Как показывает опыт эксплуатации магистральных газопроводов, режимы их работы, несмотря на наличие в целом ряде станций подземного хранения газа и буферных его потребителей, как правило, характеризуется неравномерностью подачи газа в течение года и из года в год. В зимнее время газопроводы, как правило, работают в режиме максимальной подачи газа, а в летнее время, когда потребление газа несколько снижается, снижается и загрузка компрессорных станций и отдельных ГПА на КС. Эта особенность режимов работы магистральных газопроводов и, как следствие, компрессорных станций в той или иной степени характерна для всей газотранспортной системы страны. Сезонные колебания в подаче газа, обусловленные в основном работой коммунально-бытовых потребителей газа и существующей системой отопления помещений особенно проявляются в центральных и промышленно развитых регионах страны.
В связи с этим, оборудование и обвязка компрессорных станций приспособлены к обеспечению переменного режима работы газопроводов. Сезонные колебания в подаче газа через компрессорную станцию обычно регулируются включением и отключением работающих агрегатов, в ряде случаев отключением и самих компрессорных станций. Колебания газа в пределах суток или дней недели обычно регулируются изменением частоты вращения силовой турбины при использовании газотурбинных установок. Все это свидетельствует о том, что на магистральных газопроводах газотурбинные установки определенное время года вынуждены работать на частичной нагрузке по мощности.
Изменение мощности и КПД газотурбинной установки в процессе изменения внешней нагрузки является следствием сложного взаимодействия осевого компрессора, газовой турбины, камеры сгорания и центробежного нагнетателя природных газов. Как и во всех тепловых двигателях, регулирование мощности и экономичности газотурбинных установок на частичных нагрузках может быть осуществлено тремя основными путями: количественно – путем изменения расхода рабочего тела, качественно – путем изменения термодинамических параметров цикла ГТУ и, наконец, смешанным путем, сочетающим в себе элементы количественного и качественного регулирования [13].
В газотурбинных установках современной конструкции возможен только смешанный способ регулирования. Это связано главным образом с особенностью поля характеристик осевых компрессоров.
Регулирование режимов работы ГТУ нагляднее всего можно проследить на основе совмещения характеристик осевого компрессора и газовой турбины, прежде всего ГТУ простейших схем (одновальных и двухвальных) открытого цикла. В связи с этим представляется кратко рассмотреть особенности характеристик осевого компрессора и газовой турбины, а также принципы построения совмещенных характеристик осевого компрессора и газовой турбины в целях лучшего понимания особенностей работы ГТУ на частичных нагрузках мощности.
Типичная характеристика осевого компрессора, представленная на Рис. 3.1 устанавливает связь между соотношением давлений сжатия (pк ) в зависимости от расхода циклового воздуха (G) при различной частоте вращения (n) и внутреннем относительном КПД компрессора (hik):
pк = f (hik, n, G) (3.1)
Характеристика осевого компрессора подобного типа, приведенная на Рис. 3.1, построена при различных значениях постоянных относительных частотах вращения вала осевого компрессора (
), равных значениях его внутренних относительных КПД (hik), изменяющихся в диапазоне от 0,7 до 0,9. Точка А является расчетной точкой работы осевого компрессора. Левая часть характеристики отделяется от правой пунктирной линией (ОВС), называемой линией помпажа, т. е линией, разделяющей рабочую область компрессора (правая часть) от нерабочей (левая часть характеристики). Работа компрессора в области помпажной зоны недопустима даже кратковременно, так как это может привести к поломкам его лопаток, ухудшению работы камеры сгорания, выходу из строя машины в целом (см. раздел 3.3 настоящей главы).
Практическое значение таких характеристик заключается прежде всего в возможности суждения о работе компрессора с точки зрения устойчивости и экономичности работы ГТУ на переменных режимах работы.
Анализ характеристики осевого компрессора (Рис. 3.1) показывает, что изменение частоты вращения его вала влияет не только на абсолютные значения расхода циклового воздуха и напора компрессора, но и определяет форму характеристики самого компрессора. Так, при повышении частоты вращения вследствие сжимаемости воздуха характеристика компрессора становится более крутой. Чем больше степень повышения давления, тем сильнее сказывается сжимаемость воздуха и в большей степени увеличивается крутизна характеристики.
Изменение относительного КПД компрессора в зависимости от режима его работы происходит главным образом из-за изменения углов атаки воздуха на лопатках. Под углом атаки обычно понимается угол, образованный направлением входной скорости воздушного потока и направлением касательной к передней точке средней линии профиля самой лопатки (см. раздел 2.2 главы 2).
Отклонение от расчетной точки А на диаграмме Рис. 3.1 влево по линии 
= idem приводит к возникновению положительных углов атаки, а смещение вправо по той же линии – в сторону отрицательных углов. То и другое приводит к снижению относительного КПД компрессора.
Линии постоянной частоты вращения на характеристике осевого компрессора заканчиваются вертикальными отрезками, что свидетельствует о достижении на этих участках характеристики компрессора закритического режима истечения, когда расход воздуха уже не зависит от соотношения давлений сжатия.
Рабочий процесс газовой турбины в общем случае определяется: расходом газа, его параметрами перед турбиной, за турбиной и по ступеням; частотой вращения ротора, внутренними потерями энергии в соплах и на рабочих лопатках и, наконец, особенностями взаимного влияния ступеней при их совместной работе в многоступенчатой турбине.
Задача построения характеристик турбины с учетом влияния указанных факторов обычно решается выполнением поступенчатого расчета для рассматриваемого режима с привлечением опытных данных о значении внутренних потерь.
Однако, в силу громоздкости проведения подобных расчетов, на практике сравнительно большое распространение получили приближенные формулы для расчета расходных характеристик турбины. При выводе этих формул обычно используется предпосылка о том, что основное влияние на пропускную способность турбины оказывает изменение термодинамических параметров рабочего тела на входе и выходе из турбины.
Для случая, когда во всех ступенях турбины имеет место дозвуковой режим течения газа, наиболее широко используется формула Стодолы-Флюгеля (индексом «0» отмечен расчетный режим работы) [2, 10, 13]:
= 
(3.2)
где р3, r3 – давление (р3) и массовая плотность (r3) рабочего тела перед турбиной; p - соотношение давлений перед (р3) и за (р4) турбиной; G – массовый расход рабочего тела в единицу времени; Т3 - температура газов перед турбиной.
Следует отметить, что при выводе этой формулы используется предпосылка о том, что турбина содержит бесконечный ряд последовательно расположенных неподвижных сопел и она используется как универсальная для турбин с различным числом ступеней.
Анализ уравнения (3.2) показывает, что расход газа через турбину практически зависит только от соотношения давлений расширения (pТ) и параметров газа по турбине. Это позволяет построить совмещенные характеристики компрессора и газовой турбины в одних и тех же координатах. Действительно, из уравнения (3.2) следует уравнение (s - приведенный коэффициент, учитывающий гидравлические сопротивления по газовоздушному тракту ГТУ):
(3.3)
С помощью уравнения (3.3) для ряда значений начальной температуры газов (Т3) и противодавления по газовой турбине (р3) получается своя характеристика турбины в координатах: расход газа - давление перед турбиной.
Построив таким образом характеристику турбины, можно внести в нее поправки на падение давления между компрессором и турбиной и разность расходов газов через компрессор и турбину (утечки, отвод воздуха на охлаждение и т.п.). Тогда характеристику турбины можно построить в координатах: расход воздуха через компрессор (Gk) – соотношение давлений расширения по турбине (pт). Построенная таким образом характеристика турбины может быть нанесена на характеристику осевого компрессора. Расход воздуха через компрессор (Gk) с расходом газов через турбину (Gт) в первом приближении можно связать уравнением материального баланса:
Gk = GT – B + (Gохл. + Gут.) (3. 4)
где В – расход топливного газа по камере сгорания; Gохл. + Gут. – расход воздуха на охлаждение и утечки; определяется по данным заводов-изготовителей газовых турбин.
Условия совместной работы газовой турбины и осевого компрессора для простейшей одновальной газотурбинной установки показаны на Рис. 3.2. Точка пересечения характеристики компрессора при n = idem и характеристики турбины при Т3,0 = idem (точка А) определяет режим совместной работы компрессора и турбины на номинальном режиме в одновальной ГТУ.
В принципиальном отношении все поле характеристик совместной работы по параметрам ниже точки А может обеспечить ту или иную мощность двигателя на частичной нагрузке. Однако, кроме получения нужной мощности, необходимо получать и достаточно высокую экономичность на этой частичной нагрузке. Наиболее экономичным оказывается способ регулирования при постоянной расчетной температуре цикла (Т3,0 = idem, кривая АД). Однако наличие помпажной зоны на характеристике осевого компрессора ограничивает возможность такого вида регулирования в приемлемом для практики диапазоне изменения расхода газов. Можно осуществить регулирование установки (как это иногда делается в авиации) при постоянной частоте вращения вала (n = idem) вплоть до режима холостого хода (точка С на Рис. 3.2). Уменьшение мощности установки при этом, несмотря на то, что расход газов даже несколько и возрастает, достигается в основном в результате снижения термодинамических параметров (температуры газов перед турбиной, КПД осевого компрессора, соотношения давлений расширения), что является экономически наименее выгодным.
Линия рабочих режимов для одновальной установки (линия АВ) получается на основе вариантных расчетов, исходя из желания получить на каждой частичной мощности по возможности максимальную экономичность и минимальный расход топливного газа на холостом ходу. Последнее обычно достигается предельным снижением частоты вращения вала двигателя (nх.х.) при сохранении устойчивости рабочего процесса.
Наклон линии АВ зависит также от вида (закона) нагрузки потребителей мощности. Под характеристиками потребителей мощности обычно понимается зависимость между частотой вращения ротора и потребляемой мощностью n = n (N). Например, для генератора тока этот закон выражается простым соотношением (n = n/n0 = 1), т.е. генератор работает при постоянной частоте вращения (n = idem). Для центробежного нагнетателя газа на магистральном газопроводе этот закон близок к зависимости, N/N0 =(n/n0)3.
Если в первом случае (n = idem) режим работы компрессора удален от линии помпажа (линия АС на Рис. 3.2), то во втором случае N/N0 = (n/n0)3 линия АВ будет смешаться в сторону помпажа и при малых нагрузках работа ГТУ будет возможна только при открытии так называемых противопомпажных клапанов, обеспечивающих сброс части воздуха из компрессора (см. раздел 3.3 настоящей главы).
В двухвальных установках со свободной силовой турбиной нет такой свободы регулирования, как в одновальной установке, так как при любом значении мощности имеет место баланс работ осевого компрессора и компрессорной турбины. В установке с разрезным валом, где вал полезной мощности отделен от турбокомпрессора, нагнетатель газа может иметь практически любую частоту вращения ему необходимую. В то же время осевой компрессор и приводящая его во вращение турбина могут иметь другую частоту вращения, обеспечивающую подачу необходимого количества воздуха (отсюда наименование этого узла ГТУ «генератор газа»).
Следует отметить, что и для двухвальных ГТУ при ее работе на переменных режимах возможно приближение рабочей линии к границе помпажа и необходимости принятия специальных мер перепуска воздуха или регулирования проходных сечений турбомашин. Следует также отметить, что для ГТУ со свободной силовой турбиной понятие холостого хода имеет несколько условный характер, так как нулевая мощность на валу силовой турбины может быть достигнута только при определенной частоте вращения этой турбины.
При сравнении характеристик изменения мощности на частичных нагрузках у одновальных и двухвальных ГТУ в зависимости от частоты вращения оказывается, что одновальная ГТУ при снижении частоты вращения быстрее теряет мощность, чем снижается мощность, потребляемая нагнетателем (Рис. 3.3). Сравнение проведено при одинаковой температуре газов перед турбиной, но различной температуре наружного воздуха. Диаграмма Рис. 3.3 показывает, что для одновальной установки существует нижняя и верхняя границы подачи газа нагнетателем. Эти границы заметно сужаются с повышением температуры наружного воздуха. В связи с тем, что закон изменения характеристик нагнетателя и одновальной ГТУ различен, характеристика одновальной установки без запаса мощности будет обеспечивать режимы работы нагнетателя только при максимально допустимых температурах газа перед ТВД или весьма близких к ним. При ухудшении КПД нагнетателя или элементов турбомашин привод, нагнетателя с помощью одновальной ГТУ без перепуска и дросселирования газа или без существенного повышения температуры газа перед ТВД осуществить будет уже трудно. Кроме того, этот вынужденный режим удаляет рабочую характеристику одновальной ГТУ от энергетически-наивыгоднейшего режима (hе = maximum) [17].
При наложении характеристики нагнетателя на рабочую характеристику ГТУ в условиях одновальной ГТУ выдвигаются два требования - обеспечение необходимой мощности N/N0 и частоты вращения системы турбина-нагнетатель n/n0. При изменении частоты вращения на ~ 30% уже возникают трудности в работе осевого компрессора в связи с необходимостью обеспечения значительно большей зоны беспомпажной работы ГТУ.
Для двухвальной установки нижней границы по подаче газа нагнетателем практически не существует; существует только верхняя граница, зависящая от температуры наружного воздуха. При пониженной частоте вращения нагнетателя и соответственно снижении потребляемой мощности, газотурбинная установка с «разрезным валом» будет всегда иметь запас располагаемой мощности, так как при этом в силовую турбину может подаваться полное количество рабочего тела при номинальной температуре и давлении, что соответственно и определяет полезную мощность установки. Следовательно, у двухвальной ГТУ каждому режиму работы системы ГТУ – нагнетатель, т.е. требованию N/N0 = idem, соответствует отрезок – ряд значений n/n0 по компрессору в границах до t1,min (при t3 = idem) или в границах t3,max. до t3,min (при t1 = idem). Поэтому ГТУ с независимой силовой турбиной способна практически обеспечить любой режим работы нагнетателя. Необходимое снижение мощности ГТУ обеспечивается уменьшением частоты вращения турбины высокого давления и одновременно уменьшением температуры газов перед турбиной.
При постоянной частоте вращения вала осевого компрессора и переменной частоте вращения силового вала, температура газов перед турбиной высокого давления остается практически постоянной в достаточно широком диапазоне изменения частоты вращения вала ТНД. Это значит, что полезная мощность ГТУ будет изменяться пропорционально КПД силовой турбины, что в рабочем диапазоне составляет не более 4%. Двухвальные ГТУ могут иметь лучшие экономические показатели не только на частичных нагрузках, но и на расчетных, когда одновальная установка, спроектированная с запасом мощности для увеличения диапазона режима работы нагнетателя, на номинальной нагрузке будет обеспечивать режимы работы нагнетателей ниже расчетного. Все это вместе взятое и обеспечило широкое использование на газопроводах ГТУ с независимой силовой турбиной.
