i fig. 12.11. På grunn av rotasjonen slynges de tyngre vannpartikler utover og kan

derved

fanges

opp og ledes bort. Andre måter er også benyttet.

Fig. 12.10 Trustlager (trykklager).

Fig. 12.11 En metode for å fjerne vann­ partikler i dampstrøm.

12.1.3 Turbinanlegg I mange år har dampturbiner vært brukt som framdriftsmaskineri i skip. Dette har skjedd i konkurranse med de langsomtgående, to-takts skipsdieselmotorer, som har bedre brennstottøkonomi. For akseleffekter mindre enn ca. 20 000 kW er dieselmotorskipene overlegne i antall, mens over ca. 30 000 kW er turbinskipene enerådende.

- 239 -

En vanlig dieselmotor vil brenne ca. 210 g/kWh, mens et turbinanlegg vil arbeide med omtrentlig 30% høyere spesifikt brennstoff-forbruk. For et 25 MW anlegg sparer motoren i forhold til turbinen ca. 13 tonn brennolje pr. år. Med dagens oljepriser representerer dette en betydelig merkostnad. Grunnen til at man likevel velger turbindrift kan være at: — — — —

vedlikeholdet er enklere et turbinanlegg er lettere og trenger mindre plass smøreoljeforbruket er mindre propellvirkningsgraden er bedre på grunn av lavere turtall på propellakselen (tur­ binen har gir, mens motoren er direkte koplet)

— et turbinanlegg krever mindre reservedelslager. Et typisk turbinmaskineri er presentert i fig. 12.12. HT-turbinen utvikler ca. 55% av den totale effekt og LT-turbinen ca 45%. Den konstruktive oppbygningen av LT-turbinen er tidligere vist i fig. 12.2. Turbinanlegget kan leveres både med og uten mellomoverheting.

HT-turbinen har et maksimalt turtall på 6000 r/min. Turbinen er utstyrt med tappemuligheter for damp. Det er benyttet et to-trinns gir som reduserer propellturtallet til 60-80 r/min. Aksiallageret er plassert nærmest flensen for propellakselen. Kondensatoren og LT-turbinen kan betraktes som en enhet med felles fundament.

Fig. 12.12 Turbinmaskineri fra Stal-Laval.

- 240 -

Dampturbiner benyttes også i varmekraftverk for å fremskaffe elektrisk strøm. En slik turbin med generator kalles turbogenerator. For slike anlegg vil kondensasjonsturbiner være mest aktuelle. I vannkraftlandet Norge spiller varmekraftverk av denne type en helt underordnet rolle i den totale elektrisitetsproduksjonen. På verdensbasis representerer imidlertid termiske kraftstasjoner ca. 2/3 av den samlede kraftproduksjon. Derimot er såkalte kraftvarmeverk av større interesse i Norge. Et kraftvarmeverk leverer såvel elektrisk energi som varme til fjernvarmenett. Dette gjelder særlig for papir- og celluloseindustri, elektrokjemisk industri, nærings- og nytelsesmiddelindustri osv. Flytskjemaet for et moderne varmekraftverk (Didcot i England) er vist i fig. 12.13. Anlegget er kullfyrt og har fire like dampturbiner som hver avgir 500 MW. Friskdamptrykket og -temperaturen er henholdsvis 159 bar og 565°C, mens kondensatortrykket er 0,035 bar. Dampforbruket pr. turbin er 422 kg/s. Totalvirkningsgraden for anlegg av denne type ligger på vel 40%. Vi skal se nærmere på det viste prinsippskjema. Lossing av kull-lasten fra jernbane skjer automatisk ved mottakersted (1). Derfra trans­ porteres kullet på bånd via et styrttårn (2) til et sorteringstårn (3) og videre med et fordelingsbånd (4) til kjelens kullbunker (5). Kullknuserens-mateapparat (6) regulerer kulltilførselen. I kullknuseren (7) blir kullet knust til fint støv, som sammen med varm­ luft fra hovedviften (8), blåses inn i kjelens forbrenningsrom (9) hvor kullstøvet forbren­ nes. Denne viften mates med luft fra en tilsvarende vifte (10) som trekker varm luft fra

toppen av kjelhuset gjennom en roterende luftforvarmer (11). Røykgassen fra kjel pas­ serer et elektrostatisk støvfilterd3) gjennom en avtrekksvifte(1 2) til skorsteinen (14).

Dampen fra overheter (15) ledes til høytrykks turbin (16), og avdampen fra denne tur­ binen mellomoverhetes (17) før den så passerer mellomtrykks turbin (18) og lavtrykks turbin (19). Turbinenhetene er koplet på den samme aksel som driver en el-generator. Såvel rotor (20) som stator(21) i generatoren kjøles ved hjelp av hydrogen. I generatorens transformator (22) økes generatorspenningen fra 24 kV til 400 kV før strømmen sendes ut på nettet. Dampen fra siste trinn i lavtrykks turbin kondenseres i kondensator (23) og pumpes via en kondensatpumpe (24) til såkalte lavtrykksforvarmere (25). Derfra transporteres kondensatet til en avluftingstank (27) ved hjelp av en pumpe (26). Kjelens matevannspumpe (28) pumper så vannet gjennom en høytrykksforvarmer (29) til ekonomiseren (matevannsforvarmeren) (30) og derfra til en trykkbeholder (drum)

(31). Kjølevannet fra kondensator kjøles i kjøletårn (32). Et slikt tårn virker som en stor skorstein. Kjølevannet sprøytes inn i tårnet og avkjøles av en oppadstigende kaldluftstrøm idet vanndråpene faller ned i en tank i bunnen av tårnet. Det avkjølte vannet pumpes (33) så tilbake til kondensator (23).

12.2 Gassturbiner 12.2.1 Prinsipiell utførelse Den enkleste gassturbinutførelse vi kan tenke oss er den en-akslete gassturbin. En slik maskin består av kompressor og turbin montert på samme aksel med brennkammer plas­ sert imellom (Fig. 2.11). Fordelen med denne type turbin er at den er enkel og billig å framstille. Den største ulempen er at dreiemomentet på akselen avtar ved minskende omløpstall, som er det motsatte av det man ønsker. Det skyldes at gass-strømmen avtar ved redusert turtall. For drift av maskiner som skal arbeide med konstant turtall, egner den en-akslete tur­ binen seg godt.

- 242 -

En to-akslet gassturbin består av en gassgenerator og en kraftturbin, som skjematisk antydet i fig. 12.14. Gassgeneratoren omfatter en kompressor, et brennkammer og en kompressorturbin.

GASSGENERATOR

KRAFTTURBIN

Fig. 12.14 Prinsippskisse av en to-akslet gassturbin.

I prinsippet er den en en-akslet turbin som produserer en gass-strøm som driver en friturbin (kraftturbin). Denne er mekanisk uavhengig av gassgeneratoren og avg r en nytte­ effekt på egen aksel. Sammenlignet med en en-akslet gassturbin kan man si at den to-akslete har disse fordeler: (1)

Gassgeneratoren og kraftturbinen kan hver for seg kjøres med optimale turtall, som gir gode reguleringsmuligheter.

(2)

Dreiemomentet er gunstig idet det synker ved økende omløpstall.

(3)

Lettere a starte i kald tilstand. Starteren trenger bare a dra rundt gassgeneratoren.

(4)

Hurtigere akselerasjon av kraftturbin.

(5)

Kraftturbinens omløpstall kan endres innen nokså vide grenser ved konstant kompressorturtall.

Ulempen med den to-akslete turbin er først og fremst at den er mer komplisert i opp­ bygningen med de følger dette kan ha. En tre-akslet gassturbin er vist i fig. 12.15.

Fig. 12.15 Prinsippskisse av en tre-akslet gassturbin.

- 243 -

Gassgeneratoren er for denne installasjonen to-akslet. En lavtrykks kompressor (LTK) drives av en lavtrykks turbin (LTT), mens en høytrykks kompressor (HTK) arbeider på en felles aksel med en høytrykks turbin (HTT). Kraftturbinen (KT) har egen aksel.

Sammenlignet med en to-akslet gassturbin får denne type gassturbin en mer komplisert konstruktiv oppbygning. Bl.a. er det nødvendig med et par ekstra lager. Når man likevel velger en slik løsning, kan det være av flere årsaker. Ved høye kompresjonsforhold vil det være fordelaktig å dele kompresjonsarbeidet på to kompressorenheter. Å bruke en enkel kompressor vil gi flere kompressortrinn, og lageravstanden blir større. Dette kan gi konstruktive problemer. En tre-akslet maskin gir også større fleksibilitet ved drift over et større turtallsområde. I tillegg har den en noe gunstigere surge-margin.

12.2.2

Turbintyper

Ved inndeling av aksialturbiner snakker vi gjerne om to hovedtyper, nemlig flytur­ biner og industriturbiner. Navnene angir direkte anvendelsesområdene for turbinene. For industriturbinenes vedkommende deler vi disse i to grupper. I den første gruppen hører den tunge industriturbin, som er den eldste av turbinene. Den ble opprinnelig ut­ viklet på basis av den viten man hadde fra dampturbinteknologien. I den andre gruppen plasserer vi den lette industriturbin, som igjen er en modifisert utgave av den kompakte flyturbin. Utviklingen av denne turbintypen startet i begynnelsen av 60-tallet, og den ble

betegnet som 2. generasjons flyturbin. Tabell 12.1 gir en oversikt over hoveddata for noen typiske industrigassturbiner. Ved å studere tabellen nærmere oppdager vi at det er en viss forskjell i design-filosofi for de to turbinversjoner. Den tunge industriturbin er således dimensjonert for lavere trykk og temperatur. Den lette industriturbin har mange og vesentlige fordeler framfor den tunge maskin. Vi skal ganske kort liste opp noen av fordelene.

Arealbehov: Vekt: Spesifikt brennstoff-forbruk: Startmotor: Driftsforhold Smøreoljebehov: Inspeksjon og vedlikehold: Tilgjengelighet for drift:

30 - 50% mindre 3 - 5 ganger lettere 20 - 30% lavere mindre effektbehov hurtigere oppstarting/nedkjøring

vesentlig mindre enklere og hurtigere større

Innunder posten for ulemper setter vi:

Driftspålitelighet: Investeringskostnader pr. kW: Levetid: Brennstoffkvalitet:

noe dårligere opptil 30% større kortere strengere krav

Massestrøm, kg/s

Trykkforhold

Virkningsgrad, %

o ra

CD w

ro CD ■ra r ro

16/2

1164

7+6/1+ 1

C\J

c> c> cc> r>

376

8+10/1+2 co

o co

516

16/1

•>-

s

E

c E

c JD 23 £

”c5 tr H

86 300

26 300

23 600

22 700

Tabell 12.1 Hoveddata for noen typiske gassturbiner. De lo første kolonner gjelder fo r tunge industriturbiner, mens de øvrige kolonner angir data for lette industriturbiner. Data er basert på leverandører og andre kilder ved ISO-forhold [33].

175 000

17/4

50 000

529

8 00

(N

Vekt, kg

429

1187

10

17/3 _________________

876

c

90,0

c> c> a>

835

9,2

o T“ o

965

17,9

c c> V0 w0

c v

Antall turbintrinn (kraftturbin)

$

turbintrinn (gassgenerator)

350,0

20,0

36,9

15 300

>

■m-

Antall kompressortrinn/

10,7

37,2

26 100

22 900

Coberra 2000

LM 2500

Coberra 6000

c> c>

i? ir cx a

Utløpstemperatur, °C

91,7

123,7

33,4

s $

o CT>‘

c> > ir>

Temperatur før turbin, °C

12,0

29,3

o o m

32,7

17 000

28 400

vo o cn co o o m m

102 500

MS 5002 CM

V84

Cooper Rolls

General Electric/ Kværner

Cooper Rolls

CO

Akseleffekt, kW

Antall aksler

GT 35

General Electric/ Kværner

CM

o‘ CO

0'69

Type

ABB

co

Siemens-KWU

CM

6'8

Fabrikant

244 -

- 245 -

Den grunnleggende termodynamiske arbeidsprosess er den samme for begge typer av turbiner. Derimot er det fundamentale forskjeller i designkonseptene. Den tunge industriversjonen er bygd med den hensikt å tilfredsstille krav som stilles til landinstallasjoner, mens den lette typen er dimensjonert og optimalisert ut fra andre kriterier. Noen av disse forskjel­ ler er vist i tabell 12.2.

Komponent

Tunge industriturbiner

Lette industriturbiner

Kompressorskovler

Lave spenninger, lavt “aspect-ratio", rustfritt stål

Høye spenninger, høyt “aspect-ratio", titanium eller andre superlegeringer

Brennkammer

Store sylinderformede typer, lavt varmetap, enkelt kjølesystem, lett å reparere

Små ringformede typer, høyt varmetap, komplisert kjølesystem

Turbintrinn

Få antall trinn, kraftige skovler, lave spenninger i skovlene, hulstøpte, de fleste skader lar seg reparere

Flere turbintrinn, tynne og lette skovler som er luftavkjølte, normalt ikke reparerbare

Lager

Glidelager med lang levetid

Kule/rullelager

Trykkforhold

Opptil 15:1

Opptil 30:1

Innløpstemperatur på turbinen

1100°C

1250°C

Tabell 12.2 Forskjeller i designfilosoft for gassturbiner. Fig. 12.16 viser et snitt gjennom Rolls-Royce's flyturbin av typen Olympus 593, som brukes i det engelsk-franske overlydsflyet Concorde. Denne to-akslete jetmotor produ­ serer en skyvkraft på ca. 170 kN. Både LT- og HT-kompressoren har syv trinn som tilsammen gir et trykkforhold på 14,8. Luftstrømmen er 225 kg/s. Høyeste gasstemperatur inn på skovlene ligger på ca. 1180 °C. De to en-trinns turbinene har luftkjølte skovler.

Turbinen er utstyrt med etterbrenner. Etterbrenning består i at brennstoff sprøytes inn i gass-strømmen etter siste trinn i turbinen. Ved å gjøre dette kan man øke skyvkraften med opptil 20% uten at dette går noe vesentlig utover motorvekten. Utløpsrøret blir imid­ lertid lengre. Tilskuddet i skyvkraft som etterbrenneren gir, vokser med økende høyde og hastighet. Motoren har videre en primærdyse med variabel dyseåpning og en utvidet utløpsdyse. Dyseåpningen må kunne varieres under forskjellige fluktforhold. Dette skjer ved hjelp av et pneumatisk system. Ved lave flyhastigheter er åpningen liten. For å kunne reversere

- 246 -

- 247 -

skyvkraften under landing er det plassert en dreibar, skallformet deflektor som snur gass-strømmen. For at vi skal få et begrep om hvordan trykk og temperatur varierer gjennom en jetmotor, presenteres fig. 12.17. De grafiske kurver angir typiske verdier for en 17-trinns aksialkompressor drevet av en 3-trinns turbin. Ved en luftstrøm på 90 kg/s utvikler denne

maskinen en skyvkraft på 80 kN.

Fig. 12.17 Trykk- og temperaturforløp gjennom en typisk jetmotor. Et snitt av Kværne^/General Electric's gassturbin av type LM 2500 er vist i fig. 12.18. Denne type av en lett industriturbin er bl.a. installert på Statfjord og Gullfaks plattformene i Nordsjøen. Gassturbinene blir her brukt til drift av el-generator og gasskompressorer. Gassturbinen er en to-akslet maskin med nominell akselytelse på 22 900 kW. Gassgene­ ratoren består av en 16-trinns aksialkompressor, et annulært brennkammer med 30 brennstoffdyser og en to-trinns høytrykks turbin. Ved et omløpstall på 9410 r/min arbeider gassgeneratoren med et kompresjonsforhold på 17,9, og massestrømmen er 69 kg/s. De sterkest varmebelastede komponenter av maskinen kjøles ved hjelp av luft fra kom­ pressoren. Dette gjelder brennkammer, dyser, løpeskovler og løpehjulsskiver. Kjøling av

aksel og lager er også nødvendig. Kraftturbinen er bygd som en 6-trinns aksialmaskin. Den drives av avgassen fra høytrykks

turbin, og driftsturtallet er 3600 r/min. Det er imidlertid mulig å anvende krcftturbiner produsert av andre turbinfabrikanter. Disse arbeider ved noe høyere omløpstall. Noen flere tekniske data for turbinen er presentert i tabell 1 2.1. For å bedre kompressorens virkningsgrad over et større driftsområde har de seks første trinnene av kompressoren regulerbare (dreibare) ledeskovler. Etter 8. og 16. trinn av kom­

- 248 -

pressoren er det mulig å tappe av komprimert luft. Denne lufta kan brukes til betjening /drift av instrumenter og annet utstyr på det aktuelle anlegg.

---------------------------------------------------------6,6m I-—------------------------------------------------- *-

Fig. 12.18 Flyderivert gassturbin av type LM 2500 (Kvcerner/General Electric). Den nyeste to-akslete gassgenerator fra Rolls-Royce, type RB211, er vist i perspektiv på fig. 12.19. Denne industriversjonen av en gassgenerator er i likhet med LM 2500 ut­ viklet fra en flyturbin. En 7-trinns LT-kompressor og en 6-trinns HT-kompressor arbeider på hver sin uavhengige, koaksiale aksel som drives av to separate 1-trinns aksialturbiner. Rolls-Royce har ikke utviklet sin egen kraftturbin, men med en typisk kraftturbin fra en annen turbinleverandør tilkoplet vil akseleffekten ligge på vel 26 MW. Hoveddata for en slik tre-akselt gassturbin er antydet i tabell 12.1. La oss se på noen flere detaljer av gassgeneratoren.

Under drift registreres begge kompressorturtallene kontinuerlig, men det er LT-akselens omløpstall som reguleres. HT-akselens turtall er bestemt av luftstrømmen gjennom LTkompressoren. En utblåsningsventil er plassert mellom kompressorenhetene. Ved liten luftstrøm gjennom maskinen åpnes ventilen. Derved unngår man stalling av de første kompressortrinn og choking av de siste trinn av kompressoren. Innløpsledeskovlene er regulerbare.

Brennkammeret er ringformet og har ialt 18 brennstoffdyser. Flammetemperaturen er ca. 2000°C. Med de høye temperaturer som maskinen arbeider ved^kreves det luftkjøling av de vik­ tigste komponenter.

Gassgeneratoren er også utstyrt med et anti-ising system. Dette har til oppgave å hindre isdannelse i inntaket av kompressoren. Varm gass fra den ytre seksjonen av brennkammeret ledes til en manifold plassert rundt kompressorhuset ved inntaket. Herfra fordeles og blåses gassen inn i luftinntaket av gassgeneratoren. Vi skal også se på konstruksjonen av en typisk tung industriturbin. Som eksempel vel­ ger vi en to-akslet gassturbin av type MS 5002 fra General Electric, fig. 12.20. Turbinen

Fig. 12.19

’

Rolls-Royce s gassgenerator, modell RB 211.

- 249 -

(1) (2) (3) (4)

Starter

Oljefilt er

Smøreoljepumpe Oljekjølere

Fig. 12.20 Tung industriturbin

type MS 5002 ( General Electric/Kværner Brug).

- 250 -

- 251 -

bygges på lisens bl.a. av Kværner Brug A/S. En 16-trinns aksialkompressor drives av en en-trinns HT4urbin. Ledehjulsskovlene i turbinen er luftkjølte. Kraftturbinen er en en-trinns aksialturbin med regulerbare ledeskovler. Turbinens akseleffekt ligger på 28 400 kW med en virkningsgrad på 29,3%. Tabell 12.1 gir noen flere tekniske opplysninger om turbinen. Kompressorens inntakshus er utført på en slik måte at lufta suges inn radielt og avbøyes 90° før den går inn på aksialkompressoren. I innstrømningshuset er det innebygd et bæreog trustlager, mens kompressorens andre bærelager er plassert etter siste kompressortrinn.

Forbrenningsseksjonen består av tolv sylinderformede brennkamre. Forbrenningsprosessen settes i gang ved hjelp av elektriske tennrør. Disse trekkes automatisk ut av flammesonen når trykket i brennkammeret overskrider en gitt verdi. Flammen i brennkamrene overvåkes ved hjelp av såkalte flammedetektorer. Alarm fra to detektorer vil stoppe turbinen. HT-turbinen er boltet til kompressorens bakerste akselflens og utgjør sammen med denne HT-rotoren. Turbinhuset er framstilt av spesialstøpejern, og siste del av huset er luftkjølt. Første trinns dyser består av støpte dysesegmenter festet i turbinhuset, mens andre trinns dyser er sammensatt av vridbare skovler. Disse skovler kan dreies samtidig via en hydrau­ lisk reguleringsanordning. LT-turbinens rotor hviler i to hovedlager, mens aksialkraften opptas av et trustlager. Avgassen fra turbin passerer gjennom en utstrømningskanal som er utformet som en ringformet diffusor. Via vendeskovler ledes så gassen radielt utover til utløpskanalen. Hovedlagrene er elliptiske, mens trustlager er av Kingsbury-typen. Lagrene er trykksmurte og smøres kontinuerlig med olje fra gassturbinens hovedsmøreoljesystem. Gassturbinen koples til belastningen (generator/propell) ved hjelp av en fleksibel kopling. Til start av gassturbinen kan brukes enten dampturbin, vekselstrømsmotor, dieselmotor eller hydraulisk motor. Nødvendig starteffekt er ca. 275 kW. Startmotoren plasseres i fremre del av kompressorakselens forlengelse. Gassturbinen er montert på et stålfundament. I den fremre del av rammen ligger smøreoljetanken som rommer ca. 10 000 I smøreolje. Smøreoljefiltere og smøreoljekjølere er installert i tanken. På området radialmaskiner er Dresser-Rands gassturbin KG 2-3 vel kjent. Turbinen er tidligere presentert i fig. 1.7. Ved konstruksjon av maskinen er det lagt vekt på å oppnå en enkel oppbygning, små dimensjoner og driftssikkerhet. Dette har resultert i et noe høyere brenn stoff-forbruk.

Fra figuren går det fram at gassturbinen er en-akslet. Den består av en en-trinns radial­ kompressor og en en-trinns radialturbin montert rygg mot rygg. Rotoren er opplagret i den kalde enden av kompressordelen, og det er mulig å foreta en rask utskifting av lagre. Selve rotoren veier ca. 200 kg. Etter kompressor er det plassert en diffusor med skovler. Lufta ledes til et kanneformet brennkammer som er utstyrt med seks brennstoffdyser. Brennkammeret er plassert tangentialt i forhold til spiralhuset. Det er laget av et særlig varmebestandig materiale (Hastelloy X). Ekspansjon av gassen foregår i ledeapparat og løpehjul. Til start av aggregatet kan benyttes enten en luftmotor eller en elektrisk startmotor. Noen tekniske data for turbinen er sammenstilt i det følgende: Akseleffekt Massestrøm

1850 kW 15,0 kg/s

Fig. 12.21

E t perspektivbilde av Dresser-Rands gassturbin KG 2-3.

- 252 -

O

s:

&

3

©

3

£

- 253 -

Omløpstall Trykkforhold Temperatur før/etter turbin Virkningsgrad Anleggets vekt

18 800 r/min 4,6 830°C/546°C 16,5% 2705 kg

Gassturbinen er mye brukt til drift av lasteoljepumper i tankskip og til drift av styrepropeller i store skip. Den er også velegnet til drift av elektriske nødaggregater og toppbelastningsaggregater. På Ekofisk-feltet i Nordsjøen er det installert over seksti slike turbinanlegg. Et bilde av turbinen er presentert på fig. 12.21. Gassturbindrift av kjøretøyer har de senere år fått fornyet interesse. Dette gjelder sær­ lig for tyngre kjøretøyer. Flere av de store bilfabrikker har forsøkt å utvikle gassturbiner for biler i effektområdet 100-350 kW, men problemene er mange. Bl.a. får disse turbinene meget små dimensjoner, noe som er ugunstig med hensyn til virkningsgraden. Både lekkasjetapene og strømningstapene øker. De høye turtall medfører lagerproblemer, støy og behov for kostbare reduksjonsgir. Men det finnes også fordeler. Ved å bygge to-akslete turbiner oppnås en gunstigere momentkarakteristikk enn for tilsvarende stempelmotorer.

En gassturbin er videre lettere enn en stempelmotor med samme effekt. Den er også enk­ lere å starte ved ugunstige lufttemperaturer. Fig. 12.22 viser en typisk utførelse av en gassturbin for personbildrift som er utviklet av Chrysler. Akseleffekt er 96 kW ved maksimalt turtall, og spesifikt brenselforbruk er 349 g/kWh. Kompressoren (2) er av radialtypen, mens såvel kompressorturbinen (8) som kraftturbinen (5) er aksialmaskiner. Kraftturbinen har regulerbare ledeskovler (4). Derved bedres brenselforbruket ved redusert last, og turbinen kan dessuten gi et bremsende moment. For å bedre driftsøkonomien er aggregatet utstyrt med to roterende varmevekslere (regeneratorer), angitt som (3) og (7). Slike turbinanlegg er kostbare i anskaffelse.

(1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) (9) (10) (11) (12)

Motortransmisjon Radialkompressor Regenerator Ledeskovler Kraftturbin Reduksjonsgir Regenerator Kompressorturbin Brennere Brennstoffdyse Tenningsanordning Drivaksel for regenerator

Fig. 12.22 Chryslers personbilturbin.

- 254 -

Gassturbiner er også mye beriyttet i forbindelse med turboladning av forbrenningsmotorer. Særlig er dette aktuelt ved større dieselmotorer, men brukes også ved hurtigløpende motorer for busser og lastebiler. Eksempel på et turboladeraggregat er vist gjennomskåret i fig. 12.23. Motorens avgassenergi brukes til å drive en radialturbin (2) som igjen driver en radialkompressor (3). Avgassturbin og kompressor bygges gjerne på felles aksel, og turtallet kan ligge mellom 10 000 til 100 000 r/min. De største turtall nyttes for små aggregater. For store turboladere foretrekker man aksialturbin. Slike turbolader-

(1) (2) (3) (4) (5)

Turbinhus Turbinhjul Kompressorhjul Lager Kompressorhus

Fig. 12.23 En typisk turbolader for forbrenningsmotor.

(1) Lagerhus (2) Fundamentsramme (3) Støttering (4) Inntakshus (5) Turbinhus (6) Ledeskovler/turbin (7) Utligningsstempel (8) (9) Ledeskovler/kompressor (10) Kompressorhus

Fig. 12.24 Oppbygningen av en turbolader av typen MAN .

Aksiallager

Fig. 12.25 Moduloppbygning av LM 2500.

- 255 -

- 256-

aggregater leveres som en komplett enhet av,.spesialfabrikker og monteres direkte på mo­ tor. Ytelsen kan variere fra noen få kW til et par tusen kW. En typisk 8-sylindret skipsdieselmotor på 20 MW har gjerne påmontert to turboladere hv*er med en ytelse på 2500 kW, som tilsammen tilsvarer ca. 25% av motorytelsen. På denne måte oppnår man større tilført luftmengde pr. sylinder. Derved kan mer brensel forbrennes, og motoreffekten øker som følge. En mer detaljert framstilling av oppbygningen av en turbolader av typen MAN er vist

i fig. 12.24. 12.2.3

Konstruktiv oppbygning

Den konstruktive utformingen av en dampturbin er nøye knyttet til type av maskin. Aksjons— og reaksjonsturbiner vil av den grunn være forskjellige i utførelsen. Dette gjelder både utformingen av rotorenheten og innfesting/arrangement av skovler. Likeledes vil tetningskonstruksjonene variere noe avhengig av trykk og temperatur. Det er inter­ essant å registrere at en reaksjonsturbin bygd i 1950-årene ikke avviker meget fra en tilsvarende turbin bygd idag. Selvsagt vil materialene være noe forskjellige for å kunne tåle de høyere trykk og temperaturer. Gassturbiner derimot er under stadig utvikling når det gjelder materialegenskaper, trykk, temperatur, komponentvirkningsgrader, fabrikasjonsmetoder, montering osv. Man kan uten videre slå fast at det er like mange måter å bygge en gassturbin på som det er turbinbyggere. Å forsøke å dekke alle de varianter av turbinkonstruksjoner og detaljutførelser av komponenter som finnes, er umulig i en bok som denne. Vi skal imidlertid se på oppbygningen av noen hovedkomponenter i en gassturbin. En moduloppbygning av de lette industriturbiner er vanlig, som vist i fig. 12.25. Slike maskiner er bygd opp som en serie av modulenheter. Disse er vertikaldelt. Dette muliggjør en enkel og hurtig montering/demontering av individuelle moduler eller større deler av turbinen. Antall moduler vil være avhengig av turbinfabrikant. En tung industriturbin derimot er mer lik oppbygningen av en dampturbin, fig. 12.26. Bare nedre del av turbinen uten rotorenhet er vist.

Fig. 12.26 Oppbygningen av en tung industriturbin av typeMS 5002.

- 257 -

Slike turbiner er tunge og plasskrevende og er konstruert for lange driftstider mellom hver hovedoverhaling/vedlikehold. Rotorenheten er utstyrt med relativt korte og robuste skovler. Den er helter ikke så føl­ som overfor ubalanse og slitasje. Hete turbinhuset er splittet horisontalt. Ved omfattende vedlikehold av turbinen må hete den øvre del av turbinhuset løftes vekk. Dette gjør bl. a. at vedlikehold av større omfang er vesentlig mer tidkrevende enn for tilsvarende tette industriturbiner. La oss se nærmere på noen av komponentene i en gassturbin. Brennkammeret er kanskje den enkleste hovedkomponent i en gassturbin.Den er utviklet på basis av eksperimenter. Det er således uhyre vanskelig å gjennomføre teo­ retiske beregninger for å fastlegge hoveddimensjonene for et brennkammer. Et typisk sylinderformet brennkammer (''kanne-brennkammer'') er vist i perspektiv

på fig. 12.27 [32],

Fig. 12.27 Et sylinderformet brennkammer (Rolls-Royce). Flere slike brennkammer er plassert rundt omkretsen av maskinen. De blir ofte brukt i forbindelse med sentrifugalkompressor. Den andre hovedtypen er det ringformede brennkammer, som vist i fig. 12.28 [32], Den har mange fordeler.

Fig. 12.28 Et typisk ring-brennkammer (Pratt & Whitney).

- 258 -

Som en tredje type av brennkammer kan benyttes en kombinasjon av de nevnte hoved­ typer. I slike brennkammer er de sirkulære flamrørene plassert sentralt i en ringformet ytre mantel. Alle disse typer av brennkammer består av de samme hovedkomponenter, dvs. en ytre mantel, et perforert flamrør, brennstoffdyser og tenningsanordning. Et brennkammer vil utsettes for meget høye temperaturer. Metalltemperaturer over 950 C er vanlig. Det valgte materiale må ha best mulig resistens mot korrosjon, slitasje og oksydasjon ved høye temperaturer.

I tillegg må materialet ha tilstrekkelig mekanisk styrke ved disse temperaturer. Brenn­ kammeret må være dimensjonert for minimum 8 — 10 000 driftstimer. Som materiale i brennkammer velges ofte Hastelloy X, Haynes 188 og Nimonic 75. En typisk oppbygning av en gassgeneratorturbin er vist i fig. 12.29. Rotorenheten består av en hul, tynnvegget aksel som har påmontert to turbinskiver. Akselen overfører effekt til kompressorrotoren. På turbinskivene er festet labyrinttetninger for å redusere gasslekkasjen. Både skiver og løpeskovler kjøles med luft fra kompressoren. Vi har tidligere sett at den termiske virkningsgrad for en gassturbinprosess er avhengig av gasstemperaturen inn på turbin. Av den grunn vil man prøve å velge så høy arbeids­ temperatur på gassen som mulig. Den temperatur som kan tillates, er imidlertid begrenset av materialet i skovlene. For å oppnå høy gasstemperatur kan man kjøle de mest temperaturpåkjente komponenter i turbinen. Det er særlig løpehjulsskovlene som skaper pro­ blemer,fordi disse er utsatt for ekstra påkjenninger på grunn av rotasjonen. Ledeskovlene, som står stille, er derimot enklere å kjøle. I tillegg må den roterende skiven, som løpe-

skovlene er festet til, kjøles. Turbinskivene er ofte laget av Inconel 718, mens Rene 80 eller X-40 brukes for dyser og løpehjulsskovler.

(1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) ( 9) (10) (11)

Kjøleluft Løpehjulsskovler Utløp brennkammer Turbinskiver Tetningsring Lager Labyrinttetning Dyser Hastighetsutjevner Turbinhus Aksel

Fig. 12.29 Et snitt gjennom en to-trinns høytrykks turbin [34], Det mest nærliggende er å kjøle de varmebelastede komponenter med luft som tappes fra kompressor. Normalt kjøleluftbehov ligger på ca. 5 - 8% av total luftstrøm. Skovlene kjøles ved å lede luft gjennom mange kanaler fordelt over skovltverrsnittet.

- 259 -

Kjølekanalene i skovlene kan utføres på forskjellige måter. Fig. 12.30 viser mulige kjølemetoder for en skovlrad. Temperaturfordelingen er også anty­

det [35], I noen turbiner kan to eller flere skovler være koplet sammen i segmenter. Dette har montasjemessige fordeler.

Fig. 12.30 Kjøling av lede- og løpeskovl.

12.2.4 Turbinanlegg De første gassturbiner til drift av fartøyer ble prøvd allerede ved slutten av 2. verdens­

krig. Innenfor den sivile skipsfart har gassturbiner begrenset anvendelse. Dette skyldes i første rekke dårlig brenseløkonomi. Sammenlignet med andre typer av kraftmaskiner er brennstoff-forbruket høyere. Dessuten kan ikke en gassturbin uten videre brenne tunge, billige brennoljer. Men på det sjømilitære område, som framdriftsmaskineri for krigsskip, har gassturbinen funnet større anvendelse. Her er andre forhold enn de brennstofføkonomiske av betydning. En gassturbin krever mindre plass (volum) og er lettere enn tilsvarende andre anlegg. For­ skjellen i volumbehov mellom en gassturbin- og en dieselmotorinstallasjon er antydet i fig. 12.31. Fordelene med gassturbindrift er tydelige når det kun tas hensyn til plass og vekt.

- 260 -

Fig. 12.31 En sammenligning av plass­ behovet for gassturbin- og dieselmotordrevne ferger i San-Francisco. Den første er drevet av 3 stk. Avco-Lycoming gass­ turbiner av typen TF-35. Det benyttes vannjetframdrift [32].

For gassturbindrift er brennstofføkonomien særlig ugunstig ved redusert belastning. Drifts­ økonomien kan imidlertid bedres noe ved å benytte avgassvarmen fra gassturbin. Dette skjer ved å installere varmevekslere i eksosgassen og innføre behandlingsanlegg for tung­ oljer. Anlegget som helhet blir derved større og mer komplisert, og fordelene ved gassturbinens mindre vekt og volum går delvis tapt. Gassturbiner blir også benyttet i termiske kraftstasjoner for produksjon av elektrisk ener­ gi. En del større kraftverk drives med en kombinasjon av gass- og dampturbin, — såkalt kombikraftverk. En typisk layout av et gasskraftverk er presentert i fig. 12.32. Det produserer både elek­ trisitet og fjernvarme. Alternativt kan anlegget fyres med lettolje. Anlegget er bygd med to Siemens-KWU gassturbiner å 99 MW og en dampturbin på 70 MW fra samme fabrikant. Dampturbinen har både en HT- og en LT-del. Friskdampens tilstand er 43 bar og 420°C. Total elektrisitetsproduksjon fra tre generatorer er således 268 MW. Kombianleggets virk­ ningsgrad er 40,6%. De to avgasskjelene i eksoskanalene er ikke vist på tegningen. Skor­ steinen har en høyde på 130 m med en røykgasstemperatur på 159°C. Oppstartingstiden for anlegget er avhengig av tilgjengelig elektrisitetsforsyning. Dersom startstrømmen tas fra nettet, vil anlegget være på lufta med full last i løpet av ca. 3 minutter. Ved å bruke stasjo­ nens nødstrømsaggregat trenges ca. 8 minutter. Om nødvendig kan gassturbinenes gene­ ratorer også brukes for reaktiv effektkompensasjon i kraftnettet. I slike tilfeller må clutchen mellom gassturbin og generator frakoples. Generatoren arbeider da som elektromotor.

(1) Luftinntak (2) Gassturbin (3) Forbrennings kammer (4) Eksoskanal (5) Clutch (6) Generator (7) HT-dampturbin (8) LT-dampturbin (9) Generator (10) Kjølevannspumper

Fig. 12.32 Skisse av gasskraftverk i Munchen.

- 261 -

Trondheim Elektrisitetsverk har som det første kraftselskap i Norge bygd et gassturbinkraftverk. Et kraftverk av denne type kan benyttes som: - Toppbelastningsanlegg - Reservekraftverk - Tørrårssikring

I dette kraftverk har man kombinert en 10,1 MW dampturbin (kondensasjonsturbin) med en tung industriturbin fra Kværner/G.E. Fig. 12.33 viser et forenklet flytskjema av anlegget med noen karakteristiske tekniske

data.

Ved lufttemperatur på 15°C inn på kompressor er anleggets ytelse 33,3 MW, og totalvirk-

ningsgraden ligger på ca. 40%. De betydelige varmemengder i avgassen fra gassturbin blir nyttiggjort i en såkalt avgasskjel, som i grunnen ikke er noe annet enn en varmeveksler. Avgassen inn på kjel har en temperatur på 488°C. Etter at gassen har passert kjelen, er temperaturen redusert til 200°C.

Slutt-temperaturen er satt så pass høyt for ikke å underskride duggpunktstemperaturen for gassen. Denne temperaturen er en funksjon av svovelinnholdet i gassen. Ved å gjøre dette reduserer en faren for lavtemperaturkorrosjon. Anleggets dampproduksjon ligger på vel 46 tonn pr. time. Friskdampens trykk og tempe­ ratur er henholdsvis 26,5 bar og 415°C. Gassturbinen forbruker ca. 7,2 tonn lett fyrings­

olje pr.time. Det benyttes sjøvannskjøling av kondensator. Damp- og gassturbin er koplet til hver sin generator.

- 262 -

En skisse av et elektrisk nødaggregat som leveres av Dresser-Rand, er vist på fig. 12.34. Kort oppstartingstid og forholdsvis lave anleggskostnader gjør slike anlegg velegnet som reserveaggregater.

(1) (2) (3) (4) (5)

Gassturbin, type KG2-3 Veksels trø msgen erator Effektbryter Lyddemper ved utløp Lyddemper ved innløp

(6) (7) (8) (9) (10)

Luft-loljekjøler Kontrollpanel Batterier Startlufttank med kompressor Brennstofftank

Fig. 12.34 Nødstrømsaggregat fra Dresser-Rand. Fig. 12.35 viser en noe særegen kraftstasjon bygd opp av 10 like gassturbiner av typen General Electric LM 1500. Gassturbinene er montert horisontalt i et sylinderformet arrangement og driver en entrinns kraftturbin. Så vidt vites er dette den største kraftturbin som noensinne er bygd.

Denne turbinen har en spissdiameter på 5,5 m, og omløpstaller er 1200 r/min. Anlegget avgir 108 000 kW ved forbrenning av naturgass, som igjen krever en luftstrøm på ca. 700 kg/s. Andre brennstoffer kan også benyttes.

- 263 -

Fig. 12.35 Dick Creek gassturbinkraftverk i USA.

Fig. 12.36 En produksjonsplattform i Nordsjøen.

Gassturbiner anvendes i dag i stor utstrekning på plattformer til havs. Dette inkluderer drift av utstyr av ulik størrelse og anvendelse. Vi kan nevne gasskompresjon, gassinjeksjon, kraftforsyning, sjøvanns- og råoljepumping. I Nordsjøen alene er det installert gassturbiner med en samlet ytelse på ca. 5,5 millioner kW, som igjen tilsvarer 5 500 MW. Av dette beløp utgjør 2,7 millioner kW elektrisitetspro­ duksjon, mens det resterende representerer mekanisk drift av pumper og kompressorer. Fig. 12.36 gir et bilde av en typisk plattform. I forkant av plattformen er det vist to gass­ turbiner ved siden av hverandre. Vi legger merke til at disse er plassert nær ytre kant av

plattformen. Eksoskanalene er også antydet. Virksomheten i Nordsjøen er karakterisert av følgende viktige faktorer:

-

marine omgivelser høye kostnader for areal, volum og vekt på plattformer kontinuerlig drift høye kostnader for tapt olje- og gassproduksjon høye drifts- og lønnskostnader eksplosjonsfarlige gassområder.

Alle disse faktorene har innflytelse på valg og dimensjonering av det roterende utstyret. De marine omgivelser, karakterisert ved sterk vind og høy sjø samt en korrosiv atmo­ sfære, krever spesielle forholdsregler. De høye volumkostnader nødvendiggjør kravet til

kompakte enheter. Kontinuerlig drift, høye kostnader for tapt produksjon og høye lønns­ kostnader på plattformene, fordrer en pålitelig enhet med størst mulig tilgjengelighet på de enkelte komponenter. Det er også viktig å holde en eventuell driftsstans så kort som mulig. Derfor må service- og reparasjonstidene være korte. Dette kan oppnås ved design av lett utskiftbare enheter/moduler som kan byttes ut med minimale innvirkninger på annet omkringliggende utstyr.

- 264 -

De eksplosjonsfarlige gassområder medfører spesielle krav til design av komponenter og utstyr for å oppnå sikker drift. Noen av disse kravene vil være i konflikt med hverandre, og i denne forbindelse vil vedlikeholdsaspektet ha stor innflytelse. Videre anses det som viktig at operatøren velger velprøvde gassturbinenheter som på forhånd kan testes før montering på plattformen. En typisk kompressorinstallasjon for rekompresjon av gass på en produksjonsplattform er skissert på fig. 12.37. Turbinpakken består av inntakshus med filter- og anti-ising-arrangement (1), lyddempere ved innløp (2) og utløp (5) samt gassturbin med ytre hus (3). Ventilasjonsluft (4) for kjøling av hjelpeutstyr og varm overflate av selve turbin tas inn separat. Kompressortoget (8) med gir (7) er i dette tilfelle plassert på egen rammekonstruksjon. Typiske data for en slik pakke vil være: lengde 25-30 m, vekt 200-250 tonn og pris i under­ kant av NOK 100 millioner.

(1) (2) (3) (4)

Inntakshus med filter og anti-ising system Lyddemper, innløp Turbinhus Ventilasjonskanal, inntak

(5) (6) (7) (8)

Lyddemper, utløp Ventilasjonskanal, utløp Gir Kompressortog

Fig. 12.37 En typisk kompressorinstallasjon på en produksjonsplattform. Fig. 12.38 viser den skjematiske oppbygningen av en kompressorstasjon på en gasstransportrørledning. En del av naturgassen i hovedrørledningen forbrennes direkte i brennkammer (BK) i gass­ turbin. Den varme røykgassen fra gassgeneratoren, som består av kompressor (K) og turbin (T), driver en kraftturbin (KT). Denne driver så gasskompressoren (GK) for trans­ port av naturgassen. Det er også mulig å kjøre gassen forbi kompressoren via ventil (B). Starteren (A) er en turbin som drives av gasstrykket i rørledningen. Gassturbinanlegget er videre utstyrt med lyddempersystem ved inntak og uttak, samtidig som lufta inn på kompressor må filtreres for å unngå fremmedelementer (sandpartikler, støv o.l.) i ma­ skinen. Saerlig er det vanskelig å oppnå en effektiv filtrering av finfordelte støvpartikler.

- 265 -

Beholder

Luft Rdykgass Naturgass

Fig. 12.38 Kompressorstasjon [36].

12.2.5 Luftinntakssystem Luftinntakssystemet må sørge for en jevn og stabil luftstrøm inn på gassturbinen. Like­ ledes må lufta ikke inneholde stoffer som kan være skadelige for turbinen. Særlig kan drift av gassturbiner i marine omgivelser skape mange problemer. For drift av turbiner på platt­ former kan dette medføre:

- direkte driftsproblemer - mulige vedlikeholdsproblemer - degradering av maskinens ytelse. Temperaturvariasjonene på de nordlige feltene som Statfjord, Brent og Thistle ligger mel­ lom -7°C og + 15°C. Videre er den relative luftfuktigheten høy. For å beskytte mot mulig ising i luftinntakssystemet, har de fleste operatører bygd inn et anti-ising system. Et slikt system består i at varm luft fra kompressoren blir resirkulert foran inntaksfilteret. Forvarming initieres normalt ved en lufttemperatur på 4°C og relativ fuktighet høyere enn 70%. Fare for isdannelse er til stede under slike betingelser. Erfaringer har imidlertid vist at slike systemer sjelden er i bruk. På noen installasjoner har man vurdert å unngå disse. Videre er det konstatert at salt (NaCI) og enhver mengde svovel, kan føre til at varmebelastede komponenter korroderer (sulfidasjon), noe som gir høye vedlikeholdsutgifter. Der­ nest oppstår det en saltoppbygning på kompressorskovlene, som igjen resulterer i tapt effekt fra gassturbinen og høyere spesifikt brennstoff-forbruk. Filtrering av inntakslufta er derfor svært viktig. I dag har mange Nordsjø-installasjoner et luftinntakssystem, som skjematisk skissert i fig. 12.39. Basiskonseptet består av et polyesterbasert posefilter, som blir etterfulgt av en separator (labyrintfilter). I tillegg kan man velge å plassere et deksel i inntaket (på engelsk: hood), som skal beskytte mot vær og vind. Noen operatører velger også å installere et forfilter. Nye filtersytemer slipper igjennom mindre enn 0,01 ppm NaCI.

- 266 -

Under borefasen på en plattform vil tørt borestøv kunne passere gjennom filteret. Disse partiklene bidrar til begroing av maskinen og redusert akseleffekt. Dette kan være et motiv for å innføre et ekstra filtertrinn, som imidlertid bidrar til økte trykktap. Filteret kan fjernes senere. Tidligere var det vanlig å montere en by-pass dør etter luftfilteret. Den åpner automatisk eller mekanisk hvis innløpet skulle bli igjentettet eller når trykkfallet over filtersystemet blir for stort. På grunn av bedre instrumentering velger mange å unngå et slikt system. For å spare vekt og samtidig unngå korrosjonsproblemer har det etter hvert blitt vanlig å bygge hele inntakshuset i aluminium. Vektbesparelsen kan være opptil 50%. Trykktapet for et luftinntakssystem vil være 50-150 mm vannsøyle (H2O).

(1) (2) (3) (4)

Inntaksdeksel Forfilter Posefilter Separator

Fig. 12.39 Prinsippskisse av et filtersystem. 12.2.6 Brennstoffsystem For flere anvendelser er det nødvendig at en gassturbin skal kunne kjøres både med fly­ tende og gassformig brensel. Dette er blant annet aktuelt på plattformer. Her brennes naturgass ved normal drift, men ved oppstart brukes diesel. Turbinene er derfor utstyrt med automatikk for omskifting fra diesel til gass og tilbake til diesel igjen. Naturgass, som er fri for svovel, er et ideelt brensel for gassturbiner og gir lengre levetid og mindre vedlikehold enn flytende brensel. For en gitt effekt vil turbiner som kjøres på gass, ha en lavere forbrenningstemperatur enn oljefyrte enheter. Gassbrennstoffseparatorene må være nøye konstruert for å unngå at noe væske følger med gass-strømmen. Der­ nest er det ønskelig å ha kondenspotter så nær gassturbinen som mulig for å beskytte mot kondensasjon av gass i brennstoffledningene. Det trenges bare i underkant av en liter med væske for å brenne av spissene på skovlene i det første turbintrinnet. Forholdet mellom brennverdiene for gass og væske på volumbasis kan være en til hundre, og hullene i gassdysene vil derfor kunne slippe igjennom nok brensel til å brenne skovlene rett av. 12.2.7 Startsystem Vi er vant til at en bilmotor trenger en startmotor. På tilsvarende måte trenger en gass­ turbin et eget system for oppstarting. En startenhet tilføres energi utenfra og roterer gass­ generatoren til et turtall hvor turbinen alene er i stand til å arbeide på tomgang. Et slikt sys­ tem kan også brukes ved vasking av en gassturbin. Disse typer av startanordninger brukes [37]:

- 267 -

-

Ekspansjonsturbin for luft eller annen gass Elektro-hydraulisk motor Dampturbin Dieselmotor Elektrisk motor

De to første drivenheter brukes fortrinnsvis for lette industriturbiner, mens de øvrige vel­ ges for den tunge industriversjonen. Startmotoren er som regel koplet til kompressorenden av turbinen via en girboks. Størrelsen på startenheten varierer avhengig av gassturbinens størrelse og type. En tung industriturbin av type MS 5002 trenger eksempelvis en startmotor på 275 kW.

12.2.8 Fundamentering Gassturbinen med utstyr må fundamenteres. For installasjoner på land monteres maski­ nen vanligvis direkte på et forsterket betongfundament. Oppretting av maskinen skaper sjelden noen store problemer. Derimot er det noe helt annet å montere den samme maski­ nen på et plattformdekk. Et slikt dekk vil utsettes for:

- statiske deformasjoner på grunn av utstyrets vekt - vind- og bølgekrefter som gir dynamiske deformasjoner - vibrasjoner fra annet utstyr og rørarrangementer.

Dersom dekket under maskinen deformeres som et plan, vil dette ikke ha noen innflytelse på maskinens driftsforhold. Forskyvninger som opptrer i flere plan er normalt relativt små, men kan skape problemer. Selve fundamenteringsrammen bygges av stål, som enten sveises eller boltes fast til dekket. Oppå denne rammen monteres maskinen med utstyr. De statiske forskyvninger eli­ mineres så ved oppretting av akselen. Det er viktig å velge koplinger som er i stand til å ta opp de dynamiske deformasjoner av akselen. Ved store forskyvninger kan man være nødt til å vurdere spesielle fundamenteringsarrangementer. En metode kan være å feste fundamenteringsrammen til dekket med en tre-punkts opplagring. Rammen vil da bevege seg som et stivt legeme, uavhengig av dek­ kets forskyvninger. Samme teknikk brukes for installasjoner i båter. I noen tilfeller vil man for en gassturbin som driver et kompressortog velge to uavhengi­ ge fundamenteringsrammer. Drivenheten og kompressortoget er plassert på hver sin rammekonstruksjon, som festes til underlaget. Slike løsninger stiller særlige krav til valg av koplinger. 12.2.9 Eksossystem Avgassen fra en gassturbin inneholder noen skadelige stoffer. I tillegg er dens tempera­ tur høy, - i størrelsesorden 400-550°C. Derfor bygges gassturbinanlegg med skorsteiner. For anlegg på land er dette forholdsvis enkelt. Det kreves spesielle forholdsregler på platt­ former. På enkelte plattformer blir eksosen sendt rett opp, noe som kan medføre fare for heli­ koptrene under landing. Piloten må være oppmerksom på vindretningen og eksosutslippet før landingen finner sted. Det er imidlertid også andre problemer. Borepersonell og andre som arbeider på plattformen må beskyttes mot den varme eksosgassen. Eksosen kan i enkelte tilfeller bli blåst direkte på boretårnet og personell, noe som er høyst uønsket.

- 268 -

Noen operatører har plassert eksosutslippet så langt fra helikopterdekket som praktisk mulig. I andre tilfeller er eksoskanalen plassert slik at den peker på skrå utover plattformen, gjerne forlenget ved hjelp av en uteliggende bærekonstruksjon. Den andre generasjonen av lette gassturbiner har en vesentlig fordel fremfor de tunge gassturbinene når det gjelder eksosutslippet. Slike turbiner forbruker atskillig mindre luft, og dermed kan eksoskanalenes tverrsnitt reduseres betraktelig. Noen installasjoner har varmegjenvinningsanlegg eller utstyr for å utnytte eksosvarmen fra gassturbin. Dette blir gjort for å spare brensel og redusere antall fyrte kjeler. Gjenvunnet varme blir brukt til romoppvarming og prosessvarme. Typiske trykkfall i et eksossystem er 70-100 mm vannsøyle. For anlegg med varmevekslere vil trykktapet øke til 150-250 mm vannsøyle. Det er videre ønskelig å hindre ukontrollert resirkulasjon av eksos til innløpet. Dessuten er det nødvendig med støydempning på grunn av personellet som bor og arbeider på platt­ formen.

12.2.10 Koplinger Koplinger brukes som et forbindelsesledd mellom to maskiner. En kopling har følgende funksjoner:

- overføre dreiemoment - kompensere for skjev oppstilling - kunne ta opp aksielle forskyvninger. Ved å anvende en kopling mellom to maskiner unngår man at deformasjoner og feil ved oppretting fører til skader. To hovedtyper av koplinger benyttes hyppig, dvs. membran- og tannhjulskoplinger (fig. 12.40). Begge typer av koplinger har sine fordeler og ulemper, som er forsøkt vist i tabell 12.3 [6], En membrankopling trenger ikke smøring og har stor evne til å ta store vinkelforskyvninger. En tannhjulskopling derimot trenger smøring. Den kan takle store aksielle for­ skyvninger. Det endelige valg av kopling avhenger av de aktuelle driftsbetingelser. I petroleumsindustrien ser det ut til at membrankoplinger har fått økende anvendelse. Funksjon

Membrankopling

Tannhjulskopling

Turtallskapasitet

Høy

Høy

Effekt/vekt-forhold

Moderat

Høy

Ytre diameter

Stor

Liten

Kapasitet til å ta: - vinkelforskyvning - aksialforskyvning - støtbelastninger

Stor Begrenset Moderat

Begrenset Stor Høy

Utbalansering av kopling

Meget god

God

Varmeutvikling

Neglisjerbar

Ja

Behov for smøring

Nei

Ja

Vanlig feilkilde

Utmatning

Slitasje

Tabell 12.3 Sammenligning av membran- og tannhjulskoplinger.

- 269 -

Fig. 12.40 Skisse av membran- og tannhjulskopling. 12.3 12.3.1

Kompressorer Kompressorutførelse

Aksialkompressorer har utstrakt anvendelse i jetmotorer for fly, men også innen prosessindustrien er denne kompressortypen blitt mer aktuell. Sammenlignet med radialkompressoren har den noe bedre virkningsgrad. Den har noe lavere vekt, men for sta­ sjonære anlegg har dette liten betydning. Aksialkompressoren er mer ømfintlig for korro­ sjon og erosjon på grunn av urene gasser. Likevel finner man at aksialkompressoren i noen tilfelle foretrekkes i installasjoner hvor det før var vanlig med en radialkompressor. Fig. 12.41 viser en typisk industrikompressor. Aksel med rotor er smidd i ett stykke. Navdiameteren er konstant. En reduksjon av den radielle skovllengde for høytrykkstrinnene er oppnådd ved å redusere spissdiameteren. Kompressoren er utstyrt med en kurveformet diffusor som leder gassen inn på et spiral­ hus. I mange tilfelle er ledeskovlene regulerbare. Oppbygningen av aksialkompressoren for lette industriturbiner er tidligere vist i fig. 12.18 og 12.19. Rotorenheten er som regel en kombinert trommel/skive konstruksjon.

Fig. 12.41 En 8-trinns aksialkompressor fra Sulzer. Data: 2 i =100 000 m 3/h, Pi = 1,0 bar, p 2 = 2,5 bar og n = 6300 r/min.

- 270 -

- 271 -

Radialkompressorer benyttes i mange typer av industriprosesser. De dekker en rekke gasser med et stort område av trykknivåer og leveringsmengder. Design av en slik kom­ pressor vil være avhengig av de aktuelle driftsbetingelser. Maskinen må derfor i hvert enkelt tilfelle skreddersys til den gitte prosess, samtidig som det må tas hensyn til at prosessbetingelsene kan endres over tid. Til sammenligning vil man ved valg av en gassturbin mer betrakte den som en "hyllevare". I mange applikasjoner innen petrokjemisk industri, produksjon av LNG og anlegg for kompresjon av luft, for å nevne noen, vil prosessforholdene normalt endres lite. Derimot vil kompressorer i prosesser for olje- og gassproduksjon arbeide innenfor et stort spekter av gasser med ulik molekylvekt og driftstilstander. Slike anlegg er plassert både på land og til havs. Disse vil normalt ha en eller annen form for gasskompresjon. Typiske anvendelser er: - Kompressorer for løfting av naturgass, som er nødvendig for å resirkulere gass til borehullet og derved hjelpe råoljestrømmen. - Rekompresjon av naturgass etter hvert prosesstrinn for separasjon av olje og gass. - Salgsgasskompressorer for å bygge opp tilstrekkelig trykk for transport av naturgass i rørledning til forbruker. - Reinjeksjon av naturgass for å øke trykket i brønnen. Derved er det mulig å opprett­ holde en oljeproduksjon når det mangler en rørledning for transport av gass fra platt­ form til land. Leveringstrykket for de ulike anvendelsesområder ligger i størrelsesorden: -

Gassløfting Rekompresjon Salgsgass Reinjeksjon

70- 150 bar 5-70 bar opptil 200 bar 300- 600 bar

På et typisk oljefelt som inneholder assosiert gass har man behov for flere store gasskompressorer. Et typisk gassfelt derimot trenger nødvendigvis ikke gasskompresjon ved oppstart av feltet. Dette kan først bli aktuelt i en senere fase av produksjonen. Statfjord er et typisk oljefelt med assosiert gass. Prosessen som benyttes er noe forenk­ let fremstilt i fig. 12.42. Fra reservoaret strømmer en blanding av olje, gass, vann og sand. Det benyttes fire trinn for separasjon av disse komponenter, idet man ved gradvis trykkavlastning i trinnene øker oljeutbyttet. Trykket inn på første trinns separator er 66 bar (1), mens trykket i siste separator er 1,5 bar (4). Formålet med gasskompresjonssystemet er å heve trykket på gassen fra 2. og 3. trinns separator til trykket fra 1.trinns separator. Som det fremgår av figuren, består rekompresjonssystemet av tre kompressorer (7), (10) og . (12) Foran hver kompressor er det plassert en innløpskjøler og en væskeutskiller, ofte kalt "scrubber". For kompressor (10) er disse merket som henholdsvis (8) og (9). En salgsgasskompressor (16) hever trykket til 173 bar. Reinjeksjonstrykket for kompressor (17) er 394 bar. Det benyttes to kompresjonslinjer, hvor hvert kompressortog greier 83% av antatt stør­ ste gassproduksjon. Det er mest vanlig å bruke radialkompressorer i slike anlegg. Drivenheten er enten elek­ trisk motor eller gassturbin, hvor valget i hvert tilfelle er bestemt ut fra økonomi, drift, pro­ sess, vekt og areal. Andre forhold kommer også inn i bildet. Gassturbinen er så langt den mest brukte drivenhet for store kompressorytelser. Den gir mulighet for turtallsregulering av kompressorer. I de siste årene har man imidlertid fått mer erfaring med frekvensstyrte vekselstrømsmotorer. Disse kan etter hvert få større anvendelse.

- 272 -

Gass

q]^01

Fig- 12.42 Forenklet flytskjema for Statfjord B.

Kondensat

Valg av kompressorer bør skje etter følgende fire kriterier: -

Pålitelighet Driftsfleksibilitet Ytelse Kostnader

Den innbyrdes prioritering av disse kravene kan naturlig nok være gjenstand for diskusjon. Det første kravet består i å velge velprøvd og pålitelig utstyr. Driftsstans kan ha store økonomiske konsekvenser. Et typisk driftsproblem kan være vibrasjoner som følge av uba­ lanse i rotor. Dette gjelder spesielt for høye kompresjonstrykk. Det andre kravet er at både turbiner og kompressorer har nødvendig fleksibilitet til å kunne håndtere store variasjoner i trykk og volumstrøm, både under oppstartings- og pro­ duksjonsfasen. Likevel vil forandringer i gass-sammensetning og dermed molekylvekt være en større utfordring. Dersom gassen blir lettere, vil man måtte redesigne maskinen eller bygge en ny. I enkelte tilfeller kan operatøren velge å avsette plass i den originale maski­ nen for senere å kunne plassere inn et ekstra løpehjul.

- 273 -

I Fig. 12.43 En vertikaldelt kom­ pressor. Inn- og uttaksstusser er plassert på toppen av huset. I noen installasjoner vil det være fordel­ aktig å ha disse på undersiden. De tynne, horisontale rørene er for tilførsel/retur av olje til/fra lager og tetningsanordninger.

Det tredje kravet er å tilpasse kompressor- og gassturbinytelsen slik at man oppnår mini­ malt brennstoff-forbruk pr. volum komprimert gass. Det er ønskelig å la kompressoren arbeide i et område av kompressorkarakteristikken med maksimal virkningsgrad, begrenset avsurge- og choke-linjen. Det siste kravet går ut på at man fordeler alle estimerte kostnader over anleggets levetid og velger den løsning som gir de lavest samlede kostnader. Vi har to hovedtyper av radialkompressorer. Kompressorhuset kan enten være horisontaldelt (fig. 9.2) eller vertikaldelt (fig. 12.43). Den valgte delingen av kompressorhuset er influert av trykknivået og kravene til tetning. Ved horisontaldelt kompressor er forbindelsesflensene med bolter plassert i høyde med akselen. Øvre del av kompressorhus med diffusor kan løftes opp for inspeksjon/vedlikehold av rotor, diffusor, tetninger og lager.Mellom de to horisontale flenser vil man oftest ha metallisk kontakt uten tetningsringer. Dette kan gi lekkasjeproblemer ved høye trykk og lette gasser (lav molekylvekt) som helium, hydrogen-hydrokarbonblandinger og metan. I slike tilfelle vil man foretrekke vertikaldelte kompressorer. Kompressorhuset er nå delt i vertikalplanet. Mellom de ringformede flenser rundt kompressorhuset brukes tetningsringer av metall, asbest, neopren eller silikon. Andre materialer er også brukt. En vertikalsplittet konstruksjon er enkel, og ved en- og to-trinns maskiner vil innmaten være lett tilgjengelig. For flertrinns kompressorer er det vanlig å bygge to sylinderformede hus. Det indre hus er splittet horisontalt. Hele dette huset sammen med rotorenhet er plassert sentrisk i et ytre vertikaldelt kompressorhus. En slik løsning gir enklere vedlike­ hold. Arrangement av løpehjul på selve aksel samt plassering av inn- og uttaksstusser på kom­ pressorhus kan gjøres på ulike måter. Noen vanlige konfigurasjoner er skissert på fig. 12.44. Andre arrangementer er også

aktuelle.

- 274 -

a) Kompressor med en-sidig innløp. Det kan benyttes inntil 12 løpehjul i serie. Ved gasskompresjon i lavtrykks prosessanlegg er dette et gunstig arrang­ ement.

b) Kompressor med to-sidig innløp. Kapasiteten for kompressoren dobles. Antall løpehjul blir mindre, maksimalt kompresjonsforhold reduseres, og aksialkraften elimineres.

gS

■i —u

c) Kompressor med mellomkjøling. Når gasstemperaturen ligger i området 90-200°C,vil man ofte velge mellom­ kjøling. Virkningsgraden forbedres og akseleffekten reduseres. Kjøling av gassen skjer ved en ekstern varmeveksler.

d) Kompressor med “rygg mot rygg" plassering av løpehjul. Aksialkraften som virker over de to grupper av løpehjul vil i prinsippet oppheve hverandre. Dette er en fordel­ aktig løsning for høytrykks maskiner.

Fig. 12.44 Kompressorkonfigurasjoner.

Fig. 12.45 Horisontaldelt kompressor fra Borsig.

- 275 -

Fig. 12.46 H øytrykks radialkompressor med vertikaldelt hus (Cooper-Bessemer).

- 276 -

- 277 -

På fig. 12.45 er vist et snitt gjennom en 6-trinns horisontaldelt kompressor. For å redusere aksial kraften er løpehjulene delt inn i to grupper som er plassert “rygg mot rygg". Kompressoren har skovlløs diffusor med etterfølgende rad av vendeskovler. Den har videre labyrinttetninger. Såkalt oljefilmtetning er brukt for å hindre gass i å lekke ut til lager og omgivelse. Et aksiallager er plassert i motsatt ende av drivakselen. Fig. 12.46 viser tilsvarende er 6-trinns vertikaldelt høytrykks kompressor. Det indre kompressorhus med rotorenhet kan trekkes utav det ytre kompressorhus i lengderetningen. Den ene endeveggen holdes på plass av en segmentoppdelt låsering. Ved lavere kompresjonstrykk er det praktisk med boltforbindelse.

12.3.2 Rotorsystem I en aksialkompressor er skovlene i første trinn lengst. For å redusere faren for vibra­ sjoner kan skovlene avstives ved hjelp av midt-spenn-dempere (Fig. 12.47). Skovlroten er formet som en svalehale. Den enkelte skovl er låst fast i den roterende skiven.

Fig. 12.47 1. trinns løpeskovler i en aksialkompressor Ledeskovlene kan enten festes til selve kompressorhuset eller til segmentoppdelte ringer (Fig. 12.48). Disse ringer festes så til huset. De enkelte skovler tres på plass i spor i ringene. I noen tilfelle har ledeskovlene dekkbånd (støttering) innerst.

Dekkbånd

Fig. 12.48 Innfesting av ledeskovlene i en aksialkompressor. a) Ledeskovler med dekkbånd b) Ledeskovler uten dekkbånd.

- 278 -

Rotoren i en aksialkompressor kan bygges på forskjellige måtér. Fig. 12.49 viser et snitt gjennom en 8-trinns aksialkompressor. Korrrpressoren har konstant midlere skovldiameter. Rotorkonstruksjonen består av: skive (trinn 1), trommel (trinn 2 og 3), boltet skive (trinn 4, 5 og 6) og skive festet til aksel (trinn 7 og 8). Den viste oppbygning av rotorenheten er tenkt. I en virkelig kompressor vil man ikke velge en slik sammenbland­ ing av rotorkonfigurasjoner. Figuren er kun tatt med for å illustrere ulike design-filosofier.

Fig. 12.49 Et snitt gjennom en tenkt 8-trinns aksialkompressor. Forskjellige byggemåter for kompressorrotor er antydet [34]. Løpehjulet i en radialkompressor kan være åpen eller lukket som angitt på fig. 12.50.

Fig. 12.50 Noen typiske løpehjulsformer. Åpne løpehjul (type a) er fortrinnsvis brukt i en-trinns kompressorer, mens et lukket løpehjul (type b) er vanligst for flertrinns maskiner. Skovlene sveises gjerne til løpehjulsog dekkskive. En kombinasjon av klinke- og sveiseforbindelser er i mindre grad benyttet (type c,d og e). For korrosive gasser vil man velge krom-nikkel-stål.

- .279 -

På fig. 12.51 er vist oppbygningen av en kompressorrotor. Hvert løpehjul er påkrympet akselen og sikres ved radielle styrepinner. Noen fabrikanter foretrekker kileforbindelse. Utbalanseringsskive for aksialkraften er plassert på trykksiden av rotorenheten. Selve labyrintringene kan enten festes til akselen, som vist på figuren, eller til kompressor­ huset. Rotoren har et aksiallager og to radiallager.

(3) (4) (5) (6) (7) (8)

Radiell styrepinne Labyrinttetning Løpehjul Radiallager Oljefilmtetning Flenskopling Fig. 12.51 Oppbygning av kompressorrotor (Sulzer).

12.3.3 Lager og smøreoljesystem

Lager I en kompressor benyttes både radielle og aksielle lager. Disse er normalt bygd som glidelager med flytende lagerskåler. I engelsk-talende land betegnes denne lagertypen som “tilting pads". Et radiallager er dimensjonert for å ta opp belastninger som henger sammen med roto­ rens egenvekt og krefter som følge av mulige vibrasjoner. For å sikre riktig rotordynamikk, er lagerets dempningseffekt viktig. Samme rotor kan ha flere kritiske omløpstall. Kompres-

sorens driftsturtall må velges forskjellig fra disse. Et aksiallager skal ta opp de aksielle krefter, samtidig som rotoren holdes i riktig aksiell posisjon. Aksiallageret greier ikke alene å ta opp hele kraften. Kompressoren utstyres der­ for med et såkalt balansestempel, som er dimensjonert for å kunne ta 70-80% av den totale aksialkraft (fig. 9.14). Den resterende kraft tas opp av aksiallageret. I de siste årene har man utviklet det som kalles magnetiske lager. Et magnetisk lager består i prinsippet av selve lageret og et elektronisk kontrollsystem. Lageret er bygd som en rotor med ferromagnetisk overflate, som holdes i posisjon av et omliggende magnetfelt. Magnetfeltet dannes ved å plassere elektromagneter på statoren. Rotorens posisjon over­ våkes og justeres gjennom et kontrollsystem. Ved avvik fra normalposisjonen bringes roto­ ren tilbake til riktig posisjon ved å endre strømtilførselen gjennom elektromagnetene. Slike lager har mange fordeler. Lagerfriksjon og smøreoljesystem elimineres, rotorens periferihastighet kan økes, lagerstivheten kan justeres, og lageret har en nærmest ubegrenset levetid. På den annen side er et slikt lager kostbart og trenger mer plass. Det siste forhold kan medføre at antall løpehjul i en flertrinns kompressor må reduseres. Slike lager har så langt ikke fått noen stor anvendelse.

-280 -

Smøreoljesystem Et glidelager trenger en tynn oljefilm mellom rotor og lagerskåler. Dette oppnås ved at et smøreoljesystem under et trykk på 2-3 bar presser olje inn i lageret. Friksjonsvarmen som produseres fjernes ved at stadig ny olje tilføres. Mineralolje er ofte benyttet som smøremiddel. Oljens viskositet er viktig for smøreevnen. Lav viskositet og høy lagertemperatur kan ødelegge oljefilmen, og lagerhavari kan bli resultatet. Oppbygningen av et typisk smøreoljesystem er skissert i fig. 12.52.

Fig. 12.52 Layout for et smøreoljesystem. 12.3.4 Tetninger og teningsoljesystem Labyrinttetninger

Noen prosesskompressorer transporterer korrosive og/eller eksplosjons- og brannfarlige gasser. I slike tilfelle er det særlig viktig at gassen ikke lekker ut til omgivelsene. Det er også uheldig om gassen forurenser smøreoljen i lagrene. For lave kompressortrykk og for anvendelser hvor det kan tillates mindre gasslekkasjer, er labyrinttetninger mye brukt. Slike tetninger er tidligere blitt behandlet.

- 281 -

Fig. 12.53 Oljefilmtetning.

forurenset olje

olje ut

Oljefilmtetninger For kompressorer hvor gasslekkasjen til omgivelsene ikke kan tolereres samtidig som at periferihastigheten for akselen er høy, vil man velge oljefilmtetning (fig. 12.53). En tynn oljefilm mellom akselen og en "flytende” sylinderformet ring vil gi en effektiv tetning. Ringen roterer ikke med akselen. Oljen vil ha et visst overtrykk i forhold til gassen. En min­ dre del av oljen vil lekke til atmosfære- og gass-siden av akseltetningen. Denne tetningsanordning er utsatt for minimal slitasje. Inntil i dag har denne type av tetning vært enerådende som gass-sperresystem i kompressorer. Mekaniske tetninger Mekaniske tetninger vil man velge når oljelekkasjen til gass-siden av kompressoren må hol­ des på et minimum. Det benyttes en karbontype av tetningsringer. Slike ringer har en begrenset levetid og må skiftes ut etter en viss tid.

Tørre mekaniske tetninger I de siste årene har det kommet på markedet en ny type tetninger; — de såkalte tørre meka­ niske tetninger. Disse har med hell vært i drift og blitt uttestet på aktuelle kompressorer. Sli­ ke tetninger gir lav lekkasjestrøm, ingen slitasje, og man trenger intet tetningsoljesystem. Det siste forhold er ikke minst viktig når vi vet at feil ved smøre- og tetningsoljesystemet alene forårsaker over halvparten av alle driftsproblemene for en kompressor. En tørr mekanisk tetning fungerer ved at tetningselementene “flyter" på en tynn gassfilm. Forenklet kan man si at tetningen består av to ringformede flater med et gass-sjikt imellom, hvorav den ene ringen roterer, mens den andre står i ro. Den aksielle avstanden mellom ringelementene kan være ca. 2-10 pm. Lekkasjestrømmen skjer således i radiell retning, enten innover eller utover. Denne lekkasjen er meget liten sammenlignet med labyrinttetninger. Tetningsoljesystem Ved kompresjon av naturgass er det viktig at det ikke oppstår lekkasjer til omgivelsene. Oljefilmtetningen trenger tilførsel av olje. Et lukket resirkuleringssystem leverer olje til tetningsringene med et trykk litt høyere enn gasstrykket i kompressoren. Olje som benyttes kan komme gjennom en forgrening fra smøreoljesystemet (kombinert system) eller fra en uavhengig tank (separat system). Mineralolje blir ofte benyttet. Separate systemer krever mer plass og er dessuten tyngre enn kombinerte.

- 282 -

I tetningsringene vil oljen komme i kontakt med gassen, og vil over tid forurenses av komponenter avgitt fra gassen. Dette gjelder særlig innhold av hydrogensulfid (H2S). En slik oppløsning av gass i oljen resulterer i en senkning av oljens flammepunkt med åpen­ bare sikkerhetsmessige problemer. Dette medfører også reduksjon av oljens viskositet, som igjen bidrar til større forbruk av tetningsolje og dårligere smøreevne. De største proble­ mer har man med kombinerte systemer. Den mest vellykkede metoden for å "regenerere" oljen, synes å være avgassing av de lettere gasskomponenter i oljen ved lave trykk. Et vanlig tetningsoljesystem er vist i fig. 12.54. I et slikt system er det plassert en nivåtank i høyde H (ca. 5 m) over kompressorakselen. Den kan inneholde 50-150 liter olje. I en nødsituasjon, hvor oljetilførselen fra primærsystemet faller ut, kan oljetanken levere tet­ ningsolje for 5-10 minutters drift av kompressoren. Dermed har operatøren tilstrekkelig tid til å kunne stoppe maskinen.

Fig. 12.54 Arrangement av tetningsoljesystem. 12.4 Materialer Termiske maskiner, særlig gassturbiner, vil arbeide med høye gasstemperaturer. Gas­ sene kan dessuten være korrosive. Det siste kan skyldes salt fra sjøvann/sjøluft, samtidig som brennstoffet kan inneholde svovelforbindelser. Forskjellige former for korrosjon kan opptre.

-283 -

°c Fig. 12.55 Bruddfastheten avhengig av materialtemperaturen. Som eksempel er valgt materialene Nominic 90 og Rene 41. Data er gitt av en turbinleverandør. Det er kjent at et materialets egenskaper vil endres når temperaturen øker. Fig. 12.55 viser hvordan bruddspenningen avtar ved økende temperatur. En lignende tendens vil man også registrere når det gjelder flytegrense og elastisitetsmodul. Derimot vil materialets kontraksjon og forlengelse øke ved voksende temperatur.

Dersom materialet utsettes for belastning over lengre tid, vil materialet krype, dvs. få en varig forlengelse. Det er mange viktige krav man stiller til materialene i en gassturbin. Bl.a. skal materi­ alet ha god — — — — —

oksydasjonsresistens resistens mot korrosjon mekanisk styrke ved høye temperaturer bearbeidbarhet slitasjeresistens

samtidig som det er ønskelig med lav

— spesifikk vekt — termisk utvidelse Andre krav kan også settes opp. En metallurg vil først og fremst legge vekt på de tre første faktorene. For maskinkomponenter som utsettes for temperaturer lavere enn 600°C vil man

kunne velge ferrittiske materialer. Slike materialer er legert med krom (ca. 3%) samt mindre prosentandel av mangan, molybden, vanadium og kullstoff. Stålsorten kan brukes i rotorskiver forutsatt effektiv kjøling. De austenittiske stål innbe­ fatter de rustfrie krom-nikkel-legeringer med tilsetning av wolfram, molybden, titan og/ eller andre legeringsemner. Krominnholdet varierer mellom 12 til 18% og nikkelandelen mellom 8 til 13%. Disse stål er ikke-magnetiske og kan ikke herdes ved varmebehandling. Den termiske utvidelseskoeffisient er høy. Stålsorten er velegnet for høyt trykkpåkjente komponenter som kompressor- og turbinhus. De nikkelbaserte legeringer inneholder mellom 45 til 80 % nikkel med forholdsvis lavt innhold av jern. I denne gruppen av legeringer hører bl.a. Nimonic, Hastelloy, Inconel og Rene. Disse legeringer er utviklet for høye temperaturer. Noen av disse har god resistens

- 284 -

mot korrosjon og oksydasjon ved temperaturer over 1150°C. De høyest varmepåkjente

komponenter i en gassturbin som brennkammer, dyser og løpehjulsskovler er framstilt av disse materialer. En fjerde viktig gruppe av legeriner er de koboltbaserte, som har særlig gode fasthetsegenskaper ved høye temperaturer. Andelen av krom, nikkel og wolfram er betydelig i tillegg til krominnholdet. En slik legering er X—40 som brukes for løpehjulsskovler. Tabell 12.4 viser den kjemiske sammensetning av noen typiske legeringer. For tiden forskes det meget på å utvikle nye og bedre materialer som kan tåle de stadig høyere driftstemperaturer. Interessen for bruk av keramiske materialer er således økende. Aktuelle keramer er først og fremst høyalumina, silisiumnitrid og silisiumkarbid. Mye tyder imidlertid på at de kera­ miske materialer vi kjenner i dag ikke er særlig velegnet. Materialene er forholdsvis sprø og er vanskelig å bearbeide.

Materiale

Al

Cb

A-286

Co

15

Nimonic 75 Nimonic 90

Or

2

Hastelloy X

Inconel 718

1

5

Inconel 738

3

1

Rene 41

Fe

Mn

58

Mo

Ni

1

26

Ti

5

75

18

20

5

52

2

22

19

9

47

19

18

3

52

2

62

10

51

3 3

16

2

11

19

Rene 77

4

17

15

5

56

MAR-M246

6

10

9

3

58

55

25

3

1

1

10

W

2

20

8

X-40

Ta

3

1 1

2

2

3

2

3

10

8

Tabell 12.4 Sammensetningen av noen varmebestandige legeringer. Vektsandelen i % er avrundet til nærmeste hele %-verdi [6], [38],

12.5 Standarder for termiske maskiner Når en kunde skal kjøpe en maskin fra en leverandør, må partene inngå en kontrakt. Denne kontrakt vil inneholde en nærmere spesifikasjon av delproduktet som skal leveres. I tillegg må pris, leveringstidspunkt og en rekke andre forhold avtales. Ved utarbeidelse av spesifikasjonen vil kjøperen som regel ta utgangspunkt i en allerede etablert standard for denne type av maskin. En slik standard beskriver prosedyrer for design, valg og spesifikasjon av maskinen, og er basert på kunnskaper og erfaringer over mange år. I spesifikasjonen vil kunden modifisere, utelate eller utvide deler av den valgte standard. Det finnes en rekke standarder som behandler roterende maskiner med hjelpeutstyr. Disse utgis av egne standardiseringsorganisasjoner: - Nasjonale (API, ASME, BS, DIN) - Internasjonale (IEC, ISO)

- 285 -

I det følgende er nevnt noen av de viktigste standarder for termiske maskiner og tilhør­ ende utstyr fra American Petroleum Institute (API) [39]:

Standard 611-88:

General-Purpose Steam Turbinesfor Refinery Services.

Standard 612-87:

Special-Purpose Steam Turbines for Refinery Services.

Standard 613-88:

Special-Purpose Gear Units for Refinery Services.

Standard 614-84:

Lubrication, Shaft-Sealing, and Control-Oil Systems for Special-Purpose Applications.

Standard 616-92:

Gas Turbines for Refinery Services.

Standard 617-88:

Centrifugal Compressors for General Refinery Services.

Standard 670-86:

Vibration, Axial-Position and Bearing-Temperature Monitoring Systems.

Standard 671-90: Standard 677-89:

Special-Purpose Couplings for Refinery Services. General-Purpose Gear Units for Refinery Services.

Årstallet for utgivelse er angitt i betegnelsen.

Internasjonalt er API-standarder mye benyttet. De er alle oppbygd på noenlunde samme måte. La oss som eksempel se nærmere på API 616 som gjelder for gassturbiner. Den har følgende innholdsfortegnelse: 1. Generelle definisjoner

2. Grunnleggende design av turbiner 3. Smøreoljesystem 4. Inntaks-og eksossystemer 5. Startsystem 6. Gir og koplinger 7. Instrumentering, kontroll- og elektrosystemer

8. Brennstoffsystem 9. Materialer 10. Inspeksjon og testing 11. Preparering for transport og installasjon 12. Krav til tegninger og dataunderlag 13. Innhold i anbudsdokumenter Appendiks - Dataark - Referansestandarder

12.6 Testing av kompressorer Det kan være mange fordeler med å teste den ferdige kompressoren. Ved å gjøre dette

ønsker man å:

- Teste ulike mekaniske funksjoner av maskinen - Bevise om maskinen oppnår spesifisert ytelse - Korrigere eventuelle feil eller mangler før maskinen installeres i anlegget. Vi har flere kategorier av testing.

- 286-

Mekanisk testing Den vanligste testen av en turbokompressor er mekanisk testing. Hensikten er å demon­ strere at alle viktige komponenter funksjonerer som forutsatt. I tillegg skal testen bevise at alle roterende elementer er utbalansert, at maskinen kan startes og stanses på en kontrol­ lert måte, at kritiske turtall kan passeres uten for store vibrasjoner etc. Det gjennomføres tre typer av mekaniske tester:

- Hydrostatisk testing - Rotasjonstest av løpehjul - Mekanisk driftstest.

Hydrostatisk testing gjennomføres for alle deler av kompressoren som arbeider under høyt trykk. Testtrykket settes lik 1,5 ganger høyeste arbeidstrykk. Det benyttes væske som testmedium, og trykket opprettholdes i minimum 30 minutter eller inntil eventuell lekkasje oppstår. Hvert løpehjul gjennomgår en rotasjonstest på 115% av maksimalt kontinuerlig driftsturtall. Varigheten er minimum ett minutt.

Ved mekanisk driftstest gjennomgår kompressoren en oppkjøring fra null til 110% turtall med trinnvise hastighetsendringer på 10%. Driftstiden for det største turtall skal vare mini­ mum 15 minutter. Deretter reduseres omløpstallet til 100%, og kompressoren kjøres på dette turtall i fire timer. Etter en slik test åpnes kompressoren for inspeksjon. Det sjekkes om indre deler av maskinen er skadet eller viser tegn til slitasje, og man kontrollerer om det er antydninger til mekanisk kontakt mellom roterende og stillestående komponenter. I tillegg er det vanlig å teste maskinens støynivå. Ytelsestesting American Society of Mechanical Engineers har utviklet flere standarder for testing av ter­ miske maskiner. Disse benevnes som ASME Power Test Godes [39]:

PTC 6-76: PTC 10-65: PTC 22-85:

Steam Turbines Compressors and Exhausters Gas Turbine Power Plants

Her er også utgivelsesåret angitt.

Disse standarder er spesielt utviklet for å gi entydige og praktiske retningslinjer for testing. La oss velge å se nærmere på ASME PTC 10. Denne standard er i dag den mest omfatten­ de og mest brukte standard ved testing av kompressorer. Standarden gir i hovedsak retningslinjer for:

- Testplanlegging - Instrumentering og målemetoder - Omregning av testresultater til virkelige driftstilstander - Rapportering av resultater.

Målet med testene er å fastlegge maskinens ytelse i spesifiserte driftstilstander.

- 287 -

ASME PTC 10 definerer tre ulike testklasser.

Klasse 1 inkluderer alle tester utført med virkelig gass i aktuelle driftstilstander. Det betyr at kompressoren skal testes ved de forhold som den er dimensjonert for. Slike tester er mest benyttet for luftkompressorer, men er i flere sammenhenger også gjennomført for naturgasskompressorer. Klasse 2 og 3 tester anvendes når kompressoren ikke kan testes med den spesifiserte gassen i den gitte driftstilstanden. Kompressoren testes med en annen gass i andre driftstilstander, og testresultatene omregnes til å gjelde de virkelige driftsforhold. Disse to testklasser avviker bare i selve beregningsmåten. For klasse 2 kan testmediet betraktes ideelt. Det er satt opp grenseverdier for hvilke avvik fra ideell tilstandsendring som kan tillates. Dersom avvikene for testgass eller spesifisert gass overskrider disse ver­ dier, skal klasse 3 benyttes. Disse beregninger baseres på ligninger for reelle gasser. Det kan være både komplisert og kostbart å teste maskinen med den aktuelle prosessgass. Alternativet kan være å benytte luft i en åpen krets eller velge en annen gass i en luk­ ket krets. Av slike gasser er det vanlig å bruke inertgasser som nitrogen, karbondioksid, helium, R-12 eller blandinger av disse. Ved valg av testgass må termodynamiske egenska­ per som molekylvekt, adiabateksponent, kompressibilitetsfaktor og gassens damptrykk på forhånd være kjent eller kunne måles. Ved bruk av andre gasser er det en rekke krav som må være oppfylt. I utgangspunkt skal disse forhold være like ved test og design: -

Volumstrømforholdet Hastighetsforholdet Q-j/n Reynolds-tallet Mach-tallet.

Det er vanskelig å holde alle disse parametre konstant samtidig, - kanskje umulig. Her gjel­ der generelt at jo større avvikene er, desto større blir unøyaktigheten. Testing i henhold til klasse 1 gir de mest pålitelige resultater.

Pakketesting I enkelte tilfeller ønsker kunden å teste hele kompressorpakken med drivenhet. Dette gjøres for å sikre at alle viktige komponenter og systemer funksjonerer i et sammenkoplet system. Prøvekjøringen kan innbefatte alle sentrale mekaniske og elektriske funksjoner inklusivt kontrollsystemets funksjon. Slik testing kan skje ved redusert ytelse. For høytrykks kompressorer kan kunden også velge ytelsestesting ved full last og full hastighet. For store og komplekse enheter, som likevel må demonteres for å kunne trans­ porteres til anlegget, må kost-nytte verdien av slik testing vurderes.

-289 -

OPPGAVER I de oppgaver hvor arbeidsmediet er luft gjelder K = 1,4 og R = 287 J/(K • kg).Dersom

andre verdier er angitt, skal disse benyttes. 2.1 En dampturbin tilføres damp med trykk 40 bar og temperatur 470°C. I turbinen eks­

panderer dampen til 0,2 bar. Turbinen avgir en akseleffekt på 5 MW. Fra turbinens kondensator kan vanntemperaturen antas lik kondenseringstemperaturen. Turbinens totalvirkningsgrad er 0,78, og den mekaniske virkningsgrad er 0,98. Ved beregningene kan man se bort fra matevannspumpens arbeid. a) b) c) d)

Hvilken temperatur har matevannet? Bestem damptilstanden etter turbinen. Finn nødvendig dampbehov i kg/h. Bestem prosessens termiske virkningsgrad.

2.2 En mottrykksturbin har en akseleffekt på 703 kW. Damptrykk foran turbin pt = 16 bar, og damptemperatur

= 250 °C.

Mottrykket p2 - 1,5 bar. Dampproduksjonen er målt til rh - 8200 kg/h. Turbinens mekaniske virkningsgrad 7]^ = 0,96. a) Beregn turbinens indre virkningsgrad 7/j. b) Finn effektiv spesifikt dampforbruk i kg/kWh. c) Bestem termisk virkningsgrad 7^.

2.3 Gitt et dampturbinanlegg som arbeider med friskdamp av 120 bar og 500°C. Kondensatortrykket er 0,04 bar. Dampen mellomoverhetes til 500°C ved 7 bar. Finn termisk

virkningsgrad ?7t idet man betrakter turbinen som tapsfri. Tegn prosessen i TS-diagram. 2.4 En avtapningsturbin har en generatoreffekt P = 1500 kW. Damptrykk foran turbin Pj = 24 bar, og damptemperatur tj = 350°C. Konaensatortrykk p2 = 0,05 bar.

Mellom turbinens HT- og LT- del avtappes 8000 kg damp pr.time ved et trykk p_ = 2,0 bar. d Anta videre: Generatorens virkningsgrad Turbinens indre virkningsgrad

??g 7?i

= 0,93 = 0,78

- 290 -

Turbinens mekaniske virkningsgrad

= 0,98

a) Beregn tilført dampmengde i kg/h inn på turbinen. b) Bestem akseleffekten for turbinens HT- og LT- del.

2.5 Et åpent gassturbinanlegg arbeider etter en Joule-prosess. Som arbeidsmedium benyttes luft. Kompresjon av lufta skjer fra Pj = 1 bar og ti - 20°C til p2 = 10 bar.

a) b) c) d)

Beregn temperatur t2 og tetthet p2 etter den isentropiske kompresjon. Bestem termisk virkningsgrad ??t for kretsprosessen. Ved hvilken temperatur t3 utvinnes maksimalt nyttig arbeid W? Gassturbinanlegget bygges med regenerator, slik at lufta ut av kompressor varmeveksles med den varme gassen fra turbinen. Finn termisk virkningsgrad 7)t for denne kretsprosess. Anta temperatur inn på turbin t3 = 975 °C.

e) Hva blir den prosentvise økningen i det nyttige arbeid W i forhold til en tilsvarende kretsprosess uten varmeveksling? 2.6 En gassturbin arbeider med et trykkforhold 3,0 og en massestrøm 1,0 kg/s. Lufttemperaturen inn på kompressor er 17°C, og høyeste gasstemperatur er 827°C. Virkningsgrad for kompressor og turbin er henholdsvis 0,82 og 0,89. Tapene i brennkammer, og de mekaniske tap i turbin neglisjeres. Beregn:

a) Effekt tilført brennkammer. b) Turbinens akseleffekt. c) Termisk virkningsgrad for prosessen.

2.7 a) Beregn termisk virkningsgrad for en Joule-prosess som arbeider med de samme trykk og temperaturer gitt i oppgave 2.6. Hva er grunnen til avviket i termisk virkningsgrad? b) Den høyeste gasstemperatur i den aktuelle prosess økes med 100°C. Beregn den prosentvise økningen i akseleffekt.

2.8 Et gassturbinanlegg består av to turbiner A og B (Fig. 2.34), to brennkammer (?) og (2) samt kompressor C. Turbin A driver kompressor C som også leverer luft til brennkammer (2) . Turbin B avgir en akseleffekt på 1470 kW. Lufttilstanden inn på kompressor er 1,03 bar og 38°C, mens trykk og temperatur inn på hver av turbinene er henholdsvis 5,1 bar og 705°C. Begge turbiner arbeider med et utløpstrykk på 1,03 bar. Virkningsgrad for hver

av maskinene settes lik 0,83. Det ses bort fra tap i brennkammer.

a) Beregn effekt tilført brennkammer (?) og (5)t b) Bestem termisk virkningsgrad for anlegget.

- 291 -

Fig. 2.34 Regneeksempel 2.8 -gassturbinanlegg. 2.9 Et gassturbinanlegg har disse data: Massestrøm Lufttemperatur før kompressor Lufttrykk før kompressor Kompressorens virkningsgrad Kompressorens trykkforhold Gasstemperatur etter brennkammer

10 kg/s 20°C 1 bar 0,82 4 650°C

Ekspansjonen foregår i to turbintrinn med oppvarming av gassen mellom trinnene. Gassen fra siste turbintrinn går gjennom en varmeveksler som varmer opp lufta fra kompressoren.

Temperatur etter mellomoppvarminger

650°C

Turbinens virkningsgrad Varmevekslerens virkningsgrad

0,85 0,75

a) Beregn avgitt effekt fra anlegget. b) Bestem anleggets termiske virkningsgrad. c) Beregn brennstoff-forbruket i kg/h. Anta nedre brennverdi Hn = 40 MJ/kg. 3.1 En gassturbin er dimensjonert for å kunne avgi 300 kW ved en massestrøm m = 1 kg/s. Trykk og temperatur etter ekspansjonen er 1 bar og 1000 K. Anta indre virkningsgrad = 0,8. For gassen gjelder c = 1147 J/(K • kg) og k = 1,3. Beregn nødvendig innløpstrykk.

3.2 En dampturbin arbeider med overhetet damp av 14 bar og 315°C. Damptilstanden ut av turbin er 1,05 bar og 105°C. Damphastigheten inn på turbin er 15 m/s, mens

- 292 -

damphastigheten ut av turbin er 61 m/s. Varmetapet fra turbin til omgivelsene er 7600 kJ/h. Beregn turbinens avgitte effekt når massestrømmen er 0,48 kg/s. 3.3

Fig. 3.29 viser skjematisk skovlene i en en-trinns aksialmaskin.

a) Hvilken type av maskin representerer tilfelle 1 og 2 (Fig. 3.31 a)? b) Hva vil skje i tilfelle 3 (Fig. 3.31 a)? c) Vil det være ønskelig å bygge et kompressortrinn som vist i fig. 3.29 b ? Le

Fig. 3.31 Regneeksempel 3.3 - en-trinns aksialmaskin. 3.4 En luftkompressor har en indre virkningsgrad på 85% ved et trykkforhold 5:1. Hva blir den tilsvarende polytropiske virkningsgrad ?

3.5 En kompressor arbeider med et trykkforhold 4:1. Ved kompresjonen øker lufttemperaturen fra 293 K til 469 K. Massestrømmen er 3 kg/s, og omløpstallet er 10 000 r/min. a) Beregn kompressorens indre virkningsgrad. b) Bestem dreiemomentet på kompressorakselen idet de mekaniske tap neglisjeres.

3.6 En radialkompressor skal kunne gi et utløpstrykk på 1,7 bar. Luftas trykk og temperatur ved innløp er 1,05 bar og 15°C.

Det antas rotasjonsfritt innløp (clx = 0), mens rotasjonskomponenten ved utløp c2X = 0,76 • u2. Anta hydraulisk virkningsgrad lik 82%. Beregn nødvendig løpehjulsdiameter når omløpstallet er 8600 r/min.

3.7 En en-trinns aksialkompressor er utstyrt med innløpsledeskovler som vist på fig. 3.32 a. Strømvinklene i midlere skovlsnitt (rm = 0,3 m) er angitt i fig. 3.32 b. Skovllengden i radiell retning er 66mm. Aksialhastigheten c_ = 120,0 m/s, som antas konstant gjennom maskinen. Luftas trykk og