Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и постановка задачи исследования
1.1. Аналитический обзор результатов исследований центробежных компрессорных ступеней малой расходности /4
I.I.I. Особенности проточных частей центробежных компрессоров высокого давления
1.1:2.-Влияние основных конструктивных параметров на характеристики ступени 22
I.I.3. Влияние перетеканий газа в проточной части на эффективность ее работы 36
1.2. Выводы и постановка задачи исследования 56
2. Расчетно-теоретическое исследование малорасходной ступени 61
2.1. Учет влияния протечки газа через уплотнение покрывного диска 61
2.2. Изменение параметров ступени при различной величине, направлении и температуре перетеканий вдоль основного диска 67
2.3. Исследование течения газа на входном участке безлопаточного диффузора методом электрогидродинамической аналогии 69
3. Методика экспериментального исследования 75
3.1. Конструктивные-особенности аэродинамического стенда и модельной ступени
3.2. Методика измерений параметров потока в модельной ступени 62.
3.2.1. Объекты исследования, контрольные сечения и схема измерений. Измерительные и регистрирующие приборы 82
3.2.2. Измерения при исследовании перетеканий газа в проточной части 92
3.3. Особенности методики испытаний
3.3.1. О влиянии критериев подобия 96
3.3.2. Выбор модельного режима и методические испытания 101
3.3.3. Методика измерения расходов через уплотнения проточной части /04
3.4. Критерии оценки эффективности малорасходной ступени и ее элементов 110
3.5. Оценка точности определения основных величин результатов измерений 113
4. Результаты экспериментального исследования влияния основных геометрических и конструктивных параметров на характеристики малорасходной ступени 121
4.1. Влияние геометрических параметров входного участка безлопаточного диффузора 121
4.2. Влияние смещения осей каналов безлопаточного диффузора и рабочего колеса в меридиональной плоскости 139
4.3. Влияние величины осевых зазоров между дисками рабочего колеса и корпусом ступени CLASS 5. Результаты исследования перетеканий газа в малорасходной ступени /7/ CLASS
5.1. Влияние течения газа вдоль основного диска рабочего колеса 171
5.1.1. Анализ влияния величины расхода и направления течения газа /7/
5.1.2. Анализ влияния температуры протекающего газа
5.2. Влияние протечки газа через уплотнения покрывного диска
5.3. Исследование конструктивных способов, снижающих влияние перетеканий газа в ступени 196
5.3.1. Профилирование входного участка покрывного диска рабочего колеса /д$
5.3.2. Уменьшение влияния протечки газа через уплотнение покрывного диска при осевой разгрузке
5.3.3. Применение лабиринтно-вихревого импеллера в межступенчатых уплотнениях 20^
Заключение 18
Литература
- Особенности проточных частей центробежных компрессоров высокого давления
- Изменение параметров ступени при различной величине, направлении и температуре перетеканий вдоль основного диска
- Объекты исследования, контрольные сечения и схема измерений. Измерительные и регистрирующие приборы
- Влияние смещения осей каналов безлопаточного диффузора и рабочего колеса в меридиональной плоскости
Особенности проточных частей центробежных компрессоров высокого давления
Использование малорасходных ступеней в турбокомпрессорах различного назначения предусматривает создание достаточно эффективных и аэродинамически совершенных проточных частей, для которых наряду с определяющими конструктивными параметрами, такими как относительные величины ширины р.к. на выходе $г и бл.д. о , углов выхода и входа Sjj и Bjjo , значительно усиливается влияние ряда параметров не являющихся основными для Рис. 1.9. Компрессор сверхвысокого давления фирмы f Su/X0T /173/: I - вал; 2 - рабочее колесо; S - внутренний корпус; 4 - разгрузочный корпус; 5 - торцовая крышка; ступеней средней и высокой расходности. К числу таких параметров относятся: взаимное смещение осей каналов р.к. и бл.д., относи -тельная величина зазоров между дисками р.к. и корпусом ступени, форма входных кромок бл.д. и покрывного диска на входе в р.к. В настоящем обзоре этим параметрам, наряду с определяющими, уделяется больше внимания.
При относительной ширине ба- 0,02 из-за малых размеров каналов рабочего колеса и диффузора в малорасходных ступенях повышается доля потерь на трение в каналах колеса и неподвижных элементах проточной части и потерь на дисковое трение, а также значительно возрастает относительная величина потерь на утечки через концевое уплотнение вала и протечки через уплотнение покрывного диска р.к. /36, 52, 108, НО, 122, 159/. Все это приводит к резкому снижению эффективности работы малорасходных центробежных ступеней. Поэтому до недавнего времени считалось, что при относительных ширинах г менее 0,02 КПД ступеней падает настолько сильно, что их применение становится неэффективным. Однако сравнительный анализ данных об эффективности малорасходных ступеней, в частности, по результатам исследований (рис. 1.10), проведенных на кафедре компрессоростроения ЛГШ им. М.И.Калинина, показал, что уменьшение относительной ширины каналов на выходе из рабочего колеса ё до величины 0,02 и менее не столь существенно сказывается на их эффективности и КПД ступеней при этом может быть рабочие колеса лические потери и потери на удар. В свою очередь гидравлические потери складываются из потерь трения, потерь из-за вторичных течений, и потерь на смешение струи и следа_на выходе из р.к. При малой ширине каналов р.к. на выходе на процесс преобразования энергии в каналах колеса большое влияние оказьшают пограничные слои у стенок. С увеличением числа М КПД р.к. падает. Уменьшение относительной ширины р.к. на выходе # с 0,03 до 0,01 снижает его КПД на величину порядка 0,06. Отсутствие в статье значений ряда конструктивных параметров р.к. и ступени, в частности, значений входных и выходных углов, затрудняет возможность более глубокого анализа полученных результатов.
Обобщенные зависимости теоретических и экспериментальных исследований влияния ширины различных авторов показаны на рис.1.12 /36,160/. Следует отметить, что, хотя зависимости рассмотрены и для близких углов выхода Rjg, , в целом при сравнении необходимо учитывать неидентичность условий испытаний. Так в работах /49,50/ испытания проводились при окружной скорости
U =160 м/с, а в работе /36/ при (J =218 м/с, имелись также различия в величинах критериев подобия, в частности, чисел Маха и Рейнольдса. Различия в величине протечек через уплотнение покрывного диска р.к. и утечек через уплотнение вала для концевых ступеней также сказывалось на идентичности экспериментальных данных, полученных разными авторами.
В целом же приведенные зависимости показывают хорошее совпадение данных разных авторов для рабочих колес, а расхождение в величинах КПД ступеней показывают влияние параметров неподвижных элементов.
Изменение параметров ступени при различной величине, направлении и температуре перетеканий вдоль основного диска
Влияние перетечки на основной поток за р.к., сильно зависит от геометрии входного участка бл.д. и прилегающих к нему полостей (радиальных и осевых зазоров между дисками р.к. и корпусом). Множество параметров: $ , % Sn Sp, Д и форма входных кромок бл.д., характеризующих этот участок, не позволяют в настоящее время провести достаточно достоверное раечетно-теорети-ческое исследование основных закономерностей термодинамического процесса в центробежной ступени с учетом подвода массы и энергии перетечкой в рамках струйной теории в силу сложности реального процесса. Поэтому для выявления качественной картины течения газа на участке между р.к. и бл.д., оптимизации формы его профиля и уменьшения количества опытов на натурной ступени, проведено исследование течения газа методом электрогидродинамической аналогии (ЭГДА) с учетом допущений, учитывающих его отличие от потенциального течения идеальной жидкости.
Условия подобия при изучении движения газа в меридиональном сечении центробежной компрессорной ступени методом ЭГДА выбраны согласно /140/. Областью моделирования являлся участок, включающий канал р.к., входной участок бл.д., зазоры между дисками р.к. и корпусом (рис.2.2).
При рассмотрении течения газа ограничимся рассмотрением течения в плоскости вектора скорости СГЦ на выходе из р.к. Рис. 2.3. Моделирование течения газа в ступени с нескругленными входными кромками
Моделирование течения газа в ступени со скругленными входными кромками Было подготовлено 4 базовых модели из электропроводной бумаги в масштабе 20:1, соответствующие различному исполнению исследуемого участка (рис.2.26), где участки модели А, В, С и Д соответствуют каналам натурной ступени: А - р.к. на выходе, В - бл.д. на входе, С и Д - зазорам между корпусом и дисками р.к. (покрывному и основному). Граничные условия задавались с помощью потенциала электрического тока Ц , соответствующего в местах подключения электрических шин потенциалу скорости y=Co/7S - Вдоль границ модели выполнялось условие f j- =0.
Каждая из моделей испытывалась на 3...5 режимных параметрах.
На рис.2.3 а) приведены результаты измерений на модели с #3 =1,2 при задании потенциала U =100% в канале р.к. и нулевых потенциалах в остальных сечениях. Эта модель соответствует схеме ступени, у которой отсутствуют уплотнения вала и покрывного диска. При одинаковой величине осевых зазоров изопотенциаль-ные линии (линии равных потенциалов) расположены в потоке симметрично осям каналов р.к. и бл.д. На выходе из р.к. изопотенци-али также осесимметричны и имеют параболическую форму. На входном участке бл.д. имеется довольно обширная изопотенциальная область ( U =30%), включающая и вход в радиальные зазоры между дисками р.к. и корпусом. В исследуемой области модели наблюдается монотонное снижение величины потенциала потока, которое распространяется и на зазоры между р.к. и корпусом.
При U =50% на границе осевых зазоров, что соответствует торможению потока в уплотнениях ступени, потенциальное поле потока выравнивается во всей области зазоров до U =50% (рис.3.36). На входе в бл.д. потенциальное поле потока остается симметричным, а изопотенциальные линии в потоке сглаживаются. При этом уровень потенциала потока в канале на выходе из р.к. повышается с 40% до 55$, а в бл.д. снижение величины потенциала потока уменьшается.
При несимметричном подключении потенциала =50% к модели на границе осевого зазора между основным диском р.к. и корпусом наблюдается перекос изопотенциалей на входном участке бл.д. Действие этого дополнительного потенциального поля не распространяется на зазоры между покрывным диском р.к. и корпусом, а потенциал потока U =30% в канале диффузора устанавливается на большем удалении от входа (рис.2.3,в).
Вторая модель выполнена с уменьшенной величиной осевого зазора между корпусом и покрывным диском р.к. до 2,0 мм, что приводит к неравномерности распределения изопотенциалей в радиальных и осевых зазорах (рис.2.3, г). Поскольку измерения проводились на модели с 4 s 4 т0 изопотенциаль с и =30% расположена на большем удалении от входа в бл.д., чем при =1,2. В целом же поток на входном участке бл.д. оставался симметричным,
При одностороннем подключении потенциала 50% в осевом зазоре со стороны основного диска (рис.2.2, д) распределение потен-циалей на входном участке бл.д. аналогично модели с одинаковыми осевыми зазорами и явно прослеживается тенденция, что различие в величине осевых зазоров усиливает неравномерность распределения потенциалей на входном участке бл.д.
На третьей модели со скруглением входного участка бл.д. и внутреннего обвода корпуса ступени на периферии р.к. наблюдалось сильное снижение потенциала в потоке на входном участке бл.д. до U =32,$ (рис.2.4, а), по сравнению с моделью без округления. Однако на большем удалении от р.к. по каналу бл.д. сказывается влияние ширины диффузора и потенциал U =30% устанавливается на большем удалении от входа, чём при =1,2.
Объекты исследования, контрольные сечения и схема измерений. Измерительные и регистрирующие приборы
Среди критериев подобия, влияющих на характеристики турбомашин, определяющими являются числа Рейнольдса, Маха, показатель адиабаты, шероховатость, геометрическое подобие /16,18,33,43,57/.
Как отмечает большинство авторов, характеристики центробежных ступеней в значительной мере зависят от числа Рейнольдса вплоть до зоны автомодельности /17,40,33/.
В свою очередь граница автомодельности по Re определяется абсолютными геометрическими размерами проточной части, их соотношениями и чистотой обработки поверхностей. Балье подчеркивает /16,17/, что в центробежных компрессорах со ступенями малой расходное наблюдается отрыв потока в каналах р.к., начиная с 0,7...0,8 его радиуса, что приводит к уменьшению длины пути газа и снижению доли потерь на трение, определяемых через коэффициент трения, пропорциональный числу Re . в хорошо спрофилированных малорасходных ступенях величина потерь на смешение и отрыв потока с изменением числа Re. стабилизируется, и тогда определяющей величиной потерь становятся потери на трение в межлопаточных каналах р.к. и бл.д. (рис.3.18). Аналогичные результаты получены Масимо и другими авторами /15...17, 171/. Однако все эти работы характеризуются отсутствием единого мнения относительно выбора характерных линейных размеров и скорости при определении числа ле.
Визнером сделана попытка обобщить данные исследований влияния числа ле /33/. Им использовались число Не , подсчитанное по абсолютной скорости на входе в диффузор Цз , ширине р.к. на выходе Q0 и местных значениях динамической вязкости ft и удель ного объема V (рис.3.19). Наиболее значительно изменение КПД и коэффициента напора у ступеней с малыми коэффициентами расхода. Коэффициент расхода имеет оптимум по числу Re Recbonm 10 ).
Исследование влияния числа Re. на характеристики малорасходных центробежных компрессоров, проведенное Ф.С.Рекстиным и Б.Я.Бритваром /30,107/ в ЛенНИИхиммаше показало, что в качестве определяющих критериев целесообразно применение местных чисел Re » например, Rewi и Rec$ , подсчитанных по гидравлическим диаметрам и скоростям в соответствующих сечениях.
Для геометрически подобных проточных частей и работе в зоне автомодельности по числу Не равенство параметра сжимаемости
Ми является основным критерием, обеспечивающим газодинамическое подобие течений /18,43,98,122/. С увеличением Ми снижается экономичность работы ступени и наблюдается некоторое смещение зоны оптимальных режимов в сторону меньших коэффициентов расхода. Основной причиной снижения КПД является повышение, в зависимости от режима работы, потерь на входе в р.к. или срыв-ных потерь в н.э., вследствие нарушения подобия треугольников скоростей. При высоких числах Мц увеличиваются местные числа М , что также приводит к повышению потерь в отдельных элементах ступени, особенно при больших углах установки лопаток на выходе jbjz /137/.
Максимальные значения местных чисел Маха достигаются на входе в лопаточную решетку р.к. г/и//, на выходе из р.к. Пег и на входе в диффузор Ми . При этом на величину местных чисел Маха большое влияние оказьшает диффузорность каналов р.к. С умень шением относительной ширины каналов р.к. на выходе влияние числа Mw на расчетном режиме, соответствующем безударному выходу, снижается (рис.3.20).
На основании данных различных авторов были определены следующие границы автомодельности: по числу А/и /=0»5...0,6, а по Мс2 =0,55...0,85/40,110,137,153/.
При испытании не всегда удается выдержать требования идентичности физических свойств газов, в связи с необходимостью подбора газов не только с близкими показателями адиабаты, но и необходимостью учета идентичности коэффициентов сжимаемости /40,110/.
Результаты испытаний центробежных ступеней на газах с показателями адиабаты в пределах 1.1...1.4 свидетельствуют /19,57, НО/, что при А/ У 0,8 характеристики ступеней практически не зависят от показателя адиабаты.
Основной механизм влияния этого критерия заключается в изменении величин приращения температуры при сжатии газов и отношения удельных объемов, что приводит к искажению треугольников скоростей по проточной части. При высоких давлениях газа влияние показателя адиабаты возрастает.
Влияние шероховатости каналов проточной части изучено сравнительно слабо. С увеличением шероховатости каналов р.к. и улитки, которая в опытах 0ТИХП /18/ создавалась искусственным путем, происходит резкое падение КПД и коэффициента напора ступени, а характеристики ступени смещаются в область меньших производитель-ностей.
Влияние смещения осей каналов безлопаточного диффузора и рабочего колеса в меридиональной плоскости
Изучение характера влияния взаимного смещения осей каналов бл.д. и р.к. в меридиональной плоскости проводилось на ступени с 2 = 0,0166. Величина положительной или отрицательной перекрыши (выступов или уступов стенок бл.д., ограничивающих проточную часть в месте выхода потока из колеса и входа в диффузор) достигала 20% от ширины р.к. $2 За положительное направление смещения приняли смещение оси канала бл.д. к покрывному диску колеса (рис. 4.14, а) которое характеризовалось относительной величиной А = Д / So На этом же рисунке приведены эпюры скоростей неде w формированного потока на выходе из р.к., используемые далее в анализе. Анализ характеристик ступени и р.к. при $5= 1,0 (рис. 4.15) показывает, что максимальное значение КПД получено в исходной ступени с нулевым смещением осей диффузора и р.к.
Смещение бл.д. в сторону основного диска р.к. приводит к уменьшению максимального значения КПД ступени и некоторому снижению уровня коэффициента напора в правой ветви характеристики. Дяя р.к. снижение КПД и коэффициента напора на оптимальном режиме более существенно.
При смещении бл.д. в сторону покрывного диска КПД ступени падает сильнее (до 4%) по сравнению с исходным вариантом, а также существенно уменьшается коэффициент напора ІА%л6 cmj. =2...3%). Ще более заметно изменяются характеристики колеса: КПД падает на величину hicwmaf1 7 ... 8%, а коэффициент напора на 6таоА опт. О ... Т/о.
Для исследованных ступеней со смещением бл.д. наблюдался незначительный сдвиг точки оптимальных режимов по расходу в сторону больших значений коэффициентов расхода ф0 , более заметный в случае смещения к покрывному диску р.к. Основной причиной ухудшения работы ступени при смещении осей бл.д. и р.к. относительно друг друга,по-видимому, являются потери в потоке из-за искажения эпюры скоростей на выходе из колеса, вследствие изменения направле ния потока при ударе о выступ кромки бл.д.или от внезапного расширения потока за р.к. Как следует из результатов опытов по изучению физической картины течения газа за р.к., описанных ранее, у данной ступени максимум эпюры скоростей смещен к покрывному диску р.к. Следовательно, влияние потерь на внезапное расширение участка с большим уровнем скоростей у покрывного диска более существенно по сравнению с влиянием потерь на удар о кромку входного участка бл.д. у рабочего диска. Именно это явление приводит к более существенному увеличению потерь на расширение потока из-за увеличения местной диффузорности каналов проточной части со стороны покрывного диска на выходе из р.к. и, соответственно, к падению КПД диффузора и ступени в целом.
Аналогичные результаты влияния смещения каналов бл.д. и р.к. относительно друг друга у ступени с $ = 0,8 и 1,2 (рис. 4.16, 4.17). Только при Sj = 1,2 влияние смещения снижается.
Графические зависимости, обобщающие результаты этих исследований приведены на рис. 4.18. Из них следует, что более существенное влияние смещение оказывает на характеристики р.к. Для ступени влияние смещения несколько сглаживается.
Поскольку в центробежных компрессорах высокого давления по технологическим и газодинамическим причинам возможно смещение ротора относительно н.э., то форма входного участка бл.д. с небольшим радиусом скруглення R І не является оптимальной, так как возможно ударное натекание потока во входные кромки. Поэтому скругление кромок может оказать благоприятное влияние.
Сравнение характеристик ступени с 63= 1,0 и различной формой входных кромок бл.д. при смещении осей каналов р.к. и бл.д. равном Д =0,19 (рис. 4.19) показывает, что оптимальные режимы по расходу у ступени с кромками бл.д., скругленными радиусами /?3и #20 несколько сдвигаются в область меньших произво-дительностей, а КПД этой ступени на 2 ... Ь% выше, чем у ступени со слабо скругленными кромками диффузора. Несколько выше коэффициент напора.
