Методика определения газодинамических, конструктивных параметров и эффективности осерадиальных рабочих колес промышленных центробежных компрессоров

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, а также эффективно применяться колёса полуоткрытого типа с лопатками с радиальным выходом ((Зл2 = 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 у/и2 на средней по высоте лопатки о.п.т. для задней и передней (уп) сторон лопатки, а так же для средней (уср = [¥-3+уп]/2) относительной скорости. Построены зависимости коэффициентов потерь С, и к.п.д. г| от следующих варьируемых параметров р.к.: числа лопаток г, условного коэффициента расхода на расчётном режиме Фр, условного числа Маха Ми, относительной длины в меридиональной плоскости осевого участка 1вна/12- Дополнительно построены зависимости характерных соотношений относительных скоростей (Лу3.вх/у31, Ллуп. вх/ У1Лу2, W3.Bux.0Tp/w2 и ЛwCp/ и2) в п.ч. межлопаточного канала, определяющих основные потери в колесе, от г, Фр, Ми, 1ВНа/1г.

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 лу 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.

7. Выводы и рекомендации по профилированию проточной части осерадиального центробежного колеса.

На основе расчётно-теоретических данных, полученных в результате проведённых в гл. 4 расчётов с использованием математической модели потерь, можно сделать некоторые выводы и предложить ряд рекомендаций, представленных ниже, по проектированию эффективной п.ч. для центробежных колёс с пространственными лопатками осерадиального типа.

1. Результаты расчёта показали, что при повышении теоретического коэффициента напора на расчётном режиме Ч^ оптимальное число лопаток р.к. смещается в область их большего количества. Так, для колёс средней напорности с коэффициентом напора = 0,65.0,75 (угол выхода лопаток р.к. рл2 = 55.65°) оптимальный диапазон изменения числа лопаток составил z = 18.26- для высоконапорных колёс с Тт = 0,85.0,92 (угол выхода лопаток р.к. Рд2 «90°) оптимальный диапазон изменения числа лопаток составил z = 22.30. При этом большие значения z соответствуют большим коэффициентам напора и расхода Фр, а также для подобных р.к. при = const и Фр = const большим значениям D2.

2. Расчётный анализ потерь в п.ч. осерадиальных колёс с рл2 = 63° показал, что оптимальным диапазоном изменения условного коэффициента расхода на расчётном режиме для колёс средней напорности = 0,65.0,75 является Фр = 0,07.0,09. С ростом Ч^р) оптимальные значения Фр увеличиваются, так, для = 0,85.0,92 (рл2 яз 90°) оптимальные Фр = 0,09.0,11.

3. Расчётное оптимальное значение относительной высоты лопаток р.к. на выходе при оптимальных значениях Фр для колёс с = 0,65.0,75 находится в диапазоне b2/D2 = 0,045.0,06 при небольшом снижении к.п.д. (до 0,5%) с расширением b2/D2 до 0,04. 0,065. Согласно данным, приведённым в работе [49], при оптимальных Фр для колёс с = 0,85.0,92.

Рл2 ~ 90°) оптимальные Ь2/Е>2 лежат в области значений 0,02.0,03, однако, с учётом потерь в б.л.д. оптимальная зона чисел Ь2ЛЭ2 для двухзвенной ступени смещается в сторону больших значений и для данного типа колёс составляет Ь2ЛЭ2 = 0,035. 0,04.

4. При варьировании числа Маха Ми в ходе расчётно-теоретического анализа определено, что для р.к. с (Зл2 = 55.65° при 0,8 < Ми < 1,2 наблюдается постепенное снижение к.п.д. колеса с 0,93 до 0,924. Похожая картина наблюдается для колёс с |Зл2 = 90°, где с ростом Ми от 0,6 до 1,2 происходит незначительное падение к.п.д. колеса от 0,906 до 0,898. Из сказанного ясно, что для широкого диапазона рл2 = 55.90° в относительно широких границах изменения Ми = 0,6.1,2 к.п.д. осерадиального колеса несущественно снижается. Снижение к.п.д. связано с ростом отрывных потерь и диффузорности в канале при неоптимальном значении Ь2/Г)2 (при расчётах Ь2Я)2=сои5/) с изменением Ми. Незначительная величина снижения к.п.д. при существенном росте Ми объясняется невозможностью относительно точно предсказать величину диффузорных потерь в канале р.к. на нерасчётных режимах, а также увеличением теоретического напора, связанного с ростом при повышении Ми и сохранении Ь2Я)2 и Фр постоянными (Дг| = Ьг/Ъ-). Однако можно рекомендовать эффективное применение данного типа колёс в относительно широком диапазоне варьирования числа Маха Ми. Также для повышения эффективности р.к. необходимо оптимизировать величину Ь2/02 под заданное значение Ми с целью снижения диффузорности канала и увеличения запаса по помпажу, что выполнимо на стадии проектирования п.ч. колеса.

5. С целью определения оптимальной относительной длины входного осевого участка колеса (в.н.а.) варьировался параметр 1вна / 12 в относительно широком диапазоне значений 0,35. 1,25. При увеличении 1вна/ 12 свыше 0,7 наблюдается значительное падение к.п.д. колеса. Так при 1вна/ 12 = 1,25 к.п.д. * колеса падает с г|п рк = 0,93 при 1вна / 12 = 0,7 до т^ рк = 0,91. В диапазоне изменения 1вна/ г ~ 0,35.0,7 наблюдается постоянство г|п*рк = 0,93.0,932.

Как уже отмечалось, постоянство к.п.д. в указанной области значений 1вна / lz связанно с невозможностью учёта вихревых потерь в в.н.а. в предлагаемой математической модели потерь, которые могут иметь место при значительном сокращении длины осевого участка. Поэтому диапазон значений 1вна/ lz, рекомендуемый к применению, составляет 0,6. 0,7.

6. При меридиональном профилировании лопатки на входе задаётся осевой участок без подъёма средней линии контура (у = 0°) длиной AI / 1вна = 0,4.0,5, что приводит к необходимому снижению уровня скоростей в колесе, способствующему уменьшению потерь отрыва на задних сторонах лопаток на выходе и снижению потерь на повороте потока из осевого в радиальное направление. Пониженный уровень скоростей рекомендуется поддерживать на участке средней части колеса до AI / 1рк = 0,7.0,8, откуда задаётся ускорение wcp путём необходимого закона уменьшения высоты лопатки b =/(1) в меридиональной плоскости.

7. При сравнении картинок распределения скоростей w/ii2, полученных по программе «Rask-З», для различных вариантов р.к. с целью оптимизации п.ч. в процессе её проектирования можно рекомендовать следующие значения основных соотношений относительных скоростей в межлопаточном канале:

— шз.вых.(таХ) / w2 < 1,35. 1,45 для колёс с = 0,65.0,75;

W3.Bbix.(max)/ w2 < 1,6. 1,7 для колёс с ¥-т = 0,65.0,75;

— Awcp / u2 < 0,25 (при этом средняя нагрузка во в.н.а. Awcp. BHa/u2 <

0,15, на радиальном участке р.к. Awcp рал/и2< 0,3);

— (wl3 — w3. BX (min))/ Wi з < 0,4. .0,45;

— (Win — wn (min)) / wln < 0,8.0,9.

8. Разработка базы данных по эффективности осерадиальных рабочих колёс для промышленных центробежных компрессоров.

По результатам расчётов, проведённых в гл. 4, сформирована база данных геометрических и газодинамических параметров рассмотренных осерадиальных колёс, представленная в виде сводной табл. 8.1. Здесь приведены коэффициенты потерь С, основных составляющих потерянного гидравлического напора, характерные соотношения скоростей w в п.ч. колеса, определяющие основные составляющие потерь. Также в табл. 8.1 представлены политропный к.п.д. колеса (по полным параметрам) и основные газодинамические и геометрические параметры колеса. Стоит отметить, что условный коэффициент расхода на расчётном режиме Фр (ср) и расчётный теоретический коэффициент напора ^т.рСср) усреднены для выделенной серии колёс по наиболее оптимальному варианту р.к.

Для удобства представления рассмотренных в настоящей работе колёс им присвоены условные обозначения, определяющие основные отличительные параметры р.к.

Используя данные по эффективности осерадиальных колёс из табл. 8.1 и представленную ниже схему алгоритма расчёта проточной части р.к., имеется возможность проектирования центробежных ступеней с относительно эффективными осерадиальными р.к.

Заключение

.

По итогам выполненной научно-исследовательской работы можно сформулировать основные результаты диссертации.

1. Усовершенствована расчётная модель потерь осерадиального р.к. на основе разработанных методик учёта диффузорных и вторичных потерь в п.ч. колеса.

2. На основе обобщённых экспериментальных данных и усовершенствованной модели расчёта потерь разработан банк данных по эффективности осерадиальных р.к. в широком диапазоне варьирования их геометрических и газодинамических параметров:

— Фр = 0,03.ОД 2;

— 4^ = 0,7. 0,9;

— Ь2Ю2 = 0,02. 0,08;

— Ми = 0,6.1,2.

3. Разработаны методика и комплекс программ оптимизации проточных частей путём сравнения их эффективности на основе предложенной методике расчёта потерь и применения разработанной базы данных по эффективности осерадиальных колёс.

4. Проведены расчёты по ряду модификаций п.ц.к. путём применения в них осерадиальных колес с использованием разработанной базы данных.

5. Данные расчётов по эффективности осерадиальных колёс в рассмотренном диапазоне изменения параметров Фр, Ь2/Е)2 и Ми обобщены и представлены в виде рекомендаций по проектированию.