Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ современного состояния вопроса по потерям от парциального впуска в судовых турбомашинах. 7
1.1. Классификация потерь от парциальности, вентиляционные потери. 7
1.2. Потери на краях дуги впуска. 16 1.3."Безвентиляционные" турбомашины, однодисковые турбокомпрессоры. 24
1.4. Парциальные центробежные турбокомпрессоры 30
1.5. Постановка цели и задач исследования 31
Выводы по первой главе 33
2.Теоретические исследования потерь связанных с парциальностью 42
2.1. Разработка физической и математической моделей потерь от вентиляции 42
2.2.Разработка физической и математической моделей краевых потерь 48
2.3. Разработка однодисковых турбокомпрессоров 54
2.4. Парциальные центробежные компрессоры 58
Выводы по второй главе 60
3. Оборудование для изготовления и исследования МТМ 69
3.1. Способы изготовления МТМ 69
3.2. Технология изготовления газостатических подшипников. 71
3.3. Специальные копировальные фрезерные станки для изготовления лопаток турбомашин 75
3.3.1. Горизонтальный копировально-фрезерный станок для нарезки лопаток осевых МТМ 75
3.3.2. Специальный фрезерный станок (приспособление) для изготовления лопаток радиальных турбомашин 78
3.3.3. Универсальный копировально-фрезерный станок пантографного типа 79
3,3.4. Специальный балансировочный станок 80
3.4. Экспериментальные стенды для исследования МТМ 81
3.4.1, Стенд с нагрузочной турбиной "обратного" вращения 81
3.4.2, Автоматизированный нагрузочный стенд 87
3.4.3, Стенд для исследования турбокомпрессоров 88 Выводы по третьей главе 89
4, Результаты экспериментальных исследований 106
4. 1. Обработка результатов экспериментов 106
4.2. Погрешности прямых и косвенных измерений 106
4.3. Планирование экспериментальных исследований 109
4.4. Влияние числа Рейнольдса на мощность вентиляции 110
4.5. Зависимость мощности вентиляции от длины и ширины лопаток РК 112
4.6. Влияние углов профиля РК 115
4.7. Влияние числа лопаток РК 116
4.8. Влияние экранирования РК 117
4.9. Влияние перепада давления наРК 119
4.10. Влияние бандажаРК 120
4.11. Влияние диаметра РК 121
4.12. Влияние промежуточного направляющего аппарата и соплового аппарата последующей ступени 122
4.13. Вентиляция в компрессорном режиме 122
4.14. Экспериментальные исследования краевых потерь 123
4.15. Зависимость к.п.д. турбины от степени парциальности 128
4.16. Влияние расстояния между соплами 129
4.17. Зависимость краевых потерь от характеристического числа и/с 129
4.18. Зависимость величины краевых потерь от степени парциальности 130
4.19. Влияние радиального зазора на краевые потери 131
4.20. Экспериментальные исследования парциального центробежного компрессора 131
Выводы по четвертой главе 134
5. Разработка методов расчета потерь от парциальности 172
5.1. Разработка метода расчета потерь от вентиляции 172
5.2. Разработка инженерной методики расчета краевых потерь 178
5.3. Разработка инженерной методики расчета однодисковых турбокомпрессоров 180
Выводы по пятой главе 183
6. Использование результатов исследований 191
6.1. Использование результатов исследований для судовых энергетических установок 191
6.2.Турбохолодильник с однодисковым турбокомпрессором осевого типа 192
6.3. Индивидуальный кондиционер с однодисковым фрикционным турбокомпрессором 193
6.4. Газотурбинная установка с ОТК 194
6.5. Разработка турбовентилятора с ОТК 195
6.6. Разработка ручных турбошлифовальных машин 196
6.7. Создание одноступенчатого турбопривода 199
6.8. Создание двухступенчатого турбопривода 200
6.9. Использование явления вентиляции в высокоскоростных регуляторах частоты вращения. Другие высокооборотные механизмы 200
Выводы по шестой главе 202
Заключение 221
Литература 223
Приложения 250
- Классификация потерь от парциальности, вентиляционные потери.
- Разработка физической и математической моделей потерь от вентиляции
- Способы изготовления МТМ
- Обработка результатов экспериментов
- Разработка инженерной методики расчета однодисковых турбокомпрессоров
Введение к работе
В судовых энергетических установках парциальные турбомашины (турбины и турбокомпрессоры) находят применение не только в качестве регулировочных ступеней главных двигателей, но также широко используются в разнообразных вспомогательных механизмах, это турбокомпрессоры в агрегатах наддува двигателей внутреннего сгорания, турбоприводы высокооборотных насосов и т.д. Самые малые турбины и микрокомпрессоры -микротурбомашины (МТМ) применяются в системах автоматики и кондиционирования воздуха.
В некоторых ступенях турбин рабочие колеса вращаются вхолостую -вентилируют, например, в ступенях малых ходов главных двигателей и ступенях заднего хода при движении вперед. В агрегатах турбонаддува с импульсным наддувом имеет место так называемая кинематическая парциальность. Потери мощности на вентиляцию вращающихся вхолостую турбинных колес могут составить значительную величину.
Несмотря на то, что исследованию потерь от парциальности посвящено немало работ, рекомендации разных авторов по их расчету значительно расходятся между собой. В опубликованных работах по этому вопросу в основном рассмотрены крупноразмерные ступени и практически нет работ по исследованию МТМ. Расхождения в рекомендациях авторов объясняются видимо тем, что теоретические исследования этого вопроса затруднительны, а эксперименты на больших турбинах весьма сложны и дороги. В данной работе сделана попытка исследовать вентиляционные и краевые потери в МТМ, а также обобщить данные по полноразмерным турбомашинам.
Кроме обычных парциальных турбин рассмотрены схемы парциальных турбомашин, не имеющих потерь от вентиляции - это турбины с повторным подводом, с парциальными рабочими колесами и однодисковые турбокомпрессоры. Определенное внимание уделено парциальным центробежным компрессорам.
Сравнивая экспериментальные данные для микро и макротурбин, т.е. при изменении в широких пределах диаметра и других характеристик, можно более полно вскрыть физическую суть процессов в ступени парциальной турбомашины, сделать широкие обобщения и получить достаточно универсальные зависимости, справедливые для турбомашин любой размерности: если полученные зависимости соблюдаются для микро и макротурбомашин - это лучшее доказательство их точности и универсальности.
Для исследования созданы специальные станки для фрезерования лопаток, стенды с подшипниками на газовой смазке, позволяющие проводить исследования МТМ с большой частотой вращения и высокой точностью.
Исследовано влияние основных геометрических и режимных параметров на потери от парциальности. Даны рекомендации по расчету краевых и вентиляционных потерь в турбомашинах. Разработан новый класс парциальных "безвентиляционных" турбомашин - однодисковые турбокомпрессоры.
Классификация потерь от парциальности, вентиляционные потери
Применение парциального впуска в турбинах приводит к появлению потерь на краях активной дуги - краевых и потерь от холостого вращения рабочих лопаток на неактивной дуге- вентиляционных,см. рис. 1.1.
Явления неравномерности, характерные для краев дуги впуска, могут занимать значительную часть окружности рабочего колеса (РК), оказывая значительное влияние на процесс вентиляции, проходящий в рабочих лопатках (РЛ). Это особенно характерно для МТМ ввиду их малых геометрических размеров и малого числа рабочих и сопловых лопаток. К классу малоразмерных турбомашин (МТМ) обычно относят турбины и компрессоры, имеющие высоту лопаток менее 10 мм. Для этих турбомашин характерна работа при малых числах Рейнольдса. Они имеют большие относительные толщины кромок, большую относительную шероховатость, малые относительные длины лопаток и относительно большие зазоры, см. рис. 1.2. Все это, а также ряд других их особенностей приводит к тому, что к.п.д. МТМ значительно ниже, чем полноразмерных.
Особенно значительным оказывается понижение к.п.д. в МТМ, имеющих площадь поперечного сечения каналов менее 4-5 мм, где большое влияние оказывает пограничный слой [189-191]. При исследовании необходимо учитывать влияние сил вязкости.
В данной работе в основном рассматриваются МТМ с поперечным сечением каналов более 5 мм, в которых влияние сил вязкости на рабочий процесс еще относительно невелико.
Большое значение в МТМ приобретает уменьшение всякого рода вторичных потерь, особенно связанных с неполным (парциальным) впуском. МТМ обычно выполняются с небольшой степенью парциальности, нередко с одним соплом. В таких турбинах, особенно при больших окружных скоростях, значительная мощность расходуется на вентиляцию газа на неактивной дуге и на краевые потери.
Результаты исследований на МТМ (как малых моделях полноразмерных турбомашин) могут быть с достаточным основанием использованы при расчетах полноразмерных турбин, если эти исследования проводятся при достаточно высоких числах Рейнольдса и Маха. Это возможно, если испытания проводятся при вращении с большими окружными скоростями - 200 м/с и более.
Одной из проблем, возникающих при исследовании потерь от парциального впуска, является то, что сложно разделить краевые и вентиляционные потери.
Ряд авторов [42, 183], хотя и допускают возможность раздельного исследования составляющих потерь парциального впуска, отмечают их сильное взаимодействие.
Одним из первых более полувека назад раздельное исследование потерь от парциальности провел Стодола [289]. Им была исследована вентиляция на РК с посторонним приводом. В результате экспериментов была получена весьма простая эмпирическая формула. В этой формуле мощность вентиляции пропорциональна среднему диаметру рабочего колеса, длине рабочей лопатки в степени 1,5, плотности газа в камере и кубу окружной скорости. Испытания проводились в свободном пространстве, поэтому при расчетах обычно получается завышенная мощность. Формула не учитывает влияние таких важных характеристик как осевые и радиальные зазоры, углы и ширины РЛ и т.д.
Многие авторы, занимавшиеся исследованием вентиляции в более позднее время, дают формулы, схожие с формулой Стодолы по структуре.
В таблице 1.1. приведены основные формулы для расчета потерь мощности на вентиляцию, широко применяемые в настоящее время.
Кроме формул даны несколько вариантов расчета потерь мощности на вентиляцию по каждой из этих формул - NB расчетное, а также рассчитана погрешность полученных результатов в сравнении с мощностью вентиляции, измеренной экспериментально.
Характеристики испытанных ступеней и измеренная экспериментально мощность приведены в таблице 1.2. Там же указаны работы, из которых взяты результаты экспериментов.
Большие погрешности, характерные для расчетов по формулам (таблица
1.1), можно объяснить тем, что физические явления процесса вентиляции еще недостаточно изучены и поэтому не нашли адекватного отражения в формулах. Очевидно, на величину этих потерь существенное влияние должны оказывать шаг и ширина лопаток, углы входа и выхода, осевые и радиальные зазоры ступени, а также, возможно, и некоторые другие геометрические параметры решетки профилей. Как видно из таблицы, лишь в некоторых формулах включены соответствующие члены, учитывающие влияние вышеперечисленных характеристик ступени.
Разработка физической и математической моделей потерь от вентиляции
В парциальных турбинах так же, как и в турбинах с полным впуском, лопаточный аппарат должен проектироваться таким образом, чтобы максимально использовать энергию рабочего тела, поступающего в турбину. Однако, если картина течения газа в проточной части турбины, имеющей полный впуск, достаточно ясна и учет ее при выборе параметров лопаточного аппарата не вызывает затруднений, то в парциальной турбине процесс течения и учет взаимодействия газовых потоков и лопаточного аппарата чрезвычайно сложны.
Например, в тот момент, когда лопатки рабочего колеса выходят из зоны активной струи, они своими кромками начинают взаимодействовать с газом, находящимся в камере рабочего колеса, и заставляют его двигаться в направлении, отличном от движения активной струи. Этот газ в свою очередь, двигаясь в камере рабочего колеса и попадая в область активной струи, отклоняет ее и смешивается с ней. В результате лопаточный аппарат работает как бы на "нерасчетном режиме" по сравнению с турбиной полного впуска. Теоретически рассчитать течение в РЛ при этом и оценить вентиляционные потери и мощность турбины оказывается затруднительным. Кроме того, на величину вентиляционных потерь сильное влияние оказывают различные конструктивные факторы, такие как расстояние до стенок, форма их и т.п. Большинство работ по вентиляции - экспериментального плана [33-36, 51, 184, 241]. Опыт показал, что вращающееся рабочее колесо создает интенсивное вихревое движение. Вращаясь вместе с колесом, прилежащий слой газа совершает интенсивное движение в радиальном направлении.
Кромки рабочих лопаток захватывают газ, и он попадает в межлопаточный канал (рис. 2.1. а, б, в). Если колесо не имеет радиального ограничения и лопатки относительно широкие 1/Ь 2 (рис. 2.1.а), то лопатки на всасывание работают всей длиной кромок, выброс воздуха осуществляется в радиальном направлении из середины межлопаточного канала.
Если имеется радиальный (цилиндрический) экран, расположенный достаточно близко к лопаткам, или если лопатки относительно длинные УЬ 2+Ъ (рис. 2.1.6), то зона всасывания занимает примерно 75% длины лопаток [185] , начиная от корня, и газ в этой части лопаток входит в межлопаточный канал. В достаточно длинных (узких) лопатках относительно малая ширина (а если имеется близко расположенный радиальный экран, то и малый радиальный зазор) не дает потоку газа выходить радиально, и появляется осевое движение в обе стороны (для симметричного профиля). Газ выходит из межлопаточного канала, преодолевая сопротивление набегающего потока газа.
Описанная картина относится к рабочим колесам с симметричными лопатками. Для несимметричных лопаток картина усложняется осевым течением, возникающим оттого, что кромки с разными углами по разному взаимодействуют с газом.
Кроме влияния входных и выходных углов профиля на мощность вентиляции, выявленного в работах [175, 184], значительно влияет густота решетки профилей [185]. Если лопатки расположены относительно редко, то увеличивается расход газа в межлопаточном канале, но с другой стороны, уменьшается число кромок лопаток, которые захватывают газ. Здесь также важно взаимовлияние с углами кромок лопаток.
В случае движения лопаток кромками вперед - "компрессорный режим" -интенсивность вихреобразования увеличивается, что приводит к значительному увеличению потребляемой мощности, иногда в несколько раз. Здесь очень большое значение имеют осевые зазоры между РК и камерой.
Способы изготовления МТМ
Отсутствие надежных методик расчетов МТМ, малое количество экспериментальных данных по их исследованию приводит к необходимости при исследовании МТМ идти от "больших турбин". В частности, это касается выбора профиля лопаток.
Широкого исследования профилей лопаточного аппарата, как нам известно, еще никто не проводил, - это большая и нужная работа еще ждет своих исследователей. Таким образом, для исследования МТМ необходимо иметь оборудование для быстрого изготовления МТМ с различными профилями лопаток, обладающее возможностью легкой перестройки на новый профиль.
Как известно [113,174, 245, 256, 266], турбинные диски больших турбин изготавливают "наборным" методом, т.е. каждая лопатка изготавливается отдельно и затем тщательно подгоняется в свой паз на турбинном диске. Это очень трудоемкий метод, учитывая малые размеры лопаток МТМ - 3-5 мм и возрастающие в связи с этим требования по точности изготовления лопаток. Поэтому приходится признать неприменимость "наборного" метода для изготовления МТМ. С другой стороны, учитывая, что турбина работает в поле больших центробежных сил, желательно, чтобы лопатки изготавливались за одно целое с диском турбины.
Цельные турбинные диски с выполненными заодно лопатками можно изготавливать методами точного литья и фрезерованием.
Методы точного литья имеют весьма сложную технологию, а конфигурация турбинных колес требует изготовления довольно сложных разборных моделей. Учитывая, что колеса воздушных МТМ изготавливаются из легких сплавов и легко поддаются механической обработке, то обычно предпочтение отдается фрезерованию. Методы точного литья целесообразно применять для изготовления рабочих колес высокотемпературных газовых МТМ, материал которых плохо поддается механической обработке. МТМ имеют короткие лопатки рабочих колес (обычно до 5 мм) и малую высоту сопел, причем обычно "закрутка" лопаток по длине не делается из соображений технологичности изготовления и малой ее эффективности в МТМ. Все это существенно упрощает изготовление лопаток и позволяет обычно нарезать лопатку на вою длину за один проход фрезы. Чаще всего в настоящее время нарезка лопаток на дисках рабочих и сопловых аппаратов осевых МТМ ведется на горизонтальных копировально-фрезерных станках по копирам.
Копиры проектируются и изготавливаются двумя методами: копируется канал рабочей решетки (копир "канала") или ее лопатка (копир "лопатки"), В зависимости от типа копира, кольцевые решетки получаются различными. Это различие касается формы доньев каналов и изменения толщины лопаток по высоте, При изготовлении кольцевых решеток по копиру "канала" дно каналов получается плоским, толщина лопаток увеличивается от корня к периферии (рис. 3.1). При изготовлении кольцевых решеток по копиру "лопатки" толщина лопаток по радиусу постоянна, а на дне каналов образуется угол, величина которого и его расположение в канале зависят от конфигурации канала, шага решетки и применяемого для нарезки диаметра фрезы.
Обработка результатов экспериментов
В работах по вентиляции Межерицкого А.Д. [183, 186], Шальмана Ю.И. [265] и других, особенно в работах последнего времени, отмечается влияние многих геометрических и режимных параметров на мощность вентиляции. Отмечено влияние длины и ширины лопаток рабочего колеса, углов профиля, шага рабочих лопаток, величины радиальных и осевых зазоров, а также окружной скорости и плотности среды в камере и др. Причем увеличение каждого из этих параметров ведет к увеличению мощности вентиляции. Следовательно, при планировании эксперимента необходимо определять не столько условия оптимума, сколько условия влияния отдельных параметров на мощность и их взаимовлияние.
Выведенная теоретическим путем математическая модель вентиляции (2.10) связывает между собой основные факторы (Dcp, 1, р, и). Экспериментально проверена ее правильность и проведена оценка факторов,, которые в модель не вошли.
Для предварительной оценки влияния отдельных факторов проводились однофакторные эксперименты. Такая оценка дает возможность выделить среди многих факторов наиболее сильно влияющие. Для исключения влияния систематических ошибок при измерениях проводилась "рандомизация" эксперимента с использованием "греко-латинского" квадрата. Большинство экспериментов повторялось пять раз, результаты обрабатывались по методу наименьших квадратов. В тех экспериментах, где измерялись относительно малые величины и возрастала относительная ошибка измерений, проводилось большее число повторений -10 15 и более.
Обработка результатов серии однофакторных экспериментов выявила основные влияющие факторы. Исследования показали, что взаимное влияние различных факторов на вентиляционные потери невелико. В необходимых случаях проводился двух- или трехфакторный эксперимент. Это относится к взаимовлиянию входных и выходных углов, а также зазоров и относительной длины лопаток.
Основные характеристики испытанных рабочих колес и дисков приведены в таблице 4.1.
Разработка инженерной методики расчета однодисковых турбокомпрессоров
При расчете ОТК необходимо: по классификации ОТК (рис. 2.4) выбрать схему проточной части. В зависимости от назначения ТК могут быть использованы различные варианты комбинаций проточных частей. Например, при создании ТК, имеющего большие расходы рабочего тела, целесообразно использовать вариант 6 классификации, когда турбина и компрессор осевого типа. Для достижения максимального повышения давления необходимо использовать схемы ОТК с центробежным компрессором - 8,19, 20, 21. Причем за счет взаимодействия потоков компрессора и турбины наибольшее повышение давления можно добиться в схеме 8.
Основная трудность, возникающая при проектировании лопаточного аппарата ОТК, заключается в том, что в турбине проточная часть обычно имеет конфузорность, ав компрессоре диффузорность. А так как рабочее колесо в ОТК общее для турбины и компрессора, то лопатки должны быть достаточно универсальными, то есть эффективно работать в турбинной и компрессорной частях. Этого можно добиться за счет правильного выбора степени реактивности турбины и компрессора.
В качестве примеров выполнения проточных частей могут быть использованы ОТК приведенные на рис. 2.5 и 2.7. Оба этих ОТК были изготовлены и использованы в системах кондиционирования на судах, они описаны в разделе 6 диссертации.
Если турбина и компрессор выполнены парциальными, то на краях активных дуг появляются дополнительные потери. При правильном проектировании проточной части ОТК можно за счет использования высокоскоростного потока, выходящего из турбинной части, добиться улучшения характеристик компрессора.
Потери в переходных зонах между турбинной и компрессорной частями, можно рассчитать, используя вышеприведенную методику расчета краевых потерь. В случае совпадения потоков в турбинной и компрессорной частях "потеря" изменяет знак на противоположный, то есть превращается в полезную мощность.
Известно, что обычные малорасходные турбокомпрессоры состоят из центробежных компрессоров и центростремительных турбин. Это определяется рядом преимуществ этих агрегатов в сравнении с агрегатами других типов. В ОТК использование подобной комбинации затруднительно, так как сложно расположить на одном колесе два потока движущихся в противоположных направлениях. Кроме того, РК в центральной части должно иметь плоские кромки, чтобы обеспечить удовлетворительный К.П.Д. в турбинной и компрессорной частях. Однако плоские лопатки не могут обеспечить безударный вход в компрессор и дать необходимые характеристики на выходе из турбинной части,
Для проверки возможности работы ОТК с РК имеющим плоские лопатки были проведены эксперименты с парциальным центробежным компрессором, описанные в А разделе. Одной из целей эксперимента было определение возможности работы ОТК с плоскими лопатками и установление некоторых геометрических характеристик, в частности, по взаимному расположению всасывающих и напорных окон парциального центробежного компрессора-Испытания показали удовлетворительные характеристики, например к.п.д. компрессора был равен 61 процент.
Кроме того, установлена зависимость между формой входных кромок РК, его окружной скоростью и взаимным расположением окон компрессора. 4.60 Результаты эксперимента даны на pnc.VH в виде аппроксимационных зависимостей для угла закрутки всасывающих и напорных окон парциального центробежного компрессора.
