Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Аналитический обзор направляющих аппаратов, применяемых в отводах высокооборотных центробежных насосов, обоснование актуальности их разработки 14
1.1. Особенности влияния конструктивных элементов проточной части на потери энергии потока в отводах центробежных насосов 14
1.2. Движение потока в отводе насоса с лопаточным направляющим аппаратом, имеющим каналы прямоугольного поперечного сечения 16
1.3. Исследования отвода центробежного насоса с лопаточным направляющим аппаратом 20
1.4. Исследование отвода насоса, имеющего трубчатый направляющий аппарат с каналами круглого сечения 28
Глава 2. Проектирование геометрических параметров, определяющих снижение потерь потока после рабочего колеса, в отводе центробежного насоса 36
2.1. Выбор оптимальных геометрических параметров в отводах центробежных насосов 36
2.2. Конструирование проточной части отвода в процессе проектирования центробежного насоса по заданным параметрам 37
2.3. Анализ потока после рабочего колеса в отводе центробежного насоса при проектировании проточной части 44
Глава 3. Расчет геометрических параметров и профилирование каналов направляющего аппарата и спиральной камеры проточной части отвода центробежного насоса 46
3.1. Связь параметров отвода с расчетными параметрами насоса и рабочего колеса. 46
3.2. Проектирование геометрических параметров отвода центробежного насоса. 48
3.3. Влияние кольцевого диффузора на потери энергии и пульсации давления в отводе центробежного насоса. 52
3.4. Определение осевой длины каналов НА, влияющей на потери энергии в отводе центробежного насоса 54
3.5. Определение геометрических параметров и профилирование спиральной камеры в отводе после профилирования каналов направляющего аппарата 62
Глава 4. Численный анализ гидравлических потерь и геометрии проточной части в отводах центробежных насосов разного конструктивного исполнения 70
4.1. Численный анализ как метод исследования влияния геометрических параметров проточной части отводов в центробежных насосах на стадии эскизного проектирования. 70
4.2. Взаимосвязь пульсаций давления, вибрации и деформаций
конструкции центробежного насоса 78
4.3. Определение геометрических параметров НА методом численного
анализа 79
4.4. Исследование пульсаций давления потока в отводах методом
численного анализа 84
Глава 5. Анализ статистики быстро меняющихся параметров насосов окислителя в отводах которых, установлены направляющие аппараты разного конструктивного исполнения 86
5.1. Порядок обработки статистики БМП потока в отводе центробежного насоса. 86
5.2. Анализ статистики амплитуд пульсаций давления на выходе из центробежного насоса. 87
5.3. Анализ статистики амплитуд вибрации на выходе из центробежного насоса. 91
5.4. Выявление зависимости амплитуд пульсаций давления 1ой и 2ой гармоник частоты следования лопаток от частоты вращения вала . 94
5.5. Результаты быстроменяющихся параметров по продольной вибрации насоса окислителя, полученные измерительной аппаратурой на
стенде в лаборатории огневых испытаний. 100
Глава 6. Оценка экономической эффективности внедрения направляюще го аппарата с каналами круглого сечения в отводах насосов ТНА . 103
6.1. Экономическая эффективность и ее объективность. 103
6.2. Экономическая эффективность, полученная в результате снижения трудоемкости технологической операции в нормо часах. 104
Основные результаты работы и выводы 110
- Движение потока в отводе насоса с лопаточным направляющим аппаратом, имеющим каналы прямоугольного поперечного сечения
- Конструирование проточной части отвода в процессе проектирования центробежного насоса по заданным параметрам
- Определение осевой длины каналов НА, влияющей на потери энергии в отводе центробежного насоса
- Выявление зависимости амплитуд пульсаций давления 1ой и 2ой гармоник частоты следования лопаток от частоты вращения вала
Введение к работе
Актуальность темы диссертации.
Развитие ракетной техники и жидкостных ракетных двигателей связано со снижением затрат на выведение полезной нагрузки и повышением надежности пилотируемых полетов. Оно характеризуется увеличением мощности и коэффициента полезного действия двигательных установок, повышением рабочих давлений, форсированием рабочего процесса и выдвижением все более высоких требований к надежности работы системы питания на базе турбонасосных агрегатов (ТНА) жидкостного ракетного двигателя (ЖРД). Оптимизация траектории полета ракеты-носителя требует от двигателя обеспечения возможности постоянного регулирования тяги в процессе всего полета путем изменения в широком диапазоне соотношения компонентов топлива. В рамках создания многорежимных ЖРД нового поколения одна из важных проблем - это обеспечение высокой точности их управления, регулирования и надежности. Вместо одно- или двухрежимных двигательных установок (ДУ), все более актуальным на данном этапе является создание и производство энергоемких и многорежимных ДУ, где проблема снижения гидродинамической вибрации и повышения надежности ТНА выходит на первый план. Статистика показывает, что наибольшее число отказов ЖРД происходит именно в системе подачи компонентов топлива.
Актуальность этой проблемы особенно остро проявилась при создании и разработке сверхмощных ЖРД многократного применения для ракетно-космического комплекса «Энергия-Буран». Опыт доводки современных ЖРД показывает, что основные высокооборотные шнекоцентробежные насосы являются критически важными узлами системы подачи.
Многоразовое использование ЖРД и резервирование по тяге потребуют от двигателя еще более высоких энергетических характеристик и надежности конст-рукции, которая, в частности, достигается за счет снижения виброактивности шнекоцентробежных насосов ТНА.
Этими требованиями определяется необходимость проведения глубоких научных, экспериментальных и аналитических исследований для модернизации элементов проточной части отводов центробежных насосов и обеспечением повышения технических параметров ТНА ЖРД.
Центробежные насосы широко применяются во многих отраслях промышленности (энергетике, транспортной, химической и др.), где также остро проявляется проблема снижения вибрации, пульсаций давления и шума.
Применение в насосах более совершенной проточной части отвода способствует решению задачи снижения пульсаций давления и вибрации при работе турбонасосного агрегата.
Рабочий процесс центробежных насосов основан на непрерывной передаче энергии лопатками рабочего колеса потоку жидкости. Движение потока после выхода из рабочего колеса носит нестационарный турбулентный характер. Преобразование потока за рабочим колесом осуществляется конструктивными элементами проточной части отвода насоса - кольцевой диффузор, направляющий аппарат(НА), спиральная камера и конический диффузор, которые испытывают
высокие динамические нагрузки от пульсаций давления.
Рис.1. Проточная часть насоса окислителя мощного ракетного двигателя.
Основная причина шума и вибрации центробежных насосов - гигродинами-ческое взаимодействие неоднородного вихревого потока выходящего из рабочего колеса с элементами отвода. В результате генерируются мощные пульсации давления, являющиеся основным источником гидродинамической вибрации и шума насоса. Конструктивные элементы корпуса насоса под действием пульсаций давлений испытывают значительные динамические нагрузки, которые могут приводить к их усталостному разрушению.
Анализ показывает, что наличие эллипсной входной кромки в трубчатом направляющем аппарате обеспечивает фазовое сглаживание импульса давления при гидродинамическом взаимодействии неравномерного потока, выходящего из рабочего колеса в отводящее устройство. Этот эффект лежит в основе снижения амплитуды пульсаций давления на частоте следования лопаток и вибрации насоса.
Цель и задачи исследования. Целью данной диссертации является разработка и создание отвода шнекоцентробежного насоса с направляющим аппаратом, имеющим каналы круглого сечения, который дает снижение вибрации и пульсаций давления, при сохранении заданных энергетических и кавитационных характеристик, обеспечивая надежную работу двигателя на максимальном режиме и при многоразовом использовании.
В соответствии с поставленной целью задачами настоящего исследования являются:
1. Аналитический обзор применяемых в отводах центробежных насосов
направляющих аппаратов и обоснование актуальности разработки нового НА.
-
Выбор конструкции и проектирование проточной части отвода шнекоцентробежного насоса.
-
Разработка методики, определение геометрических параметров и профилирование круглых каналов направляющего аппарата и спиральной камеры в отводе насоса.
4. Численный анализ трехмерного нестационарного течения в насосе с
отводами разного конструктивного исполнения для определения гидравлических
потерь и амплитуд пульсаций давления.
5. Анализ статистики быстроменяющихся параметров насосов окислителя с
отводами, имеющими направляющие аппараты разного конструктивного
исполнения.
6. Оценка экономической эффективности технологического процесса
изготовления направляющего аппарата с каналами круглого сечения.
Научная новизна. В ходе проведенного исследования были получены следующие новые результаты:
сформулированы и подтверждены требования к расчету и проектированию трубчатых направляющих аппаратов в отводах центробежных насосов ТНА ЖРД;
разработана методика выбора оптимального варианта геометрии проточной части центробежного насоса ТНА ЖРД с трубчатым направляющим аппаратом;
изменение геометрии каналов направляющего аппарата повысило прочностные характеристики ТНА ЖРД с трубчатым направляющим аппаратом и сняло проблему образования усталостных трещин;
получены результаты по снижению пульсаций давления на 1й и 2й гармониках частоты следования лопаток при работе насоса с трубчатым направляющим аппаратом на номинальном режиме.
Достоверность результатов исследования. Разработанная методика расчета и проектирования отвода центробежного насоса подтверждена результатами модельных испытаний насосов на воде и натурных огневых испытаний в составе двигательной установки на сертифицированных стендах, а также численным моделированием нестационарного 3-х мерного течения в насосе.
Практическая значимость данной работы:
разработана методика расчета отвода центробежного насоса ТНА ЖРД и профилирования каналов трубчатых направляющих аппаратов, обеспечивающая технические параметры надежности ракетного двигателя;
применение в отводе центробежного насоса ТНА ЖРД трубчатого аппарата позволило снизить вибрации корпуса насоса по суммарному сигналу;
внедрение трубчатого направляющего аппарата позволило полностью снять проблему образования трещин и повысить надежность насоса ТНА;
отвод центробежного насоса с направляющим аппаратом новой конструкции позволил снизить пульсации давления на частотах следования рабочих лопаток, что также способствует повышению надежности ТНА.
изменением конструкции направляющего аппарата обеспечена более высокая технологичность его изготовления;
Реализация результатов работы. Разработанный в АО «НПО Энергомаш им. академика В.П. Глушко» центробежный насос с отводом новой конструкции обеспечивает снижение вибрационных нагрузок при энергетических параметрах и габаритах, аналогичных классическому лопаточному НА. В результате отводы новой конструкции внедрены в насосы окислителя и горючего в отработанный, прошедший доводочные и контрольно-технологические испытания ракетный двигатель РД171(самый мощный в мире жидкостной двигатель отечественного производства тягой 830т.). При последующих разработках новых ракетных двигателей РД180 тягой 400т. и РД191 тягой 200т., в насосах окислителя и горючего применен отвод новой конструкции с трубчатым НА.
Достигнутое улучшение динамических характеристик ТНА с отводами новой конструкции позволяет обеспечить многоразовое использование ракетных двига-телей.
Апробация работы. Основные положения и результаты диссертации докладывались и обсуждались на заседаниях кафедры «Ракетные двигатели» МАИ в 2010 - 2014гг.; рассматривались на НТС в НПО «Энергомаш» и в центре Келдыша; докладывались на 2й Международной конференции «Динамика и виброакустика машин» 15 - 17 сентября, 2014, Самара, Россия; на 13-й Между-
народной конференции «Авиация и космонавтика-2014», 17-21 ноября 2014г. Москва; на Международным форуме «Инженерные системы - 2016» 4-6 апреля 2016, Москва; на XLII Международной молодежной научной конференции «Гагаринские чтения-2016», 11-15 апреля 2016г., МАИ (НИУ), Москва; на Международной научно-технической конференции «Гидравлические машины, гидропневмоприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития», 9-Ю июня 2016, Санкт-Петербург. Вклад автора.
-
Разработка конструкция направляющего аппарата с круглыми ка-налами и выпуск рабочей документации на изготовление трубчатого направляющего аппарата.
-
Проведение анализа результатов модельных и натурных испытаний насосов с направляющими аппаратами разного конструктивного исполнения.
-
Постановка и анализ вычислительных экспериментов вариантов проточной части отвода с использованием численного моделирования трехмерного нестационарного потока.
-
Разработка методики расчета и профилирования каналов трубчатого направляющего аппарата и отвода высокооборотного шнекоцентробежного насоса.
Результаты, полученные другими исследованиями, а также данные совместных исследований, отмечены по тексту или снабжены сносками на соответствующие источники.
Публикации. Автором, по теме диссертации, опубликованы 6 научных работах, в том числе, две статьи-в изданиях из списка ВАК РФ, один патент.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения, списка литературы. Объем диссертации 119 страниц. Библиография состоит из 83 наименований обзорного исследования технической литературы.
Движение потока в отводе насоса с лопаточным направляющим аппаратом, имеющим каналы прямоугольного поперечного сечения
При проектировании насосов большой мощности и расхода применение направляющих аппаратов (НА) в проточной части отводов является необходимым условием, так как они создают существенные конструктивные преимущества. Без НА (круговой лопаточной решетки) нельзя обеспечить равномерную радиально-осевую симметрию течения потока после рабочего колеса (РК), так как несоблюдение правильного распределения жидкости по всей окружности приводит к возникновению гидродинамических радиальных сил, воздействующих неравномерно на рабочее колесо и нагружающих вал через подшипники насоса. С увеличением давления, расхода жидкости и размеров возрастают и радиальные силы, затрудняется обеспечение прочности и надежности конструкции корпуса насоса.
Применение направляющих аппаратов в отводах мотивируется также соображениями обеспечения запаса прочности корпуса насоса при работе ракетного двигателя на максимальном режиме.
Лопаточные направляющие аппараты (ЛНА) используются в основном только в отводах мощных центробежных насосов ТНА ЖРД и, почти исключительно, в многоступенчатых насосах высокого давления.
Специфичность применения конструктивных составляющих элементов проточной части отводов в насосах определяется зависимостью от заданных технических параметров (напор, расход, частота вращения, КПД и мощность). Отводящее устройство должно преобразовывать поле скоростей и давлений течения после РК по возможности с минимальными потерями.
По характеристикам уровня шума и вибрации для всего интервала режимов работы насоса по подаче и по спектрограммам можно установить доминирующие силы механической и гидродинамической природы и далее факторы их вызывающие. Для центробежных насосов к силам механического происхождения следует отнести: а) центробежные силы, определяемые неуравновешенностью вращающихся деталей ротора; б) кинематические силы, определяемые неровностью взаимодействующих контактных поверхностей и, прежде всего, поверхностей трения в подшипниках, а также в аварийных случаях, сопряженных поверхностей уравновешивающих устройств, щелевых и дроссельных уплотнений; в) параметрические силы, определяемые прежде всего переменной составляющей жесткости вала из-за его дефектов; г) ударные силы, возникающие при взаимодействии отдельных элементов трения, сопровождающейся упругой деформацией и т.д. Силами гидродинамического происхождения являются силы давления, действующие на лопасть рабочего колеса, движущегося в потоке, либо на входные кромки каналов отводящего устройства [12, 13, 14, 15].
Можно определенно констатировать, что с увеличением габаритов насоса при разработке все более мощных ЖРД повышаются требования к проектированию и конструктивному моделированию пространственной геометрии проточной части отвода насоса и системы подачи ТНА в целом. С изменением коэффициента быстроходности ns существенно меняется конструктивная форма рабочего колеса. Геометрия элементов отвода тоже приобретает другие пространственные параметры, особенно при повышении такого технического параметра насоса как объемный расход потока.
Совокупность элементов неподвижной проточной части отвода, расположенной сразу после вращающегося рабочего колеса конструктивно определяется в следующей последовательности: кольцевой диффузор, направляющий аппарат, спиральная камера и конический диффузор [7].
Каждый из этих элементов в определенной степени выполняет функции преобразования кинетической энергии потока в энергию давления, выравнивает неоднородность потока и придает ему пространственную структуру, обеспечивающую необходимое направление поля скоростей движения частиц жидкости.
Весь этот процесс должен осуществляться с минимальными потерями для потока, движущегося по внутренним полостям проточной части насоса.
Характерным в этом случае является то, что конструкция отводящего устройства должна позволять изготовить его простым и дешевым способом, а также с высоким классом шероховатости поверхностей внутренних каналов.
При проектировании центробежных насосов не всегда используется направляющий аппарат. Самый простой вариант отвода насоса может состоять только из одного кольцевого диффузора и выходного конического диффузора. В зависимости от предъявляемых требований конструкция проточной части отвода может быть выполнена с учетом всех выше указанных элементов проточной части, а также, дополнительно, геометрия проточной части отвода, с целью снижения потерь и повышения параметров насоса, может быть уточнена трехмерным профилированием.
При доводочных работах геометрия проточной части насоса также претерпевает изменения, в виде заправки и уменьшения радиусов входных (выходных) кромок, повышения класса шероховатости внутренних поверхностей каналов и формы отдельных полостей, изменения зазоров и т.д. Преобразование кинетической энергии потока в энергию давления происходит частично в каналах РК и частично в диффузорных каналах неподвижных элементов проточной части отводов ЦБН. Движение потока на выходе из рабочего колеса характеризуется сильной неравномерностью поля течения жидкости, имеющей высокую инерционную скорость и сложную пространственную структуру. Структура потока после выхода из РК (Рис. 6) существенно перестраивается как по скорости, так и по давлению. Резкое снижение неоднородности потока наблюдается в кольцевом диффузоре, который играет роль первичного устройства по выравниванию поля скоростей и давления.
Частица жидкости, выходящая из рабочего колеса, движется в основном по траектории, соответствующей векторной сумме окружной скорости (касательно к наружному диаметру РК в точке выхода) и относительной скорости (направленной касательно к выходной кромке лопатки).
Переход потока из каналов (вращающегося) рабочего колеса, в полость неподвижных элементов проточной части отвода (кольцевой диффузор, НА) требует эффективной перестройки и выравнивания поля скоростей потока с последующим замедлением скорости, повышением давления и минимизацией потерь энергии. Одновременно с этим необходимо минимизировать гидродинамические силы, действующие на вал турбонасосного агрегата (ТНА). После кольцевого диффузора дальнейшая стабилизация потока и упорядочение структуры линий тока происходит в каналах НА.
Чаще каналы лопаточных направляющих аппаратов имеют прямоугольную форму в поперечном сечении, приспособленную к механической обработке, но принципиально менее благоприятную в гидравлическом отношении. Отрицательным свойством каналов прямоугольного поперечного сечения является то, что на определенных режимах работы прямоугольная форма поперечного сечения способствует образованию вихрей и зон неравномерного замедления потока.
Максимальная скорость движения потока жидкости приходится на центр ядра потока, и чем дальше от центра и ближе к периферии скорость снижается -давление увеличивается. В результате происходят периодические срывы вихрей в основной поток, вызывающие пульсации в системе подачи, что отрицательно влияет на работу турбонасосного агрегата, обуславливает дополнительные гидравлические потери.
Конструирование проточной части отвода в процессе проектирования центробежного насоса по заданным параметрам
Применение в НА каналов круглого сечения конструктивно преобразует профиль входной кромки, делая ее эллипсной (Рис. 9 и Рис. 10). При этом претерпевает изменения геометрия такого элемента проточной части как кольцевой диффузор, расположенный по потоку перед направляющим аппаратом.
В таблице №1 отображены все геометрические параметры проточной части отводов насосов горючего и окислителя, разработанных за последние 20 лет в АО «НПО Энергомаш». Эти данные могут помочь при разработке более перспективных центробежных насосов для ТНА ЖРД.
Рассматривая кольцевой диффузор как отдельный конструктивный элемент отметим, что он требует более внимательного изучения ( Рис. 13, расстояние между D3 и D4). В работе [22] автор отмечает, что безлопаточный кольцевой диффузор может быть исключен Рис. 13, сноска 2) и заменен псевдо-безлопаточным промежутком, то есть роль безлопаточного кольцевого диффузора может выполнять пространство, ограниченное эллипсной кромкой М ГМ (Рис. 11). Рис. 13. Геометрические параметры направляющего аппарата с каналами круглого сечения в сравнении с входной кромкой и боковыми стенками лопаточного направляющего аппарата. Рис. 14. Геометрия кольцевого диффузора с параллельными стенками одной из ступеней многоступенчатого компрессора [19].
Такой подход тоже является правильным, но при этом необходимо определить для какого типа насоса такой кольцевой диффузор подойдет, так как по всей проточной части системы подачи это наиболее напряженный участок перехода потока из рабочего колеса, в отвод насоса. Поэтому при разработке мощных насосов кольцевой диффузор в конструкции отвода насоса является важнейшим элементом (см.Рис, 13 расстояние между D3 и D4).
Структура потока в НА с каналами круглого сечения должна быть взаимосвязана со структурой потока в кольцевом безлопаточном диффузоре и рабочем колесе, а также с режимом работы насоса [16]. В этом смысле нестационарность процессов обусловлена шаговой неравномерностью потока на выходе из РК и вихревой природой течения жидкости. Давление в вихре всегда распределено неравномерно и их распространение в рабочей среде вызывает пульсации давления. Следовательно, шаговая неравномерность и завихренность потока должны постепенно сглаживаться в процессе движения по проточной части отвода.
В разработках центробежных компрессоров конструирование кольцевого диффузора, расположенного сразу за рабочим колесом, выполняется в зависимости от конструкции РК и с учетом влияния технологических факторов (см. Рис. 14) [27, 28, 29, 30, 31]. Геометрия проточной части на Рис. 14 в определенной степени может быть применена при разработке проточной части кольцевого диффузора в центробежных насосах.
Конструктивно – это простой элемент проточной части, собирающий поток после рабочего колеса. Для мощных и высокорасходных насосов отвод насоса обычно начинается с кольцевого диффузора, обеспечивающего прием потока от рабочего колеса, с последующим выравниванием и снижением скорости течения, в лопаточном диффузоре (в данном случае в направляющем аппарате с каналами круглого сечения).
Поэтому при разработке и внедрении НА с каналами круглого сечения кольцевой диффузор может быть усовершенствован для приема потока и выравнивания структуры течения.
Также нужно учесть, что от формы поперечного сечения канала (круглая, трапециевидная и др.) зависит конфигурация входной кромки канала в НА. Ее можно подкорректировать подрезкой диаметра D4 криволинейных стенок для необходимого исправления профиля кольцевого диффузора (см. Рис. 10, сноска 7).
Стенки безлопастного диффузорного пространства предпочтительно должны выполняться как продолжение стенок рабочего колеса, т.е. быть параллельными, но не исключено, что могут быть и диффузорными в меридиональном сечении, выполняться прямолинейными, или криволинейными образующими (см. Рис. 10,11,13,14) [9, 26]. Геометрические формы на Рис.15 для кольцевого диффузора (а,б,в,г,д,е) в зависимости от угла и радиуса; ж-трапециевидная. Показаны некоторые углы натекания и формы стенок кольцевого диффузора. Можно предполагать, что на этом участке проточной части построение профиля геометрии стенок позволит снизить потери и пульсации давления. В работе [32] проведенными исследованиями доказано, что уровень пульсаций давления в зависимости от угла наклона стенки (Рис. 16) уменьшается, так как нормальная к поверхности преграды составляющая скоростного напора снижается (она в основном определяет уровень пульсаций давления).
Определение осевой длины каналов НА, влияющей на потери энергии в отводе центробежного насоса
При этом надо отметить, что согласно работам [19, 43], область кольцевого диффузора необходимо оптимизировать, используя данные рекомендации и с учетом пространства образованного кромкой эллипсной формы.
При проектировании направляющих аппаратов с каналами круглой формы важно рассчитать оптимальные конструктивные размеры аппарата, обеспечивающие минимальную виброактивность насоса при заданных энергетических параметрах. И в этом случае необходимо отметить, что выбор диаметра d меньшего значения нежелателен в связи с усилением интенсивности ударного натекания потока на кромки кольцевого канала. Это заключение относится также к проектированию направляющих аппаратов насосов меньших типоразмеров (D3 и D4).
Если по расчетам трубчатого НА получаются малые значения d , то в отводе не требуется применение этого элемента [44].
В работах [19, 29] кольцевой диффузор является наиболее важным элементом конструкции проточной части после рабочего колеса, так как в радиальном пространстве между D2 и D3 он обеспечивает изменение параметров течения и снижение шаговой неравномерности потока.
Известные теоретические решения течения в кольцевом (безлопаточном) диффузоре получены при существенных упрощениях. Течение за колесом принимают установившимся и симметричным относительно оси вращения, а скорость при входе в диффузор – постоянной по ширине b (кольцевой диффузор с параллельными стенками b = const) и при постоянном угле потока а = const. (Рис. 14).
Обычно конструкция внутренних полостей отводов мощных насосов начинается с кольцевого диффузора, обеспечивающего прием потока от рабочего колеса, с последующим выравниванием и снижением скорости течения в лопаточном диффузоре (в трубчатом направляющем аппарате с каналами круглого сечения).
Кольцевой диффузор, это наиболее напряженный конструктивный элемент проточной части отвода [19, 20, 29], характеризующийся двумя геометрическими параметрами: Dъ и Ъ2 =f(D) (Рис.13, 10, сноска 2).
В работах [16, 43] также отмечается, что между выходом из РК и входом в лопаточный диффузор (для высокооборотных мощных насосов), следует предусмотреть определенное расстояние (радиальный зазор), которое улучшает работу лопаточного диффузора снижает амплитуду пульсаций давления и вибрации ЧСЛ, что установлено экспериментальными замерами пульсаций давления на выходе из центробежного колеса, в безлопаточном диффузоре, в каналах направляющего аппарата[45, 46, 47]. Форма стенок кольцевого диффузора в меридиональном сечении влияет на составляющую скорости Сm. m = 2лгіЬі г3Ъ3 ( 6 ) Можно полагать, что окружная составляющая Сui уменьшается обратно пропорционально радиусу ГІ и имеет решающее значение для преобразования кинетической энергии в потенциальную, поэтому эффективность безлопастного диффузора зависит в основном от его радиального размера [48]: = ( 7 ) D3 Увеличение размеров D3, D4 и D 4 по отношению к D2 (см. Рис.13.) способствует снижению пульсаций давления и потерь, обусловленных неравномерностью течения, или при обтекании «языка » спирального сборника [29, 49, 50, 51, 52].
При проектировании центробежных насосов конструктивно кольцевой диффузор должен соответствовать предъявляемым к нему требованиям (см. Рис. 13, Рис.15). Здесь приведен далеко не полный перечень возможных вариантов профилирования стенок [43].
В работах [19, 53] для минимизации потерь рекомендуется иметь кольцевой диффузор с параллельными стенками. Для компрессоров рекомендуется, что размер b3 должен быть приблизительно равен 0,85 b2 (см. Рис. 14). Для насосов это невыполнимо. Необходимо также учитывать, что высокооборотные центробежные насосы при работе автомата разгрузки как правило имеют значительные осевые перемещения вала и рабочего колеса.
Ширина канала РК b2 может быть смещена относительно ширины кольцевого диффузора b3, и при этом возникают дополнительные потери энергии. Разные варианты выполнения проточной части кольцевого диффузора представлены на Рис. 10, Рис 13, Рис. 14, Рис.15).
В проточной части отвода резкое изменение параметров потока происходит вблизи входных кромок каналов НА. Поэтому большое внимание уделяется выбору оптимального зазора (r) между наружным диаметром РК - D2 и внутренним НА - D3 (см. Рис. 13, Рис. 14).
При проектировании отвода конструктивно НА должен быть согласован по углам потока и окружной скорости с центробежным колесом, кольцевым диффузором, с учетом влияния радиального зазора r и радиального размера (7) [54, 55].
Выявление зависимости амплитуд пульсаций давления 1ой и 2ой гармоник частоты следования лопаток от частоты вращения вала
Известно, что вибрация гидродинамической природы обусловлена особенностями течения рабочей жидкости в проточной части ЦБН: нестационарное взаимодействие потока выходящего из рабочего колеса с отводящим устройством ЦБН; вихреобразование, включая мелкомасштабную турбулентность и крупно-масштабные вихревые структуры (обратные токи); кавитационные процессы в проточной части насосов (ЦБН). Спектральный состав вибрации и пульсаций давления в центробежных насосах представлен широкополосным фоном и ярко выраженными дискретными составляющими, уровень которых в основном определяет виброактивность ЦБН и вибропрочность конструктивных элементов. Эти компоненты спектра вибрации обусловлены пульсациями давления, которые генерируются в проточной части насоса. Нестационарные гидродинамические явления в проточной части ЦБН в зависимости от причин, способствующих их возникновению, можно подразделить на три вида: 1) возникающие в результате гидродинамического взаимодействия потока, выходящего из рабочего колеса с отводящим устройством ЦБН; 2) вихревые; 3) кавитационные. Первый вид нестационарных процессов органически присущ центробежным насосам, как и всем лопаточным машинам он обусловлен шаговой неравномерностью потока на выходе из рабочего колеса. В результате нестационарного гидродинамического взаимодействия неравномерности потока (вращающейся вместе с РК) с отводящим устройством ЦБН возникают колебания на частотах, кратных частоте вращения лопаток РК. Колебания на частоте следования рабочих лопаток (ЧСЛ) и ее высших гармониках определяются формулой:b kz1r , где f r -частота вращения РК, Гц; k - номер гармоники; z1- число лопаток РК. Для объяснения этого феномена и его расчетного обеспечения исследование характера потока на выходе центробежного колеса имеет принципиально важное значение. В последнее время вопросам экспериментальных и расчетных исследований потока в центробежных агрегатах уделяется повышенное внимание у нас в стране и за рубежом.
Подробные исследования параметров течения в абсолютном движении на выходе рабочего колеса центробежных насосов подтверждают, что поток в межлопаточном канале и на выходе центробежного колеса можно условно подразделить на две области высокоэнергетическую струю и низкоэнергетическую зону следа. Такой характер течения определяет существенную неравномерность по шагу решетки колеса относительных и абсолютных скоростей и углов потока, так как низкоэнергетическая зона примыкает к нерабочей стороне лопатки. На выходе рабочего колеса распределение статистического давления по шагу лопаточной решетки близко к равномерному. Поэтому разница в полной энергии жидкости в основном связана с тем, что скорости и углы потока выше у рабочей стороны лопатки .
Анализ потерь энергии в исследованных направляющих аппаратах показал, что наименьшие потери полного давления - 68.8 бар достигаются в НА с круглыми каналами. В лопаточном НА (прямоугольное сечение) потери выше на 1.5 бара. Остальные отводы также уступают НА с круглыми каналами на 0,6 бара. [56].
На Рис. 26 показано сечение отвода центробежного насоса и углы наклона каналов НА; угол между осевыми линиями каналов равен 30о , он определяется, как частное деления угла полной окружности 360о на количество каналов, которое равно 12. Численный анализ показал, что имеется отрыв потока по внутренней образующей каналов НА (Рис. 27) при движении потока по каналам.
Результаты численного моделирования показаны, в частности, на рис. 27 в виде цветовых карт распределения мгновенного поля статического давления в отводе насоса в средней плоскости. Рис. 26 При угле наклона 3л =30о образующих каналов НА отмечается отрыв потока на вогнутой образующей канала (светло-зеленый цвет).
Полученные результаты по фиксации отрыва потока в каналах НА (Рис. 26) показывают эффективность вычислительного эксперимента для корректировки угла 3л с целью обеспечения безотрывного течения. Исследование по влиянию изменения угла 3л = (22о, 20о, 18о) проводилось в вычислительных экспериментах с трехмерным моделированием течения и анализом параметров потока. Результаты расчетов НА разного типа на режиме промежуточной подачи
При угле наклона аз =22 о образующих кривых каналов НА на входных кромках в каналы отмечается незначительное турбулентное нарушение потока (светло зеленый цвет) показывают, что НА с круглыми каналами имеет наименьшие потери полного давления при угле азл =22о. Этот вывод следует признать предварительным, так как рабочее колесо в численном моделировании не согласовано с отводом. Основной задачей здесь было проанализировать генерацию пульсаций давления при гидродинамическом взаимодействии отвода с рабочим колесом. В этом случае все отводы находятся в одинаковых условиях. Рис. 28 При угле наклона 3л =20о образующих каналов НА на входных кромках в каналы отмечаются следы турбулентного нарушения потока в более выраженной форме (светло зеленый цвет).
Таким образом, на основании анализа Рис. 26 - Рис. 28 и Рис. 29, наиболее приемлемым является угол 3л , равный 22о. Необходимы дальнейшие численные и экспериментальные исследования. При этом экспериментальные данные должны обеспечить выявление ключевых параметров, влияющих на эффективность отвода и на уровень амплитуды пульсаций давления. Полученные данные могут быть использованы для проведения многокритериальной оптимизации НА с применением вычислительных экспериментов.