Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор и анализ задач, возникающих в связи с требованиями модернизации существующих и совершенствования вновь создаваемых промышленных центробежных компрессоров 12
2. Определение диапазона параметров проточной части рабочих колёс, в пределах которого могут решаться поставленные задачи по модернизации 24
3. Разработка методики исследования, включающая обзор и обобщение экспериментальных данных. Разработка методики приближённого расчёта вторичных потерь 27
3.1 Модель расчёта потерь трения 35
3.2 Модель расчёта диффузорных потерь 37
3.2.1 Потери отрыва на выходе из рабочего колеса 37
3.2.2 Диффузорные потери в межлопаточном канале 39
3.3 Модель расчёта вторичных потерь. Неучтённые потери 41
4. Расчётно-теоретическое исследование влияния различных газодинамических и конструктивных параметров на эффективность проточной части рабочих колёс 50
4.1 Влияние числа лопаток рабочего колеса на структуру потока и потерь 51
4.2 Влияние теоретического коэффициента напора на эффективность рабочих колёс 102
4.3 Влияние условного коэффициента расхода Фр на структуру потока и составляющие потерь 117
4.3.1 Варьирование Фр изменением ширины проточной части в меридиональном сечении 117
4.3.2 Варьирование Фр при постоянном объёмном расходе в рабочем колесе 137
4.4 Влияние относительной ширины рабочего колеса на выходе на структуру потока и составляющие потерь 183
4.5 Влияние числа маха Ми на эффективность рабочих колёс 199
4.6 Исследование эффективности рабочих колёс с различной протяжённостью входного осевого участка 213
5. Экспериментальное исследование ступеней с осерадиальными рабочими колёсами 235
5.1 Экспериментальные исследования осерадиальных колес с разной диффузорностью и различными коэффициентами расхода и напора 239
5.2 Экспериментальные исследования осерадиальных колёс с разным меридиональным контуром и различной диффузорностью 248
5.3 Экспериментальные исследования осерадиальных колёс с различными коэффициентами расхода и разной диффузорностью 252
6. Сравнения экспериментальных и расчётных значений к.п.д. осерадиальных рабочих колёс 255
7. Выводы и рекомендации по профилированию проточной части осерадиального центробежного колеса 260
8. Разработка базы данных по эффективности осерадиальных рабочих колёс для промышленных центробежных компрессоров 263
9. Разработка проточных частей с осерадиальными рабочими колёсами для различных вариантов модификации промышленных центробежных компрессоров 268
Заключение 277
Литература 278
- Определение диапазона параметров проточной части рабочих колёс, в пределах которого могут решаться поставленные задачи по модернизации
- Модель расчёта диффузорных потерь
- Влияние теоретического коэффициента напора на эффективность рабочих колёс
- Экспериментальные исследования осерадиальных колёс с разным меридиональным контуром и различной диффузорностью
Введение к работе
Компрессоры, широко применяемые в народном хозяйстве, предназначены для повышения давления газов и их перемещения.
Большое место среди выпускаемых компрессоров занимают центробежные компрессоры разных типов. Ц.к.м. широко используются в химической, нефтяной и газовой промышленности, в автомобильном и авиационном производстве, в различных холодильных установках. В связи с широкой областью их применения, требования к ним постоянно растут.
Промышленности требуются центробежные компрессоры различных типов, производительность которых колеблется от долей до нескольких сотен и тысяч кубических метров в минуту, а конечное давление доходит до 2500...3000 ата.
Расширение сферы применения центробежных компрессоров ведет к необходимости создания высокоэффективных компрессорных ступеней различных типов в широком диапазоне геометрических и режимных параметров. Так при проектировании центробежных компрессоров сверхвысокого давления оказалось необходимым использовать ступени с весьма низким коэффициентом расхода. При разработке малорасходных центробежных компрессоров перспективным является применение ступеней с осерадиальными р.к.
Важным направлением в развитии компрессоростроения является создание высоконапорных малорасходных ступеней центробежного компрессора с осерадиальными р.к.
Центробежные компрессоры с осерадиальными рабочими колесами обладают рядом существенных преимуществ по сравнению с рабочими колесами с радиальной решеткой. Они имеют более низкие значения среднего диаметра входа в рабочее колесо и соответственно, более низкий уровень чисел М на входе, более организованное течение потока на входе в рабочее колесо, благодаря чему могут эффективно применяться невысокие коэффициенты расхода и значительно более высокие коэффициенты напора,
9 а также эффективно применяться колёса полуоткрытого типа с лопатками с радиальным выходом (Рл2 = 90). Полуоткрытые осерадиальные р.к., имеющие лопатки с радиальным выходом, по прочностным характеристикам могут работать при весьма высоких окружных скоростях (до 500 м/с и более).
Практически во всех компактных компрессорных установках применяются высоконапорные рабочие колеса с осерадиальной решёткой, что обеспечивает в значительной степени небольшие размеры установок за счёт уменьшения числа ступеней.
Проводимые на кафедре КВХТ СПбГПУ исследования показали перспективность применения высоконапорных осерадиальных колес в стационарном компрессоростроении в широком диапазоне изменения требуемых параметров, включая их использование, как в малорасходных, так и в высокорасходных ступенях.
Накоплен большой опыт исследования и создания таких ступеней для авиационных и транспортных компрессоров. Однако этот опыт не может быть полностью перенесён на стационарные компрессоры. Это связано с различными требованиями к компрессорам в авиационных ГТД и стационарным компрессорам. Обзор литературы показывает недостаточность данных и обобщенных рекомендаций по проектированию высоконапорных ступеней для стационарных компрессоров, что значительно усложняет разработку компрессоров с такими ступенями.
Экспериментальный способ выбора оптимального варианта приводит к большим материальным и временным затратам на изготовление и испытание модельных ступеней. Поэтому необходимо сократить время доводки компрессора. С этой целью стремятся уже на стадии проектирования перейти к расчётным методам определения коэффициента напора и к.п.д. центробежной ступени, на основе сравнения различных вариантов выбрать оптимальные геометрические и расчетные параметры ступеней.
Данная работа состоит из шести глав.
В первой главе проведён обзор и анализ задач, возникающих в связи с требованиями модернизации существующих и совершенствования вновь
создаваемых промышленных центробежных компрессоров. Рассмотрена возможность применения ступеней с осерадиальными р.к. в ходе вышеуказанных мероприятий, а также проведён анализ имеющихся расчётно-теоретических методик определения потерь в п.ч. центробежных компрессоров. Обоснована актуальность и сформулированы цели и задачи настоящей работы.
В гл.2 определен диапазоны изменения основных параметров проточной части рабочих колёс, в пределах которых могут эффективно решаться поставленные задачи по модернизации или созданию нового турбокомпрессорного оборудования.
В гл.З представлена методика расчётно-теоретического анализа, включающая в себя математическую модель, построенную с учётом особенностей течения в осерадиальных р.к. полуоткрытого типа, а также описаны применяемые методы расчёта распределений скоростей в меридиональной плоскости. Рассмотрена методика приближённого расчёта вторичных потерь на основе теоретического расчёта пограничного слоя на лопатках р.к.
В гл.4 проведено расчётно-теоретическое исследование влияния различных газодинамических и конструктивных параметров на эффективность проточной части рабочих колёс. По результатам расчётов построены графики распределения по длине лопатки в меридиональной плоскости относительных скоростей w/u2 на средней по высоте лопатки о.п.т. для задней (w3) и передней (wn) сторон лопатки, а так же для средней (wcp = [w3+wn]/2) относительной скорости. Построены зависимости коэффициентов потерь С, и к.п.д. г) от следующих варьируемых параметров р.к.: числа лопаток z, условного коэффициента расхода на расчётном режиме Фр, условного числа Маха Ми, относительной длины в меридиональной плоскости осевого участка \mJ\z. Дополнительно построены зависимости характерных соотношений относительных скоростей (Aw3.BX/w3i, Awn.BX/ wnb wi/w2, и Awcp/ u2) в п.ч. межлопаточного канала, определяющих
ОСНОВНЫе ПОТерИ В КОЛесе, ОТ Z, Фр, Ми, Іцна/lz-
В гл.5 описана методика экспериментального исследования, включающая обзор и обобщение экспериментальных данных, представлена геометрия и приведены данные экспериментальных исследований модельных ступеней с осерадиальными р.к., результаты которых использовались для корректировки коэффициентов расчётно-теоретического метода определения потерь в п.ч. колеса.
В гл.6 проведён сравнительный анализ экспериментальных и расчётно-теоретических данных по исследованным вариантам рабочих колёс, результаты которого позволяют судить о эффективности разработанного метода расчёта потерь в колесе.
В гл.7 по результатам расчётно-теоретического анализа и обобщенных экспериментальных данных сформулированы основные рекомендации по проектированию осерадиальных колёс в предлагаемом диапазоне изменения их газодинамических и конструктивных параметров.
В гл.8 представлена база данных по эффективности осерадиальных рабочих колёс. Данные по эффективности р.к. представлены в табличном виде и отражают основные газодинамические и геометрические параметры п.ч., а также характерные зависимости относительных скоростей w в межлопаточном канале р.к., определяющие основные составляющие гидравлических потерь в колесе. Также в этой главе представлена блок-схема алгоритма расчёта и проектирования п.ч. осерадиального колеса центробежной ступени.
В последней главе предпринята попытка разработать п.ч. с осерадиальными р.к. для различных вариантов модификации промышленных ц.к.м. В задачи по модернизации штатных п.ч. не ставилось конструктивное решение проблемы по замене радиальных р.к. с цилиндрическими лопатками на осерадиальные колёса. Предполагалось провести только газодинамический расчёт п.ч. с различными вариантами замены штатных радиальных р.к. на новые осерадиальные, более эффективные на повышенные параметры работы ц.к.
Определение диапазона параметров проточной части рабочих колёс, в пределах которого могут решаться поставленные задачи по модернизации
Одними из основных характеристик п.ч. рабочего колеса являются следующие геометрические (конструктивные) и газодинамические параметры: — выходной Рд2 и входной рЛ1 углы рабочей лопатки; — число лопаток z (или относительный шаг лопаток t/L); — относительная ширина каналов колеса h2/D2; — отношение Di/D2 (или DH/D2); — втулочное отношение DWTfD2; — условный коэффициент расхода Ф; — коэффициент напора W; — меридиональная форма р.к.; — число маха Ми, определяемое по окружной скорости р.к. и2; — к.п.д. В настоящей работе рассматриваются полуоткрытые осерадиальные р.к. с рабочими лопатками, имеющими величины выходных углов рлг в диапазоне 63...90. Указанный диапазон изменения выходных углов лопаток является наиболее оптимальным для данного типа р.к., обеспечивающим высокую напорность и расходность при относительно высокой эффективности в условиях нормальных и повышенных чисел Ми. Указанный диапазон изменения выходных углов лопаток р.к. определяет оптимальный диапазон изменения теоретического коэффициента напора Ч т, который согласно опытным данным для рабочих колёс с экспериментальноотработанной геометрией (РК-4, РК-5) [43, 59, 60] составил Ч т = 0,74 для р.к с Рд2 = 63 и \/т = 0,9 для р.к с $& = 90. Таким образом, диапазоны изменения выходных углов лопаток и теоретического коэффициента напора осерадиальных р.к., в пределах которых могут эффективно решаться задачи по модернизации ц.к.м., составили рл2 = 60 ... 90, т = 0,74...0,9. Другим важным конструктивным параметром р.к. является число лопаток (густота решётки L/t), определяющее нагрузку на лопатки Aw (Ар) и диффузорность межлопаточного канала. С увеличением числа лопаток (увеличение L/t) уменьшается нагрузка на лопатки и ожидается рост потерь трения в межлопаточном канале. Уменьшение числа лопаток (уменьшение L/t) увеличивает диффузорность межлопаточного канала и нагрузку на лопатки, что способствует увеличению диффузорных потерь в межлопаточном канале и на выходе из р.к., а также увеличению вторичных потерь.
В данной работе рассмотрен относительно широкий диапазон изменения количества лопаток р.к. z = 10...30, превышающий оптимальный диапазон изменения данного параметра, обычно рекомендуемый для применения в колёсах вышеуказанного типа и напорности.
Важным параметром, определяющим форму р.к. и его газодинамические свойства, является условный коэффициент расхода на расчётном режиме Фр. Варьирование данного параметра осуществлялось как путём изменения объёмного расхода через р.к., так и по средствам изменения выходного диаметра р.к. D2. Снижение объёмной производительности обеспечивается элементарным заужением ширины р.к. (т.е. уменьшением значения Ь), что влечёт за собой уменьшение значения Фр с увеличением коэффициента потерь трения и коэффициента вторичных потерь. Расширение п.ч. в меридиональной плоскости (увеличение Ь) способствует увеличению Q И Фр, при этом снижаются потери трения и коэффициент вторичных потерь, но увеличивается неравномерность поля скоростей на входе в осерадиальное р.к. (не имеющего закрутки по высоте в осевой части лопатки), что влечёт увеличение углов атаки и ударных потерь по высоте лопатки на входе в р.к.
Рассматриваемая область изменения чисел Фр варьируется в пределах значений 0,03...0,12, что согласно экспериментальным данным является достаточным диапазоном изменения Фр для эффективного применения осерадиальных р.к. в модернизируемых или вновь создаваемых проточных частях п.ц.к.
Осевой вход на лопатки, способствующий снижению уровня чисел Маха на входе в р.к., а также применение лопаток с радиальным выходом и полуоткрытый тип р.к. (при относительно хорошей эффективности) позволяют применять осерадиальные р.к. при достаточно высоких числах Ми. Согласно чему в работе рассмотрена довольно широкая область изменения чисел Ми, варьируемых в диапазоне значений 0,6...1,2 при этом уровень чисел Маха на входе в р.к. Mw,3 на периферии лопатки в.н.а. (на DjH) сохраняется дозвуковым (Mw13 1).
Дополнительно к вышеуказанным параметрам варьировалась относительная ширина D2/D2 на выходе р.к. и меридиональная форма р.к. на входном осевом участке (осевом предкрылке).
Определение к.п.д. колеса и ступени компрессора в целом в зависимости от геометрических и режимных параметров является одной из основных задач при разработке ц.к.м.
Для оценки эффективности работы осерадиального р.к. необходимо знать картину течения потока в нём и разработать математическую модель расчёта потерь и к.п.д. Работы по исследованию структуры потока в осерадиальном р.к. показывают, что течение в проточной части имеет сложный пространственный характер. Отсутствие точных методов расчёта приводит к необходимости схематизации течения и соответственно к условной классификации потерь.
Математическая модель потерь, основанная на анализе множества экспериментальных данных и разработанная на основе многолетних исследований р.к. радиального типа, проведённых на кафедре КВХТ СПбГПУ, отражает достаточно точно физическую картину течения и применима для широкого круга режимных и геометрических параметров р.к. [54].
Однако возникают определённые трудности при возможном применении данной модели потерь для колёс осерадиального типа, ввиду отсутствия достаточного количества опытных данных, накопленных по этому типу колёс [49].
Необходимо добавить, что существует также методика расчёта потерь для осерадиальных колёс, разработанная на кафедре КВХТ, которая учитывает только две основные составляющие потерь: потери трения и диффузорные потери, связанные с отрывом потока на задней поверхности лопатки при выходе из колеса, имеющие наибольшую долю в общем
Модель расчёта диффузорных потерь
Важной составляющей гидравлических потерь в канале рабочего колеса является потеря отрыва hWOTp, связанная с наличием срывной зоны на выходном участке задней стороны лопатки. Данная составляющая потерь определяется из условия быстрого выравнивания окружной неравномерности потока в выходном сечении колеса, и рассчитывается по аналогии расчёта потерь при «внезапном расширении». Согласно формуле (3.7) получим:где w3 отр = k-w3Bbix(max)_ скорость на участке замедления потока на задней поверхности лопатки при выходе из р.к., где происходит срыв и вихреобразование потока; w3Bbix(max) — максимальная скорость потока на задней (нерабочей) поверхности лопатки на выходном участке р.к.; к — коэффициент замедления скорости, находящийся согласно опытным данным в диапазоне 0,85...0,9; фотр - коэффициент расширения, аналогичный фДИф в формуле (3.7) , принимавшийся согласно данным по предыдущим моделям потерь в зависимости от характера потока и геометрических особенностей п.ч.[43, 59, 60].
На рис. 3.2.1 показана схема образования диффузорных потерь, связанных с отрывом потока на задней стенке лопатки при выходе из р.к.
На графике распределения скоростей по средней линии профиля лопатки в меридиональном сечении, представленного на рис. 3.2.2, показана модель определения диффузорных потерь на выходном участке межлопаточного канала, связанных с развитием срывной зоны на задней стороне лопатки.
В уточнённой модели в число составляющих потерь включены диффузорные потери во входной части р.к. на задней поверхности лопатки в области течения до поворота потока из осевого в радиальное направление, а также диффузорные потери на передней стороне лопатки, связанные с замедлением потока. Величины этих потерь приняты зависящими от местной диффузорности течения на соответствующей поверхности лопатки и относительной протяженности соответствующего участка замедления в меридиональной плоскости решётки и определяются по формулам:здесь AW3.BX (AWn) - разность скоростей внешнего потока на задней (передней) стороне лопатки от W3i (Wni) на входе в решётку до минимального значения W3.min (Wn.min) на осевом участке задней сторонылопатки (на передней поверхности лопатки) проточной части колеса; д вх (AWn) — разность скоростей AW3.BX (AWn),.отнесённая к W3i (Wni); Al ( Aln) — протяжённость осевого участка на задней стороне лопатки А1 (участка на передней стороне лопатки А1п) в меридиональной плоскости, на котором происходит замедление потока AW3.BX (AWn), отнесённая к общей длине лопатки 1 в меридиональной плоскости; фдиф.3.вх и фДИф.п -коэффициенты расширения соответственно на входном участке задней стороны лопатки и на передней стороне лопатки, аналогичные фдиф в формуле (3.7).
График распределения относительных скоростей по средней линии профиля лопатки в меридиональном сечении, представленный на рис. 3.2.2,
Появление вторичных потерь в межлопаточных каналах связано с наличием перепада давления, градиент которого направлен от передней стороны лопатки к задней поперёк основного движения газа. Эта разность давлений растёт с увеличением коэффициента подъёмной силы. В средней по высоте лопатки части канала этот перепад давления не вызывает вторичных токов, так как уравновешен динамическими силами потока. Около ограничивающих поверхностей (основной диск, статор) в пограничном слое это равновесие нарушается из-за уменьшения скорости потока при тех же давлениях. Тогда при наличии в этой зоне поперечного градиента давления и уменьшенных динамических силах газ в пограничном слое на ограничивающих поверхностях будет двигаться от передней поверхности лопатки к задней.
В разрабатываемой в данной работе модели для оценки вторичных потерь в осерадиальном р.к. предполагается:- приближённо оценить толщину пограничного слоя на ограничивающих поверхностях (на основном диске);- по перепаду давления на лопатках определить расходную скорость перетекания газа в пограничном слое на основном диске;- по площади сечения пограничного слоя, величине расходной скорости в пограничном слое и средней плотности газа определить массовый расход газа в пограничном слое на основном диске;- по потерянной кинетической энергии (или по перепаду давления) при перетекании газа по пограничному слою от передней стенки лопатки к задней определить величину потерянного напора в пограничном слое на основном диске;- по найденному массовому расходу и потерянному напору в пограничном слое определить величину потерянной мощности в межлопаточном канале; — суммируя по всем межлопаточным каналам р.к., оценить полную мощность, потерянную на вторичных токах в р.к.;— поделив полную мощность вторичных потерь на массовую производительность в р.к., определить напор, потерянный на вторичных токах в р.к.;— по аналогии с формулами (3.4) и (3.5) определить Яшиными словами, на всём протяжении проточной части межлопаточногоканала от входного сечения р.к. до выходного вторичные потери h , возникающие на поверхности основного диска колеса, определяются суммированием их по отдельным участкам межлопаточного канала. На каждом і-том участке затраты мощности на поддержание вторичного течения NBT.j вычисляются по потерянному давлению между передней и задней сторонами лопаток Ар; (hWBTi) и по интенсивности (расходу) пьт.; вторичного течения, то есть
Влияние теоретического коэффициента напора на эффективность рабочих колёс
С целью определения влияния коэффициента напора на эффективность осерадиального р. к. рассматриваются два варианта колёс с разными углами выхода лопаток рл2, равными 63 и 90. Исходные модельные р.к. (РК-4, РК-5), экспериментально отработанные на стендах, как указывалось в гл.З, имеют при числе лопаток z = 24 коэффициенты напора и условного расхода Тт - 0,74, Фр = 0,08 для р.к. с (Зл2 = 63 и Ч т = 0,9, Фр = 0,064 для р.к. с (Зл2 = 90 (см. табл.5.1).
Для более наглядного сравнения двух вариантов рабочих колёс с разными коэффициентами напора использованы графики зависимостей их газодинамических характеристик от числа лопаток. Для этого были выполнены необходимые расчёты для определения потерь в п.ч. колеса с Рл2 = 90 при различном числе лопаток, аналогичные расчётам, проведённым в разд.4.1 для р.к. с рл2 = 63.
Поскольку алгоритм определения потерь и к.п.д. в р.к. с рл2 = 90 в общем ни чем не отличается от алгоритма, развёрнуто представленного в разд.4.1, ниже приведены только основные результаты расчётов осерадиального р.к. с Р = 90 при различном числе лопаток, необходимые для построения графиков потерь, к.п.д. и характерных зависимостей скоростей w. Основные данные по этим колёсам сведены в итоговые табл.4.2.2 и 4.2.3 и представлены на рис.4.2.13 - 4.2.15.
Сравнительные графики коэффициентов потерь С,, отношений скоростей w в п.ч. и к.п.д. г)п рк осерадиальных колёс с Рлг = 63 и рл2 = 90 представлены на рис.4.2.16-4.2.19.
Исходные данные и начальные условия, общие для всех р.к. с рл2 = 90 и различным числом лопаток, соответствуют условиям эксперимента модельного колеса «РК-5» и представлены ниже: р.к. с (3Л2 = 90 представлены в табл.4.2.1. На рис.4.2.1...4.2.5 представленыграфики изменения основных геометрических параметров р.к. «РК-5» попрофилю лопатки в меридиональном сечении, плавный характер изменениякоторых свидетельствует о хорошей сбалансированности проточной частиколеса. При этом основные геометрические соотношения в п.ч. колеса с РЛ2 =90 имеют следующие значения: b2/D2 = 0,041, DH/D2 = 0,524, DBT/D2 = 0,22.0,4 0,6А1/ напорностью (с рлг = 63 и рл2 = 90) во всём заданном диапазоне изменения числа лопаток z.
Характерными кривыми, определяющими потери в п.ч. и отражающими основные различия распределения относительных скоростей в п.ч. для осерадиальных колёс с различной напорностью, являются: график диффузорности течения на выходном участке задней стороны лопатки W3.Bbix.(max/w2 (кривая 2 на рис. 4.2.16) и график диффузорности течения на передней стороне лопатки в межлопаточном канале р.к. (\уїп — wn (щщ)) / wln (кривая 3 нарис. 4.2.16).
Кривая 2 для р.к. с углом выхода лопаток рлг = 90 расположена значительно выше кривой 2 для колеса с меньшей напорностью (рл2 = 63) во всём диапазоне изменения числа лопаток, что свидетельствует о более развитой диффузорной зоне на выходном участке задней стороны лопатки колеса с рд2 = 90. Данная тенденция обусловлена большей нагрузкой на рабочие лопатки на радиальном участке п.ч. для колёс с углом выхода лопаток рл2 = 90.
Кривые 3 на рис. 4.2.16 демонстрируют повышенную диффузорность течения на передней стороне лопатки в межлопаточном канале р.к. с углом выхода лопаток рл2 = 90 относительно той же диффузорности в колесе с рл2 = 63, что объясняется большей нагрузкой на рабочие лопатки на радиальном участке п.ч. для колёс с углом выхода лопаток рл2 = 90.
На рис.4.2.17 иллюстрируются зависимости относительных коэффициентов потерь С, колеса от числа лопаток z для колёс с различной напорностью.
Кривые 3 на рис.4.2.17, отражающие потери трения в межлопаточных каналах колёс с рл2 = 63 и 90, свидетельствуют о небольшом увеличении коэффициента потерь трения С для колёс с рл2 = 90 во всём диапазоне изменения количества лопаток, что связано с более протяжённой длиной рабочей лопатки у колеса с рл2 = 90 из-за большего диаметра D2.
Кривые 4 на рис.4.2.17, отражающие диффузорные потери, связанные с отрывом потока на выходном участки задней стороны лопатки, свидетельствуют о значительном увеличении коэффициента отрывных потерь С, отр вых Для колёс с рл2 = 90 относительно того же коэффициента потерь для колёс с Рл2 = 63. Это связано с большей диффузорностью, выражаемой отношением \Уз.вых.(тах 2, на выходном участке по задней стороне лопатки для колёс с углом выхода лопаток рл2 = 90.
Сравнение характеристик вторичных потерь (кривые 1) для колёс с различной напорностью показывает значительный рост коэффициента вторичных потерь вт у колёс с углом выхода лопаток 90, что связано с большей нагрузкой на лопатки данного типа колёс.
Графики зависимостей к.п.д. колёс с разной напорностью от числа лопаток, показанные на рис.4.2.19, свидетельствуют о росте г]п р.к. у колёс с Рл2 = 63 в области оптимальных чисел лопаток (z = 20...24) на 2,5...3% относительно к.п.д. колёс с РЛ2 = 90 в соответствующей данному типу р.к. области оптимальных чисел лопаток (z = 24...30). Такая закономерность обусловлена увеличенными гидравлическими потерями в п.ч. колёс с РЛ2 = 90, что отражено нарис.4.2.18 (кривые 1).
Экспериментальные исследования осерадиальных колёс с разным меридиональным контуром и различной диффузорностью
Целью данного экспериментального исследования было получение характеристик ступеней с осерадиальными колёсами с углом выхода лопаток Рл2 = 90. Нижеприведённые данные, в том числе обозначения вариантов испытанных колёс заимствованы из материалов [49]. Экспериментальные исследования ступеней проводились на стенде ЭЦК-6 кафедры КВХТ. В табл.5.2 приведены варианты исследованных осерадиальных колёс с варьируемой геометрией.
Геометрические отличия меридиональных контуров испытанных колес для вариантов PK-IV, PK-V и PK-VI и их газодинамические характеристики представлены нарис. 5.20 и 5.21. Сравнительные характеристики нарис. 5.21 рассчитаны по параметрам потока в сечении на радиусе r/r2 = 1,08.
Согласно графикам на рис.5.21 на режиме расчётного безударного натекания потока на лопатки (Фр = 0,06) к.п.д. колеса PK-V на 5% выше, чем у PK-IV и PK-VI. Значения коэффициента расхода, соответствующие максимуму к.п.д. колеса для PK-IV и PK-V, равны и составляют Фр = 0,064. Характеристика колеса PK-VI заметно смещена вправо в область больших расходов. Максимуму к.п.д. соответствует коэффициент расхода Фр = 0,08. При этом угол атаки на входе в р.к. на средней линии составляет -7. Максимальные значения к.п.д. исследованных колес составляют 93% для PK-V, 87% для PK-IV и 89% для PK-VI.
На рис.5.21 также представлены зависимости коэффициента политропного напора по полным параметрам от условного коэффициента расхода для трех вариантов рабочих колес. Сравнивая графики колёс PK-IV и PK-V, имеющих одинаковую общую диффузорность и различные формы меридионального контура, видно, что у колеса PK-V при всех коэффициентах расхода напор на 3-4% выше, чем у PK-IV. Напорная характеристика колеса
Таким образом, экспериментальные данные показывают, что у вариантов колёс с одинаковыми меридиональными контурами, но различной диффузорностью потока (PK-V, PK-VI) снижение диффузорности приводит к повышению к.п.д. колеса. Для подобных р.к. оптимальным является значение b2/D2 = 0,035, соответствующее отношению скоростей по данным эксперимента w2/wi = 0,87 (wi/w2 =1,15).
В серии ступеней с колёсами, имеющими разные меридиональные контуры и одинаковую диффузорность (PK-IV, PK-V), более высокая эффективность получена у меридионального контура колеса PK-V, обеспечивающего согласно графикам распределения скоростей на рис. 5.22 снижение скорости потока в средней части р.к., а также более низкий уровень скоростей на задней стороне лопатки на выходе в области развития зоны отрыва. настоящем разделе представлены данные по 10 ступеням с осерадиальными колёсами, экспериментально исследованными в работе [23]. Основные геометрические и газодинамические параметры р.к. и ступеней исследованных базовых вариантов приведены в табл.5.3. Меридиональные контуры базовых и подрезанных по лопаткам вариантов осерадиальных колёс указанных ступеней показаны на рис. 5.23. На рис.5.24 представлены основные газодинамические характеристики исследованных колёс и ступеней.исследованных колёс и ступеней от режима работы Анализируя полученные характеристики экспериментальных р.к., изображённые на рис.5.24, наблюдаем для серии колёс PK-I (D\H/D2 - 0,61) на расчётном режиме (Фр = 0,09) максимальный к.п.д. Гп2 тах= 0,95 соответствует варианту колеса PK-I-3 с b2/D2 = 0,03. Снижение к.п.д. на 2...3% на расчётном режиме для вариантов колёс РК-1-1,2 с увеличенными значениями b2/D2 связано, в первую очередь, с ростом потоковой диффузорности wi/w2 и, как следствие, ростом отрывных потерь на задней стороне лопатки при выходе из р.к. Следует отметить, что для варианта PK-I-4 с b2/D2 = 0,02 оптимальным является, меньший расчётного коэффициент расхода Фр = 0,07, при котором r\u2 max = 0,95, что связано с оптимальным распределением скоростей (оптимальной диффузорностью на выходе из р.к.) в канале колеса при данном режиме работы.
Для серии колёс РК-П (DiH/D2 = 0,53) оптимальным является вариант колеса РК-П-7 с b2/D2 = 0,02, у которого на расчётном режиме (Фр = 0,065) Лп max составляет 0,94. Снижение к.п.д. на 3...4% на расчётном режиме для вариантов колёс РК-П-5,6 с увеличенными значениями b2/D2 связано с ростом отрывных потерь на задней стороне лопатки при выходе из р.к.
Серия колёс РК-Ш (DiH/D2 = 0,468) имеет наименьший г\п2 тах = 0,905, что является следствием относительно низкого коэффициента расхода Фр = 0,05, являющегося наименее оптимальным из рассмотренных для данного типа колёс. Наибольший к.п.д. для данной серии имеет вариант РК-Ш-10, имеющий наименьшую относительную высоту лопаток b2/D2= 0,015.
