Содержание к диссертации
Введение
1 Обзор и анализ методов повышения эффективности работы гту, в том числе за счёт впрыска воды 13
1.1 Испарительное охлаждение воздуха при впрыске воды в проточную часть ГТУ 13
1.2 Повышение КПД процесса сжатия в ГТУ за счёт оптимизации обтекания лопаточных венцов и использования надроторных устройств .21
1.3 Выводы и постановка задач исследования 32
2 Разработка и методологическое обеспечение расчёта процесса впрыска воды в тракт газотурбинной установки 35
2.1 Расчеты процессов движения и испарения воды в проточной части компрессора при впрыске в различных сечениях по тракту компрессора. 35
2.1.1 Впрыск воды перед компрессором 36
2.1.2 Впрыск воды на входе в третью ступень 39
2.1.3 Впрыск воды на вход в 6 ступень 40
2.1.4 Впрыск воды на вход в 8 ступень 41
2.1.5 Впрыск воды на вход в 10 ступень 42
2.1.6 Влияние температуры перед компрессором на процессы движения и испарения воды в его проточной части 42
2.1.7 Методика расчета параметров работы компрессора и установки ГТ-009.43 .
2.2 Экспериментальные исследования плоских решеток профилей и обобщение результатов исследований поворота потока 45
2.2.1 Влияние геометрических параметров профиля и решетки на поправку к углу отставания потока 53
2.2.2 Оптимизация компрессорных решеток на критических режимах 56
3 Расчётное исследование впрыска воды в тракт компрессора газотурбинной установки ГТ-009 62
3.1 Расчеты параметров работы компрессора и установки ГТ-009 с
впрыском воды 62
3.1.1 Анализ результатов расчетов параметров ГТУ при впрыске воды. 62
3.1.2 Впрыск воды за компрессором (перед регенератором) 67
3.2 Влияние впрыска воды на экологические параметры ГТ-009 67
3.3 Оценка эрозионной и вибрационной опасности для лопаток компрессора установки ГТ-009 69
3.4 Определение требований к качеству впрыскиваемой воды в компрессор 73
4 Оптимизация и повышение эффективности впрыска воды в проточную часть установки ГТ-009 80
4.1 Выбор оптимального режима работы установки ГТ-009 с вводом воды в проточную часть компрессора 80
4.2 Разработка математической модели количественной оценки постановки надроторных устройств с целью увеличения КПД ступени .85 .
4.3 Моделирование течения в меридиональной плоскости осевого компрессора. Усовершенствование инженерного метода 2-D расчета параметров потока 92
4.4 Анализ результатов моделирования течения вдоль линий тока с помощью усовершенствованного метода расчета 107
4.4.1 Результаты тестирования модели на вентиляторной ступени С-1 107 .4.4.2 Результаты тестирования модели на ступенях компрессоров СД и ВД двигателя ДЭМ-518 112
4.5 Практические рекомендации по применению надроторных устройств в осевом компрессоре газотурбинного двигателя ДЭМ — 518 117
4.6 Результаты численного эксперимента их анализ 121
5 Опытное исследование впрыска воды в компрессор газотурбинной установки ГТ-009 127
5.1 Методика выбора конструкции устройств для впрыска воды 127
5.2 Разработка конструкции устройств и схемы подвода для впрыска воды 130
5.2.1 Конструкция устройств для впрыска воды перед ВНА компрессора газотурбинной установки ГТ-009 130
5.2.2 Конструкция устройств для впрыска воды в промежуточную ступень компрессора 134
5.2.3 Разработка схемы подвода воды к впрыскивающим устройствам. 137
5.3 Испытание модели компрессора ГТЭ-150 с впрыском воды в лопатки 9 НА, апробация предлагаемой методики расчёта впрыска 138
5.4 Впрыск воды на вход в двигатель перед входным направляющим аппаратом и через лопатки 5 направляющего аппарата 139
5.4.1 Впрыск воды перед входным направляющим аппаратом 139
5.4.2 Впрыск воды в компрессор через лопатки 5 направляющего аппарата 142
Заключение 143
Литература 145
Приложение 159
- Повышение КПД процесса сжатия в ГТУ за счёт оптимизации обтекания лопаточных венцов и использования надроторных устройств
- Экспериментальные исследования плоских решеток профилей и обобщение результатов исследований поворота потока
- Влияние впрыска воды на экологические параметры ГТ-009
- Разработка математической модели количественной оценки постановки надроторных устройств с целью увеличения КПД ступени
Введение к работе
Актуальность работы. В настоящее время в связи с уменьшением запасов природного газа, являющегося основным топливом энергетических и газоперекачивающих ГТУ, наблюдается вполне оправданная тенденция к увеличению основных параметров таких установок (КПД, мощность, экология). При этом необходимо принимать во внимание затраты на весь жизненный цикл ГТУ. Здесь можно выделить три основных стадии. Первая стадия - это стадия проектирования и изготовления опытного экземпляра установки. На этой стадии для получения заданных параметров установки и максимальных КПД узлов, в частности процесса сжатия, используется оптимизация геометрии венцов и специальная конструкция статора компрессора, кроме этого, в конструкцию может быть заложена возможность впрыска воды для увеличения эффективности работы установки при высоких плюсовых температурах. Вторая стадия - это стадия доводки установок. На этой стадии при проведении МВИ подтверждаются параметры установки, заданные в ТЗ. В процессе доводки продолжается процесс совершенствования узлов на более высоком уровне. И здесь также возможно внедрение конструктивных мероприятий. И, наконец, третья стадия - процесс эксплуатации двигателя. На работающих двигателях с определённой наработкой, есть проблема, связанная с потерей мощности при больших положительных температурах окружающей среды, когда потери мощности достигают 20% и более. Возврат мощности на этих режимах -организация впрыска воды не только на вход в двигатель, но и в различные сечения по тракту. В настоящее время для энергетических машин определены очень жесткие границы по наличию вредных выбросов. Наиболее сложно обеспечить эти условия на двигателях, находящихся в эксплуатации. Чисто конструктивно вопрос решается заменой камеры и изменением всей системы подачи топлива в КС. Впрыск воды в зависимости от места и режима значительно уменьшает количество вредных выбросов. В частности впрыск воды в количестве 1% от суммарного расхода воздуха через двигатель приводит к уменьшению NOx примерно на 30%.
Цель работы. Получение простых и эффективных методов улучшения параметров ГТУ (повышение КПД, мощности и снижение вредных выбросов) на всех стадиях се существования.
Научная новизна диссертационной работы состоит в том, что освоена и апробирована методика и программа расчетов процессов движения и испарения воды в проточной части компрессора. На основании проведенных экспериментальных исследований плоских компрессорных решеток получены более точные выражения для определения угла отставания потока с учетом влияния геометрических параметров. На основе программы расчета течения впрыскиваемой воды, распада на отдельные капли, движения капель и их испарения в потоке воздуха, была определена оптимальная схема впрыска воды в ГТУ. На основе выполненных экспериментальных исследований и проведенного численного эксперимента разработана и апробирована инженерная методика оценки эффективности применения надроторных
устройств с целью оптимизации течения в радиальном зазоре и, соответственно, увеличения эффективности впрыска воды.
Практическая ценность состоит в том, что на базе проведенных расчетов и разработанных рекомендаций по оптимизации впрыска воды в тракт ГТУ, была разработана конструкторская документация, изготовлена материальная часть и проведен эксперимент по впрыску воды в двигатель ГТ-009. В результате эксперимента был подтвержден расчётный эффект.
Достоверность и обоснованность разработанных мероприятий подтверждается проведенными экспериментами по впрыску воды в тракт установки ГТ-009. Полученные экспериментальные данные с высокой степенью достоверности коррелируются с расчетными данными. В плане специальной конструкции статора компрессора (надроторные устройства), был проведен численный эксперимент, в том числе, по визуализации течения в радиальных зазорах двухступенчатого компрессора (с использованием испытаний 5 6 ступени АИ-24 с надроторными устройствами). Обоснованность также подтверждается тем, что предлагаемые изменения в соотношениях получены на базе экспериментальных данных и аналитического исследования уже апробированных методик и программ в этих направлениях.
Апробация работы и публикации. Результаты работы доложены и обсуждены на заседание научно-технического совета ММП им. Чернышева; кафедры ТДУ СПбГПУ; на МеждуЕіародном симпозиуме «Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования» С.-Петербург, СПбГПУ, 2007г; на международных научных семинарах «Интерпартпер-ХПИ», Алушта, 2005, 2006, 2007 г; представлены в 14 публикациях.
Автор защищает методику и программу расчетов процессов движения, распыления и испарения впрыскиваемой воды в проточную часть осевого компрессора. Влияния впрыска воды на параметры работы установки в целом. Схему оптимального впрыска воды в тракт установки ГТ-009 с целью повышения ее эффективности. Уточнённые соотношения для определения углов отставания и оптимизации решеток на скоростях обтекания близких к критическим. Методику оценки эффективности различных надроторных устройств.
Личный вклад автора. Все работы проведенные в рамках настоящих исследований - разработка, адаптация и внедрение представленных методик, алгоритмов и программ, подготовка, проведение и обработка результатов, а так же проведение аналитических и расчетно-экспериментальных исследований, написание статей, оформление патентов - выполнены диссертантом лично. Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, перечня основных сокращений и обозначений, пяти глав, заключения, списка литературы, иллюстраций и трех приложений. Работа изложена на 149 листах машинописного текста, содержит 13 таблиц и 71 рисунок. Общий объем диссертации составляет 173 листа формата А4.
Повышение КПД процесса сжатия в ГТУ за счёт оптимизации обтекания лопаточных венцов и использования надроторных устройств
До настоящего времени основанным методом получение характеристик решёток является обобщение результатов их экспериментальных исследований [38] (Хауэлл, А.П.Комаров, А.И. Бунимович, А.А. Святогоров, B.C. Бекнев и др.). Для учёта сжимаемости и вязкости реальной средыв эти характеристики приходится вносить лишь сравнительно небольшие поправки. В частности, как показывают приведенные в работе результаты, теоретического исследования, сжимаемость газа незначительно сказывается на отклонении потока в решётках профилей. Вязкость реального газа сказывается двояким образом на характеристиках решётки. С одной стороны, она изменяет отклонение потока в решётке по сравнению с отклонением, соответствующим обтеканию решётки идиальным газом, с дргой - она снижает полное давление в потке за решёткой. В связи с этим для определения значений коэффициентов, связывающих действительные характеристики решёток с теоретическими, в работе используются обобщённые результаты продувок плоских решёток профилей и уточняются зависимости этих коэффициентов от геометрических параметров решёток и режимак их работы. В качестве примера на рисунке 1.3 показана типичная характеристика На характеристике можно определить режим соответствующий минимальным потерям. Угол атаки на этом режиме im и угол входа потока а1т. Работа решётки на режимах, соответствующих углам атаки меньше угла атаки на режиме минимальных потерь, т.е. і im не представляют практического интереса. На этих режимах коэффициент потерь превышает значение коэффициента потерь на режиме im и при этом на них решётка имеет меньшие повороты потока. На режимах, с углами атаки большими, чем на режиме минимальных потерь, т.е. і im и поворот потока в решетке, и коэффициент потерь увеличиваются. Однако, относительное увеличение отклонения потока в решётке опережает относительное увеличение коэффициента потерь. Качество решётки, которое определяет её коэффициент полезного действия, также возрастает. Режим, соответствующий максимальному коэффициенту полезного действия решётки или максимальному её качеству \хтах, и есть режим максимального качества, на котором угол атаки іц. При дальнешем увеличении угла атаки качество решётки начинает уменьшается. Тем не менее, величина коэффициента потерь до режима, которому соответствует угол атаки is, остаётся соизмеримой с величиной коэффициента потерь в решётке на режиме её максимального качества, а угол поворота потока не изменяется, или даже незначительно увеличиваетя. При превышении этого режима, т.е. угла атаки is, потери в решётке, вследствие возникновения диффузорного отрыва потока и интенсивного вихреобразования, начинают резко увеличиваться, а поворот потока также уменьшается. Это увеличение потерь столь значительно, что режимы, на которых угол атаки превышает is, не могут быть использованы в качестве рабочих. Угол атаки на «предельном рабочем» режиме is обычно больше угла атаки на режимемаксимального качества іц на величину от 3 до 5 . Таким образом, рабочая часть характеристики компрессорной решётки находится в диапазоне между двумя режимами: режим минимальных потерь и рабочий предельный режим, или по углу атаки от im до is. Оптимальный режим работы компрессорной решётки определяется как режим её максимального качества и соответствует углу атаки
Режим максимального качества, описанный в [39], некоторые авторы называют «оптимальным». Углы атаки на этом режиме больше углов атаки нао орежиме минимума потерь на величину от 1.5 до 3 . Кроме того, оптимальный режим рекомендован для настройки дозвуковых компрессоров на расчётном двигательном режиме. При этом рекомендуется делать некоторую коррекцию по углу атаки в первых и в последних ступенях многоступенчатых и одновременно многорежимных компрессоров.
Что касается углов отставания потока, то степень влияния неточности их определения на энергетические параметры компрессора более весомая, чем профильных потерь. В кинематическом расчёте очень важно правильно оценить значения углов выхода из направляющих аппаратов, т.к. они, в частности, определяют скорости на входе в рабочие колёса в периферийных сечениях, где и происходит пассивное управление течением с помощью надроторных устройств. При этом следует отметить, что различные методики расчета углов отставания ст [40,41] согласно данным работы [38] могут давать значительные расхождения.
Достаточно много внимания в литературе уделено специальнай обработке корпуса компрессора с целью выполнения надроторных устройств (НУ) различной конфигурации с помщью которых оптимизируется течение в радиальных зазорах (без внешнего энергообмена). Известны положительные результаты от постановки надроторных устройств, которые способствуют повышению КПД компрессора и расширению диапазона его устойчивой работы. Для первых ступеней компрессора характерны сложные конфигурации, как правило, полостных устройств, расширяющих диапазон бессрывной работы двигателя. В первых и в последних ступенях для повышения их КПД возможна постановка более простых НУ, в виде кольцевых проточек разной глубины и шага, показанных на рисунке 1.4. Сплошная кольцевая проточка (СКП) и многорядная кольцевая проточки (МКП) наиболее эффективно приводят к ослаблению негативного влияния радиального зазора А г [42,43].
Рисунок 1.4. Возможные конфигурации надроторных устройств Для сопряжения спинки лопатки с корпусом характерно наличие угловых зон повышенных потерь и торцевого загромождения потока, а также сильное вязко-невязкое взаимодействие. К торцевому и профильному пограничным слоям следует добавить скребковое течение, поперечное перетекание через радиальный зазор, крупно и мелкомасштабную турбулентность, вторичное движение, а также сильное вязко-невязкое взаимодействие.
Сложная картина течения усугубляется наличием радиальных зазоров и местной пристеночной неравномерностью потока на входе в венец. До настоящего времени считалось, что нет другого удовлетворительного способа расчета загромождения или потерь в пристеночных областях, кроме эмпирических зависимостей, хотя экспериментальное обобщение параметров торцевого пограничного слоя здесь неудовлетворительное [42,44]. Вместе с тем, в работе [44] отмечено, что в настоящее время эти данные представляют собой наиболее надежную основу для расчета потерь в пристеночной области. Неудивительно, что предпринимаются многочисленные попытки разработки адекватного метода расчета, менее ориентированного на эмпирические обобщения.
Возможность повышения эффективности работы компрессора различные авторы связывают с возможностью пассивного управления той или иной формой движения потока у концов РК. Так, например, авторы работы [45] на основании термоанемометрических измерений пульсаций у концов лопаток, высказывают предположение о том, что перфорирование поверхности может привести к эффективному ослаблению турбулентности потока на периферии и, как следствие, к улучшению обтекания решетки. Однако термоанемометрические измерения в межлопаточном канале и в наклонных надроторных щелях позволили авторам работы [46] сделать предположительный вывод о второстепенном влиянии турбулентности и нестационарности потока на эффективность применения обработки корпуса машины. Как указывается, основную роль играет перетекание рабочего тела, обладающего высокими потерями и большой закруткой в относительном движении, из области торцевой стенки со стороны давления вблизи выходной кромки лопатки, в основной поток с противоположной закруткой, в область входной кромки, что показано на рисунке 1.5. С физической точки зрения эффективность надроторной перфорации в работе [45] также объясняется наличием у концов лопаток струйного течения, организованногоза счет "заталкивания" жидкости в щель у заднего конца каждой
Экспериментальные исследования плоских решеток профилей и обобщение результатов исследований поворота потока
Задача точного расчёта угла отставания потока при профилировании лопаток осевого компрессора для конструктора является одной из определяющих. Тем более, что эту величину необходимо рассчитать с высокой степенью точности (о 0,5...1,0%) для решеток с любой встречающейся в осевых компрессорах геометрией.
Это обстоятельство вынуждает искать надежные пути определения углов отставания потока в компрессорных решетках профилей.
При достаточно больших числах Рейнольдса (Re 3-10 ) критерий Re, практически, не влияет на характеристики плоских компрессорных решеток. Поэтому стенд для продувок объектов исследования должен обеспечить при Х =0,3...0,35 Re = 3-10 . Схема стенда, используемого автором для продувок к о м п ре с со р н ы х решеток при м ал ы х скоростях, показана нарис у и ке 2.8 [69].
Рабочий канал имеет прямоугольное сечение размером (200 х 500) мм2. На выходе из канала устанавливается исследуемая решетка профилей с хордойЬ=80мм и удлинением h = h/b = 2,5 при числе лопаток 8... 16 штук. Угол установки решетки относительно набегающего потока изменялся с помощью поворотного круга, вмонтированного в боковые стенки. Периодичность потока за решеткой выдерживалась с достаточной степенью точности.
Параметры потока измерялись по середине канала на расстоянии от стенки решетки, равном хорде лопаток. Исследования проводились при числах Re 5-Ю5 и Mi 0,3...0,35. При этом на входе в решетку измерялись скоростной напор qi = Р — Р и угол входа потока а,. Замер производился в пяти точках повысоте канала комбинированным зондом, включающим насадки полного давления, статического давления и двухтрубчатый угломер. Полное давление и угол выхода потока а2 измерялись комбинированной шайбой. Шайба имеет преимущество перед двухтрубчатым угломером: ею можно определить направление потока при наличии поперечного градиента скорости за решеткой в следе при сбегании пограничного слоя.
На выходе вдоль шага решетки измерялись соответственно q2 = рг —р2 и а2 через 2 мм (25 замеров). Измеренные величины скоростных напоров и углов потока на выходе из решетки усреднялись арифметически по шагу. Для выполнения условия С 2а =С2а/С1а =1 было сделано расширение канала: навходе высота канала была 150 мм, на выходе — 165 мм. Этим было достигнуто минимальное изменение осевой составляющей скорости в средних сечениях: Сга =0,96... 1,03. Изменение осевой составляющей скорости потока, осредненной по шагу, определялось с помощью соотношения Сга = (cosос2/cosа,) jq2/q, .
Было обеспечено незначительное изменение основных параметров потока по высоте канала, что позволило упростить явления, имеющие место в межлопаточных каналах осевого компрессора, и выделить влияние изменения конструктивного угла выхода из решетки по ее высоте на угол отставания потока.
Полученные экспериментальные характеристики прямых компрессорных решеток строились в виде зависимостей а = f (а,) для двух исследуемых сеченийпри разной закрутке лопаток и при различных углах входа потока, т. е. при различных углах атаки. Значения углов отставания потока сравнивались с аналогичными значениями, полученными при продувках прямых решеток с постоянным углом установки профилей по высоте лопатки.
В частности, для решеток с переменным значением угла установки у соответственно сс2к в сечении Ah =15 мм угол установки профилей имелследующие значения: у = -5; 2; 6; 17; 24, в то время как в сечении Ah = 80 мм угол установки профилей был постоянным у =10. Для сравнения были использованы результаты продувок прямых решеток в том же сечении, но с постоянным углом установки профилей [39] у = -5; 2; 6; 17; 24 и 10.
В эксперименте использовались решетки, составленные из профилей Б-60-09, с параметрами t = t/b = 0,6; b=80 мм; Є = 60; хг =0,45; Xi =36; %2 =24, средней линией профиля — параболой. Лопатки прямых решеток имели: в среднем сечении (Ah = 80 мм) высоту 160 мм, от периферии до среднего сечения постоянный угол у =10. Начиная со среднего сечения, угол установки профиля плавно менялся, достигая во втулочном сечении максимального отличия от угла установки в среднем сечении. В таблице 2.1 приведены конструктивные углы на входе в решетку и на выходе из нее, при разных отличиях угла установки во втулочных сечениях от угла установки в средних сечениях (Ау) и на различных высотах от втулочного сечения (Ah).
Сечение, в котором оценивалось влияние изменения конструктивного угла выхода из решетки на угол отставания потока, находилось на высоте 15 мм от втулочной трактовой поверхности на выходе из решетки. Это связано с тем, что в этом сечений в отличие от сечений, расположенных ближе к втулке, наиболее стабильные замеры, в то же время градиент изменения конструктивного угла выхода потока близок к максимальному.
В этом сечении исследовались прямые решетки с различными углами установки профилей, но с постоянным значением угла по высоте, а также прямые решетки, составленные из лопаток с переменным углом установки профилей по высоте.
В сечении Ah =15 мм производилось сравнение углов отставания потока при одинаковых углах установки профилей. Кроме того, углы отставания потока сравнивались в среднем сечении (у = const) в решетках с наличием переменного угла выхода потока по высоте, то есть закрутки по высоте лопатки. При
Влияние впрыска воды на экологические параметры ГТ-009
Для оценки влияния ввода воды в компрессор и за ним для установки ГТ-009 использовались результаты работы [80]. В этих результатах оценено раздельное влияние изменения температуры и паросодержания воздуха, подаваемого в камеру сгорания на количество выбросов окислов азота. Эти зависимости иллюстрируются графиками на рисунках 3.9 и ЗЛО.
В первом случае имелось в виду, что при впрыске воды в воздух егоDтемпература понижается в соответствии с тепловым балансом — на 27 С на каждый процент впрыска. В установке ГТ-009 из-за наличия регенератора это отклонение температуры воздуха перед камерой сгорания существенно меньше. Корректировка количества NOx из-за последнего фактора выполнялась с помощью кривой на рисунке 3.10. Результаты расчетов для установки ГТ-009 с оптимальным распределением впрыска воды приведены на рисунке 3.11.
Впрыск воды в суммарном количестве до 2% значительно (примерно вдвое) уменьшает содержание NOx в выхлопных газах. Дальнейшее увеличение количества впрыскиваемой воды незначительно увеличивает снижение NOx. Так увеличение количества впрыскиваемой воды с 2 % до 4 % дополнительно уменьшает количество образующихся окислов азота всего на 5 %. Подобный характер изменения количества NOx связан с его экспоненциальнойзависимостью от температуры и паросодержания воздуха, поступающего в камеру сгорания.
Для анализа эрозионной опасности в установке ГТ-009 при впрыске воды в лопаточный аппарат компрессора использовалась методика [81], применяемая для определения эрозионных характеристик влажно-паровых ступеней турбин.
Оценка эрозионной опасности выполнялась из условия равномерного ввода впрыскиваемой воды по высоте лопаток. Наиболее эрозионно-опасными являются периферийные сечения рабочих лопаток. Основные, необходимые для оценки эрозии, параметры потоков капель и воздуха в рассматриваемых ступенях и результаты расчетов приведены в таблице № 3.1.
Здесь Gk— отношение массового расхода воды к расходу воздуха, DK — диаметр капель, Ск — относительная скорость капель на входе в периферийные (наиболее эрозионно-опасные) сечения рабочих лопаток, рк — угол между направлением движения капель и окружным направлением, pi — угол между направлением движения потока воздуха перед лопатками и окружнымнаправлением, т. - время, в течение которого эрозия лопаток достигает глубиныдо 1 мм, 8Р — относительный прирост изгибных напряжений в компрессорных лопатках в результате впрыска воды.
Анализируя представленные в таблице материалы, отметим следующие основные особенности движения капель в каналах рабочих лопаток. Капли сепарируют на вогнутую часть лопаток под сравнительно небольшими углами соударения их с поверхностью лопаток (5...20). В результате составляющая скорости соударения капель с лопатками, перпендикулярная поверхности лолаток, относительно мала. Это, в свою очередь, по данным [81], не вызывает опасений по эрозии лопаток в направлении, перпендикулярном хорде лопаток. Таким образом, опасения по эрозии могут возникнуть только на входной кромке в направлении вдоль по хорде лопаток. Ниже рассмотрим их подробнее.
Степень эрозии находится в сильной зависимости от скорости соударения капель с поверхностью лопаток. До некоторой величины скорости соударения С,„ называемой пороговой, эрозии не происходит. При увеличении скорости соударения выше С„ происходит усталостное разрушение металла (выкрашивание отдельных зерен). Разрушение начинается спустя некоторое время, называемое инкубационным периодом. Далее с ростом скорости соударения, начиная с некоторого значения Сг, происходит пластическая деформация металла от ударов отдельных капель. По [81] с уменьшением диаметра капель величины С„ и Ст сдвигаются в область больших значений. На рисунке 3.12 показана экспериментальная зависимость С„ и Ст от диаметракапель для стали 1X13 [81]. В нашем случае, когда скорости соударения не превышают 287 м/с, а диаметры капель — 50 мкм, эрозия не происходит.
Причина их появления - процесс распада струй впрыскиваемой воды на отдельные капли, который имеет некоторую протяженность по расстоянию. Если впрыск воды происходит слишком близко к входным кромкам рабочих лопаток и указанный процесс распада не успевает закончиться, то размеры капель в момент соударения могут быть чрезмерно велики. В связи с этим представляет интерес оценка величины эрозии в худшем случае, при отсутствии влияния DK на С„. Тогда по [82, 83] глубина эрозии h определяется по формуле: h = К m С" - h0,где ho — глубина эрозии, соответствующая инкубационному периоду; m — весовой расход воды, отнесенный к единице поверхности лопатки, С — скорость соударения капель с лопатками; п = 4,7; К = 2,17-Ю-13 для стали 1X13. Величина m = G w /F, Gw — расход воды за весь период впрыска воды, F = 7t -[(Prot +Н,)2 -Drot2J-cosp1; Drot — диаметр ротора компрессора, Hi — высота лопатки компрессора.
Расчет времени т, необходимого для достижения предельно допустимого значения h, производился для условий выбранного оптимального режима работы компрессора с впрыском воды. В качестве предельной величины h0 принималась глубина эрозии в 1 мм в периферийных сечениях рабочих лопаток. Результаты расчетов показаны в таблице № 3.1. При этом глубина эрозии в корневых сечениях рабочих лопаток была в 2,5...3 раза меньше или отсутствовала из-за более низких окружных скоростей. Полученные результаты свидетельствуют о том, что при разработке устройств для впрыска необходимо обращать внимание на необходимость осуществления процесса полного распада струй. Длина пути распада струи определяется по зависимостям, приведенным в [68]. По ориентировочным данным, в нашем случае, она равна 10... 15 мм.
Вибрационная опасность возникает в месте ввода воды из-за периодического ее воздействия на рабочие лопатки компрессора. Частота воздействия равна произведению частоты вращения ротора компрессора на количество вводов воды по окружности. Величина воздействия определяется импульсным воздействием капель при столкновении их с лопатками, то есть произведением массы воды на скорость капель в относительном движении. Для лопаток наиболее опасными являются изгибные напряжения, появляющиеся в корне от сил, перпендикулярных хорде лопаток. Сравнивая эти силы от капель с силами от воздушного потока, получаем выражение для величины относительного прироста указанных сил и, соответственно, изгибных напряжений в компрессорных лопатках 5Р:где Рв, Рк — усилия, действующие на лопатки перпендикулярно хорде от потока воздуха и от потока капель, Gk — отношение массового расхода воды к расходу воздуха, ъ\ - число лопаток рабочего колеса, Ск — скорость капель на входе в лопатки, рх - угол между хордой лопатки и окружным направлением, рк — угол между направлением движения капель и окружным направлением, Ngk — число мест ввода воды, Сі, С2 — скорости потока воздуха перед и за лопатками, рь р2
Разработка математической модели количественной оценки постановки надроторных устройств с целью увеличения КПД ступени
В настоящее время практически не существует методики количественной оценки влияния надроторных устройств на КПД компрессора. Это обусловлено не только недостаточной изученностью эффектов воздействия на течение в межлопаточном канале РК со специальной обработкой корпуса, но и отсутствием реалистической модели течения даже в случае гладкой проточной части.
Однако на стадии проектирования или доводки компрессоров для определения целесообразности применения надроторных устройств весьма полезными могут оказаться простые эмпирические зависимости, полученные в результате статистического обобщения экспериментальных данных.
В данном подразделе представлены результаты обобщения опытных данных, полученных при исследовании влияния на максимальный КПД рабочего колеса надроторных устройств двух типов: сплошной кольцевой проточки и многорядных кольцевых проточек (рисунок 1.4).
Обобщение экспериментальных данных по влиянию надроторных устройств на максимальный КПД рабочего колеса компрессора выполнено на основе статистического подхода с использованием метода подобия и размерности в газовой динамике [97]. По аналогии с работами [33,98,99] а основе модели [99] и анализа системы уравнений пространственного пограничного слоя в безразмерной форме выбран набор физических величин, обеспечивающих описание течения в периферийной области РК.
Запишем систему уравнений Навье-Стокса для пространственного вязкого течения (считая u. = const и X = const) в виде[67]: можно представить в форме 4.2. На основе анализа системы уравнений (4.2) выбран набор физических величин, обеспечивающих описание течения в периферийной области РК.
В таблице 4.1 сведены физические величины, использованные для построения фундаментальной системы безразмерных параметров, которые характеризуют работу надроторных устройств. ( ) — у периферии, остальные параметры на среднем радиусе.
Таким образом, число определяющих параметров п = 19. Число основных единиц измерения к = 4: метр, секунда, килограмм и Кельвин. Для подобия процессов в лопаточных машинах согласно л -теореме надо образовать п - к=15безразмерных комплексов.
Обобщение выполнено на базе восьми безразмерных параметров фундаментальной системы: Eu, Re, ReAr,b/t, упер, ует,Ь, а.
Это обусловлено тем, что исследования, результаты которых использовались для обобщения, выполнены на воздухе, а диапазон основных режимов, вошедших в обобщение, позволяет пренебречь сжимаемостью и влиянием
Условное деление по высоте канала входной радиальной неравномерности потока на «периферийную» и « втулочную» неравномерности проводилось относительно радиуса Гр , на котором при входе в РК наблюдалось наибольшеемаксимальное полное давление потока на входе в РК, соответствующее относительному радиусу Гр ; Р-статическое давление на входе в РК, которое по высоте канала принималось постоянным; Р - полное давление потока на входе в РК на текущем относительном радиусе г.
Интегрирование выражений (2.25) проводилось методом Симпсона. При этом полное давление на ограничивающих поверхностях (корпусе компрессора и его втулке) принималось равным статическому давлению.
Структурный вид выражений К, и К2 выбраны по аналогии с известнымиэмпирическими зависимостями определения вторичных потерь в решетках с радиальным зазором (периферийная область) и без него (втулочная область) [38]. Это обусловлено тем, что, как отмечалось выше, постановка надроторных устройств значительное влияние оказывает на развитие вторичных течений в межлопаточном канале РК осевого компрессора. Поэтому очевидна целесообразность связи вторичных потерь, характерных при определенных условиях на входе и геометрии решетки для гладкого корпуса, с эффективностью применения надроторных устройств.
Параболическая зависимость 5т]адтах (4.5) от радиального зазора получена набазе ранее выполненных в Харьковском авиационном институте обобщениях оценки эффективности надроторных устройств [98], а также на базе результатов опытов, представленных в [20].
При определении К, и К2 использовались параметры исследованных рабочих колес при гладкой проточной части компрессора.Число Эйлера Ей определялось на режиме максимального КПД рабочего колеса для гладкой проточной части компрессора. Коэффициенты С,,С2,С3,С4 уравнения (4.5) находились методомнаименьших квадратов.
Обобщения выполнены на основании анализа характеристик пятой и шестой ступеней компрессора ГТД АИ-24, а также одноступенчатого компрессора с большим относительным втулочным диаметром [20]. В отличие от результатов исследований [33], в настоящем анализе, с целью повышения надежности результатов, добавлена пятая ступень исследованного двухступенчатого компрессора АИ-24 [101].Таблица 4.2 Исходные данные для статистического обобщения варианта «б»
