автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.06, диссертация на тему:Разработка метода проектирования малорасходных ступеней центробежного компрессора высокого давления на основе модели вязкого течения реального газа

РГ 6 од

2 9 МАЙ 1995

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

Власов Валерий Михайлович

Разработка метода проектирования малорасходных ступеней центробежного компрессора высокого давления на основе модели вязкого течения реального газа.

Специальность 05.04.06 - Вакуумная, компрессорная

техника и пневмосистемы.

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук.

Санкт-Петербург 1995

Работа выполнена на кафедре компрессоростроения Санкт-Петербургского государственного технического университета.

Научный руководитель - заслуженный деятель науки и техники России, доктор технических наук, профессор К.П.Селезнев.

Официальные оппоненты:

Доктор технических наук, профессор Никифоров А.Г.; Кандидат технических наук, ведущий научный сотрудник Диментова A.A.

Ведущее предприятие -

Государственное предприятие "Невский завод" им.В.И.Ленина

Защита состоится 20 июня 1995 г. в 16м часов на заседании диссертационного совета К.063.38.01 Санкт-Петербургского государственного технического университета по адресу: 195251 Санкт-Петербург, Политехническая ул., 29, аудитория_главного здания.

С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке СПбГТУ.

Автореферат разослан__' _1995 г.

Ученый секретарь диссертационного Совета К.063.38.01 кандидат технических наук, профессор___Л.П.Грянко

Общая характеристика работы.

Актуальность проблемы. В настоящее время в мире наблюдается тенденция к увеличению использования центробежных компрессоров высокого давления в химической, нефтяной и газовой добывающей и перерабатывающей промышленности в силу ряда преимуществ перед другими типами компрессоров как технического, так и экономического характера. Широкий спектр применения и постоянно увеличивающаяся энергоемкость оборудования приводит к необходимости проведения комплекса'научно-исследовательских работ, направленных на совершенствование проточной части и других узлов с целью достижения максимальной эффективности в широком диапазоне режимов работы и, тем самым, снижения себестоимости оборудования и эксплуатационных затрат. Высокая стоимость и трудоемкость экспериментальных исследований, требующих уникального оборудования, повышает роль разработки надежных расчетно-теоретических методов проектирования проточной части на основе анализа ее аэродинамического совершенства посредством оптимизационных расчетов.

Цель работы. Построение модели и разработка метода расчета вязкого течения реального газа в двухзвенной малорасходной ступени центробежного компрессора высокого давления с закрытым радиальным рабочим колесом и безлопаточным диффузором, проведение экспериментального исследования серии рабочих колес с различным профилированием лопаточной решетки, балансировка разработанной методики расчета по результатам сравнения с экспериментальными данными, проведение расчетно-теоретического анализа серии рабочих колес с целью выяснения оптимальных геометрических и газодинамических параметров, разработка рекомендаций по проектированию элементов проточной части.

Задачи исследования состоят в следующем: разработка алгоритма автоматизированного профилирования лопаточной решетки с лопатками постоянной тощины по заданному распределению углов средней линии и расчет обтекания решетки профилей потенциальным потоком методом особенностей; разработка модели идеально-вязкого взаимодействия потока с лопаточной решеткой, включающей методику расчета осредненного по шагу вязкого турбулентного течения реального газа в колесе и осесимметричного в безлопаточном

диффузоре, методики расчета турбулентного пограничного слоя на передней и задней сторонах лопатки рабочего колеса на осесимметричной поверхности тока с учетом кривизны поверхности, вращения, неравномерности по шагу внешнего течения и массо- и энергообмена со вторичными течениями; расчет составляющих потерь, коэффициента теоретического напора и гидравлического КПД двухзвенной ступени; проведение расчетно-теоретического / параметрического анализа влияния количества лопаток, геометрической диффузорности межлопаточных каналов, входного угла лопатки и диаметра входа в решетку, формы радиального профиля лопатки на потери и эффективность колеса и двухзвенной ступени; проектирование серии модельных ступеней с различным профилированием лопаточной решетки и проведение их экспериментального исследования на стенде замкнутого контура при различных числах Пе; уточнение разработанной расчетной методики по результатам сравнения с экспериментальными данными; разработка рекомендаций по выбору основных геометрических параметров при проектировании малорасходных центробежных ступеней.

Научная новизна работы заключается в следующем:

• разработана методика численного расчета осредненного по шагу вязкого турбулентного течения реальных газов и их смесей в меридиональной плоскости рабочего колеса с учетом осевых завихренностей в ядре потока и пограничном слое, допускающая возможность смыкания пограничных слоев на ограничивающих дисках и расчет полностью вязкого течения в рабочем колесе интегральным методом в идеально-вязкой постановке;

• разработана методика численного расчета турбулентного пограничного слоя на передней и задней сторонах лопатки рабочего колеса в осредненной по ширине лопатки постановке интегральным методом с учетом кривизны поверхности, эффектов вращения, кориолисовых сил, массо- и энергообмена со вторичными течениями на дисках рабочего колеса;

• разработана методика численного расчета осесимметричного полностью вязкого турбулентного течения в безлопаточном диффузоре;

• разработана расчетная модель, позволяющая определять отдельные составляющие потерь и суммарные гидравлические потери в элементах двухзвенной ступени в соответствии с принятой

классификацией, рассчитывать коэффициент теоретического напора и гидравлический КПД рабочего колеса и ступени как на оптимальном, так и на нерасчетных режимах.

Практическая ценность работы состоит в создании комплекса программ расчета параметров течения реального газа и потерь в малорасходной ступени центробежного компрессора высокого давления, имеющих приемлемое с инженерной точки зрения быстродействие, необходимое для решения развитых задач оптимизации. Выяснен характер влияния различных геометрических параметров на эффективность проточной части, показано наличие частных оптимальных решений; определены наиболее значимые геометрические параметры для корректной постановки задачи многопараметрической оптимизации.

Реализация результатов работы в промышленности. Расчетные методики и предложенные рекомендации использовались во ВНИИКомпрессорМаше (г.Сумы) при разработке проточной части опытного цилиндра на давление 80 МПа и компрессоров для транспорта попутного газа на давление 5,6 МПа КС-3,0-ЦГТП/4-56, выполненной совместно с кафедрой компрессоростроения СПбГТУ.

Аппробация работы. Результаты исследований излагались на Vil, VIII ВНТК и IX МНТК по компрессоростроению (Казань, 1986, Сумы, 1989 и Казань, 1993 г.) и семинарах кафедры компрессоростроения СПбГТУ.

Публикации. По теме диссертации опубликаованы три статьи и тезисы трех докладов.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка использованной литературы и приложения. Она содержит страниц машинописного текста с

таблицами, 125 рисунков. Список литературы включает 95 наименований. В приложении приведена справка о внедрении.

Краткое содержание работы.

Во введении показана актуальность проблемы разработки

расчетно-теоретических методов проектирования малорасходных центробежных ступеней, обоснованы задачи исследования и приведены основные научные результаты.

Первая глава содержит обзор литературы по современному состоянию вопроса исследования. В ней приведены описания существующих методов экспериментального исследования центробежных ступеней (Галеркин Ю.Б., Герасимов A.B., Ден Г.Н., Шкарбуль С.Н. и др.), анализ методов расчета вязкого течения в элементах ступени, напора и потерь в рабочем колесе (Биба Ю.И., Лакшминараяна, Сену, Федяевский К.К., Экерол и др.). Приводится обширный обзор методов учета реальных свойств газовых смесей (Бухарин H.H., Загорученко В.А., Серовский Л.А. и др.). Сформулированы задачи исследования.

Вторая глава содержит разработку методики расчета вязкого турбулентного течения реального газа в рабочем колесе и в безлопаточном диффузоре; приведено описание алгоритма аналитического профилирования лопаточной решетки, методики расчета обтекания ее методом особенностей и расчета турбулентного пограничного слоя на передней и задней сторонах лопатки.

Для определения коэффициента теоретического напора и гидравлического КПД двухзвенной ступени при различных углах атаки разработана математическая модель, основанная на расчете вязкого, осредненного по шагу течения в рабочем колесе и диффузоре с использованием последовательных приближений с целью учета взаимодействия потока с лопатками. Лопатка постоянной толщины с симметрично-заостренными кромками описывается аналитически по заданному закону изменения угла средней линии от радиуса и определяется распределением относительных скоростей по поверхности лопатки методом особенностей с одной точкой схода потока в окрестности выходной кромки при расчете обтекания лопаточной решетки струйкой тока переменной толщины. Для узких малорасходных колес толщина слоя принимается равной текущей ширине колеса за вычетом толщины вытеснения вязкого слоя на ограничивающих дисках и с учетом поправки на сжимаемость потока. По полученному распределению скоростей вычисляются поперечные градиенты скорости и давления в канале рабочего колеса, заменяющие влияние лопаток на поток в последующем расчете вязкого осесимметричного течения в меридиональной плоскости рабочего колеса. 4

Для определения эффективного профиля лопатки производится расчет вязкого пограничного слоя вдоль поверхностей передней и задней сторон лопатки с учетом эффектов неравномерности внешнего потока, вращения и кориолисовых сил. Эффективный профиль получается путем добавления к фактической толщины вытеснения. Коэффициент теоретического напора определяется через величину циркуляции по эффективному контуру с учетом поправки на влияние сил трения на ограничивающих дисках.

В цилиндрической системе координат (*")&), уравнения движения, проинтегрированные по ширине канала, записываются:

- - т!}^ - 1л ^:

+ тШУ^ - ];

уравнение сохранения массового расхода:

где Т - коэффициент стеснения потока лопатками.

При осреднении по шагу межлопаточного канала, в отличие от существующих методов, сохраняются члены, содержащие производные по окружной координате ^/Лв ■ Физически они отражают перенос продольного количества движения в поперечном направлении, что изменяет условия энергообмена между вязким слоем и ядром потока. Это приводит к качественному изменению характера развития пограничного слоя на ограничивающих дисках; толщина вязкого слоя возрастает по длине канала при умеренных углах отклонения данной линии тока.

Аналогичные уравнения движения записываюдтся и для невязкого симметричного ядра потока.

Система замыкается уравнением политропного процесса сжатия реального газа при постоянном КПД:

где - гидравлический КПД, - изобарная теплоемкость, Е. Ет

'..................................~........... ........ V'

- коэффициенты, учитывающие реальность газа, и уравнением состояния реального газа:

Л Аи. А? + ¿г ¿1 _

Г ЛС ^ т ¿г ~ >

где ) А- - коэффициенты, учитывающие реальность газа, получаемые дифференцированием уравнения состояния В.А.Загорученко: г

,

где Ы-} ^) ^ - экспериментальные функции плотности.

В уравнениях используется степенной закон скорости в вязком слое. В проекциях на оси координат:

^х^Ц + Це^-х/] ;

где - показатель степени; ¿^^ -тангенс

угла отклонения донной линии тока; - относительное

расстояние от поверхности.

Закон трения газа о стенку:

где - коэффициент трения, вычисляемый с учетом влияния

шероховатости поверхности:

У*

су Л 3 1 иг ^ ит ;

где >4,/3 - экспериментальные коэффициенты, - поправки

на шероховатость и продольный градиент давления.

В случае смыкания пограничных слоаев на ограничивающих дисках при 11= условие постоянства массового расхода через канал: ^

■¿¡"/"'■'Г0 ■

Для центральной струйки тока с максимальной скоростью записывается условие, аналогичное уравнениям движения невязкого 6

потока в области невырожденного ядра течения, с использованием угла направления силы сдвига в слое с максимальной скоростью:

_ Г, I

Окружные градиенты давления и скорости определяются по распределению скорости по поверхности лопатки:

/ Ж _

Ы& г ~с >

с/К- _ г

Г ¿9 ' 21ГГ-С >

с1Шв _ СО^.З - К ■ ЬО^.п)

ЛЛЭ е ¿ТГГ-С 7

где }Кв - поправочные коэффициенты, полученные в результате балансировки модели с экспериментальными данными;

^ - ке = ; с* =

Проинтегрированное по толщине пограничного слоя уравнение движения для осредненного по ширине плоского пограничного слоя на поверхности лопатки:

Иг'^ - [к+Ф»- - /4 +

+ т' = м'< >

где X - координата вдоль поверхности лопатки, ^ - координата, нормальная к поверхности лопатки, $ - интенсивность притока (оттока) массы, М^ - вносимый в направлении движения импульс от притекающей с ограничивающих дисков массы.

Профиль скорости в вязком слое зависит от поперечного градиента скорости основного потока:

где /?о =Т7"' "^ТГ^ - число Росби при обтекании поверхности

Ух ^ 7

криволинейном лопатки.

Интенсивность притока массы в вязкий слой на лопатке определяется через параметры вторичного течения на ограничивающих дисках и равна массовому расходу, соответствуюдщему составляющей скорости вторичного течения, перпендикулярной к поверхности лопатки: Л - + К ¿-I^^QXf. eU- u>s(p»-p)

где - экспериментальный коэффициент,

- коэффициент, характеризующий наполненность профиля скорости вторичного течения: = Jo ¿X ; т = 3.

Импульс, сообщаемый слою на лопатке в направлении движения, принимается равным количеству движения, вносимому притекаемой массой со скоростью, соответствующей составляющей скорости вторичного течения вдоль поверхноси лопатки:

Мя - Км ■ f^cip ■ е Уг- cos Yfr ,

где ^ = 0^25"- экспериментальный коэффициент, Эк.

- коэффициент, характеризующий наполненность профиля скорости вторичного течения: - Jo ""Jx ? w-J .

Положение точки отрыва на задней стороне лопатки при малых расходах определялось с использованием критерия Прандтля-Бури: V* JW* у „псс/о*+)-°>25

< o,ois(R^P'

"IV/ ¿X

Расчет вязкого течения в БЛД является частным случаем расчета осесимметричного течения в кольцевом канале и производится при помощи системы уравнений, аналогичной описанной выше.

Коэффициент теоретического напора колеса определяется как сумма двух составляющих:

_ Г-Н 3

где - цг (при ¿<¿, = 0 )- коэффициент теоретического напора

при обтекании эффективного профиля лопатки потенциальным потоком

( Г - циркуляция относительной скорости),

где 77 - коэффициент стеснения потока лопатками, - тангенциальное касательное напряжение. В приведенных формулах все линейные размеры отнесены к , скорости - к

Коэффициенты потерь в колесе и диффузоре

классифицировались и определялись следующим образом. Коэффициент потерь трения на ограничивающих дисках:

v __ 4г7-

Коэффициент потерь трения на лопатках: _

)тр.л Г/Р, И/, к//

Коэффициент вторичных потерь:

>, = i -. f ^f-^n) fp^0 ¿4 .

i4'' TR^lw,,** Jfi, v 7

Коэффициент потерь давления:

где = - относительное падение давления за следом

выходной кромки, поданным Р.А.Измайлова; - относительная

ширина обтекаемой кромки с учетом загромождения. Гидравлический КПД колеса: , —,

(г 2ч>т

Третья глава содержит постановку задачи параметрического анализа, выбор объектов исследования и результаты расчетно-георетического анализа влияния различных геометрических и газодинамических параметров на эффективность двухзвенной ступени.

Выполненный анализ включает исследование влияния числа попаток, геометрической диффузорности межлопаточных каналов, эпределяемой соотношением h/ß при условии Т =const или при /словии Jim =const, диаметра входа в лопаточную решетку при постоянных значениях KF и л^ формы профиля юпатки рабочего колеса в радиальной плоскости. Приведены также эезультаты расчета вязкого течения в БЛД и анализ влияния числа Re и шероховатости на эффективность ступени.

При исследовании влияния количества лопаток на эффективность иалорасходных рабочих колес обнаружены следующие общие тенденции для всех объектов исследования, рис. 1.: • уменьшение количества лопаток влияет на поведение пограничного слоя и сдвиг точки смыкания погранслоев ко входу в межлопаточный канал, уменьшение угла донной линии тока и наоборот, при

увеличении числа лопаток, пограничный слой на ограничивающих поверхностях утоняется, точка смыкания сдвигается к выходу из межлопаточного канала, либо пограничные слои не смыкаются, угол донной линии тока увеличивается.

• При утонении пограничного слоя на ограничивающих поверхностях, несмотря на увеличение скорости вторичного течения, приводящем к росту угла донной линии тока, суммарная кинетическая энергия вторичного течения по поперечной к поверхности лопатки составляющей скорости уменьшается из-за снижения расхода вторичного тока, проинтегрированного по толщине пограничного слоя на ограничивающих поверхностях, что и приводит к уменьшению вторичных потерь в рабочем колесе при увеличении числа лопаток и соответственно их увеличению при уменьшении количества лопаток.

• Профильные потери, представляемые как потери трения на лопатках и потери сопротивления формы (потери давления), увеличиваются с ростом числа лопаток из-за увеличения поверхности трения, утолщения пограничных слоев на передней и задней поверхностях лопатки, связанного с ростом локальной диффузорности течения на этих поверхностях, увеличения зоны следа на выходе из межлопаточного канала.

По результатам анализа влияния геометрической диффузорности

межлопаточных каналов, определяемой, при прочих равных условиях,

соотношением ^/Ё, , можно сделать следующие выводы, рис. 2.

На величину потерь двухзвенной ступени наибольшее влияние

оказывают потери в БЛД при изменении и> соответственно

, при условии =1йет. В БЛД во всех случаях происходит

смыкание пограничных слоев в пределах первых 15% радиальной

протяженности, таким образом, преобладает полностью вязкое течение.

При увеличении ширины БЛДдо Т3 = 0,04 (СВД-15) и

соответствующем снижении входного угла до 5-7° коэффициент потерь

возрастает, несмотря на увеличение гидравлического диаметра

из-за увеличения длины линий тока. Анализ проводился как при

постоянном профиле лопаток (^лг =сопз0, так и при постоянном

за счет изменения . При увеличении при

^ -сопзг возрастает диффузорность межлопаточных каналов.

Изменение Ё2 от 0,01 до 0,04 приводит к изменению диффузорности

и/ от 0,85 до 0,5 (при =сопз1) и изменению & от 0,95 до

0,7 (при =сопэ1). Значения 1л/ < 0,7 неприемлемы при

проектировании из-за резкого возрастания вихревых потерь. При

с

=сопэ1 в рабочем колесе с увеличением ^происходит резкое

возрастание потерь давления на профиле из-за утолщения следа, связанного с ростом локальной диффузорности на задней стороне лопатки. При этом также возрастают потери трения на ограничивающих дисках и вторичные потери из-за роста диффузорности в канале и соответствующего утонения погранслоев на дисках, в то время как потери в БЛД падают за исключением самых широких БЛД. Противоположное влияние изменения 8г на потери в РК и БЛД приводит к существованию оптимального значения ^/8, . соответствующего минимуму суммарных потерь в двухзвенной ступени при диффузорности потока в колесе К/~0,7.

При I/V =сопб1 изменение приводит и меньшему

изменению диффузорности IV и, соответственно, меньшему росту потерь давления на профиле при увеличении . В отличие от

предыдущего случая при этом наблюдается некоторое снижение ограничивающих и вторичных потерь. Снижение ограничивающих потерь объясняется ростом гидравлического диаметра каналов и соответствующим снижение относительной толщины погранслоя на ограничивающих дисках , а также уменьшением влияния переноса осевой завихренности с уменьшением Сч. Таким образом, при относительно малой диффузорности IV увеличение приводит к росту КПД колеса, и увеличеннию КПД ступени определяется уже не только БЛД, как в случае =сопз1. Оптимум достигается при

значениях , несколько меньших единицы.

Анализ влияния меридионального профилирования участка входа в решетку на эффективность двухзвенной ступени, рис. 3, проводился путем изменения угла ^ц , что при заданных значениях приводило к изменению и I, . Сформулированы следующие выводы. КПД

колеса и КПД двухзвенной ступени имеют максимумы, соответствующие условию ^»и/и с учетом стеснения потока на входе в решетку, слабо изменяясь в диапазоне изменения в пределах ^ 5% от исходного значения. При этом изменяется от 15 до 30°

Коэффициент потерь колеса изменяется незначительно, т.е. эффективность ступени полностью определяется величиной Пологость оптимума зависимости Ъ} дает хорошую возможность совместной оптимизации размеров входного участка колеса, отношения и числа лопаток. Уменьшение входного угла при

соответствующем расширении колеса на входе увеличивает диапазон изменения и ^з/&г , позволяет

снизить потери на ограничивающих поверхностях и БЛД, в то же время ограничивая возможность выбора количества лопаток из-за

технологических ограничений при обработке лопаток фрезерованием. Увеличивая угол входа до 20-30° можно получить приемлемую

густоту решетки и при этом лишь незначительно снизить эффективность за счет отхода от условия И/у

Анализ влияния формы профиля показывает что при режимах, близких к нулевым углах атаки, суммарная эффективность колеса меняется незначительно. Анализ отдельных составляющих потерь показывает, что для колес с большей нагрузкой на входе снижается коэффициент потерь трения на лопатках и возрастают потери давления на профиле и наоборот. Потери трения слабо зависят от угла атаки, в то время как потери давления на профиле резко возрастают при блольших положительных углах атаки. Следовательно, колеса с меньшей нагрузкой на входе имеют меньшее падение КПД в области малых расходов по сравнению с колесами с нагруженным входом. Наиболее важным при применении лопаток с уменьшенной нагрузкой на входе является возможность увеличения при этом^, так как из-за меньшего градиента скорости на задней стороне лопатки отрыв потока возникает при больших средних диффузорностях и/ потока в канале. Сравнивая результаты расчета для колес О и СВД-16, можно сделать вывод, что увеличение ширины за счет обеспесчения условия ^шж .выбор оптимальной густоты лопаточной решетки, спрофилированной по нагрузке и ¿г/^ ~ / позволяет увеличить эффективность двухзвенной ступени на 4-6%. Дополнительным резервом повышения КПД является возможность уменьшения в этом случае и снижения потерь в БЛД и ОНА.

Четвертая глава содержит результаты экспериментального исследования малорасходных ступеней. Приводится описание экпериментальной установки и условий проведения испытаний модельных ступеней, регистрирующей и измерительной аппаратуры, критериев оценки эффективности рабочих колес и ступеней, методики обработки опытных данных. Представлены также результаты испытаний объектов исследования и сравнение их с рассчетными данными.

Результаты экспериментального исследования колес, спрофилированных по распределению аэродинамической нагрузки, соответствуют выводам расчетно-теоретического анализа о влиянии сдвига нагрузки на лопатке на характеристику колеса. Рабочее колесо СВД-14 характеризуется лопаточной решеткой с нагруженным входом.. Оптимум характеристики находится в области больших расходов Ф = 0.026 - 0.03, что соответствует углам атаки I = -(4-5)° . Максимальные 12

трт

1\Л/т1п

Рис.1 Зависимости Цг , , от числа лопаток. Колесо 15

Рис.3 Зависимости % Л ¡>к от радиуса Колесо 15

•—

х Ч

\

Ум

•-

иЛ Т|Ц ч

X

ТГлд.

1

Ч> $

ф 0,1

30 СЬ

¿о

0,1

0,03 0,0? 0,07 Ь2/Н1

Рис.2 Зависимости ; % , от Ьг/Иг (Ь,=1<1ет). Колесо 15

/ ^__'" ЙХ V X

V ^ V £

>ч Хч \

Расчет Опыт Xх \\

Рис.4 Сравнение расчетных и опытных (Уп1) характеристик. Колесо 7.

АХ

значения КПД колеса = 82.5% и ступени ^ = 73% при

коэффициенте внутреннего напора У* =0.52. Колесо СВД-16, спрофилированное аналогично 14, но с нагрузкой, смещенной к выходу, имеет максимальные КПД при меньших значениях расходов (Ф = 0.016 - 0.02), равные соответственно =0.85 для колеса и ^ =0.72

для ступени при ^ =0.66. Колесо СВД-15, спрофилированное по дуге окружности, занимает среднее положение между колесами 14 и 16 и не имеет выраженной концентрации нагрузки. При этом максимальные значения КПД Ц*г =0.84 для колеса и =0.73 - для ступени получены в диапазоне Ф = 0.019 - 0.022 при У^ = 0.62.

Результаты экспериментального исследования применялись для определения балансировочных коэффициентов в модели вязкого течения в межлопаточных каналах посредством решения задачи минимизации суммы квадратов невязок значений коэффициентов политропного напора Уп в сечениях 2-2 и 4-4. Расчетные значения Щ* определялись как

и экспериментальные - как

Гп= .

Средняя погрешность сравнения расчетных и опытных значений для выборки из 15 малорасходных колес составила 8%. На рис. 4 предствлены результаты сравнения расчетной и экспериментальной характеристик для колеса 7, показавшего лучшее количественное совпадние.

В пятой главе сформулированы выводы по результатам расчетно-теоретического и экспериментального анализа и выработаны некоторые практические рекомендации по проектированию малорасходных ступеней.

По результатам расчетно-теоретического анализа, подтвержденного экспериментальными данными, обнаружено, что используемая в практике проектирования для выбора числа лопаток относительная густота решетки =4-5 неприемлема для

малорасходных колес, т.к. дает заниженное число лопаток. Показано, что для малорасходных колес с Ф = 0.01 - 0.025, с коэффициентами теоретического напора = 0.55 - 0.7 и втулочными

отношениями 1) =0.4 - 0.5 рекомендуемое значение относительной густоты 14

решетки = 7-8. В настоящей работе показано, что для

малорасходных колес при выборе подрезки рабочего колеса рекомендуется подбирать соотношение , обеспечивающее

потоковую диффузорность к/ > 0.7 при сохранении угла потока на входе в безлопаточный диффузор на расчетном режиме = 10 -

12°. При этом необходимо сохранять запас до помпажа по характеристике ступени. Проектирование размеров входа в лопаточную решетку рекомендуется производить по условию > с учетом

стеснения потока в горле решетки при отношениях радиусов и площадей соответственно 1.02 - 1.1 и К}г = 0.95 - 1.1. Если, вследствие снижения при этом входного угла лопатки до = 12 -

15°, значительно возрастает стеснение на входе в решетку Т, , то возможно уменьшить радиус входа в колесо , что приведет к

некоторому росту угла узЛ| . При этом условие К/, нарушается, однако, поскольку зависимость эффективности от п/* имеет очень пологий максимум, снижение КПД будет несущественным. В работе предложены уравнения, связывающие размеры входа в колесо при условии IV, ^ :

/?/ - Си, /?02 - = к> ~ ¿К ;

^ = ■ ;

По результатам анализа влияния формы профиля лопатки на эффективность рекомендуется следующее. Цилиндрические лопатки постоянной толщины для малорасходных колес следует профилировать, используя параболическое распределение углов средней линии лопатки по радиусу с разбиением радиальной протяженности решетки на два участка. При этом на первых 25% радиальной протяженности увеличение угла должно составлять 1.5 - 2.5°. Такая схема обеспечивает

малую нагруженность лопатки на входе и большие значения КПД колеса в области малых расходов. При использовании других законов профилирования, тенденция к сдвигу аэродинамической нагрузки на лопатке к выходу должна сохраняться.

При проектировании безлопаточных диффузоров малорасходных ступеней рекомендуется выбирать большие значения отношения ,

с

ограниченные условием <х± > 7 - 10 . При этом, как показывает выполненный расчетно-теоретический анализ, не возникает отрывных явлений в БЛД, в то время как потери на трение существенно снижаются. Кроме этого, расширение БЛД позволяет сократить радиальную протяженность БЛД и ОНА.

В заключении сформулированы выводы по результатам

расчетно-теоретического и экспериментального анализа.

Материалы диссертации опубликованы в следующих работах:

. Власов В.М., Селезнев К.П., Стрижак Л.Я., Суслина И.П. Некоторые проблемы создания ЦК для закачки попутных нефтяных газов в пласт. // Тез.докладов ВНТК "Научные проблемы современного энергетического машиностроения и их решение". ЛПИ, 1987.

• Власов В.М., Стрижак Л.Я., Суслина И.П., Тучина И.А. Расчет процесса сжатия в проточной части турбокомпрессоров высокого давления, сжимающих углеводородные газы. // Сб.трудов "ЦК ВД и СВД для нефтяной и газовой промышленности" ВНИИхолодмаш, М., 1938. - с. 10-17.

. Власов В.М., Долгалов C.B., Суслина И.П. Применение методов расчета вязкого потока к проектированию малорасходных центробежных колес. Ц Тез. докладов IV МРНК студентов ВУЗов СССР "Холодильные и компрессорные машины и установки". Казань, 1988. - с. 19.

. Власов В.М., Садовский Н.И., Селезнев К.П., Стрижак Л.Я. Определение энергетических характеристик малорасходных ступеней центробежных компрессоров высокого давления на основе модели вязкого течения. // Материалы VIII ВНТК по компрессоростроению. Сумы, 1991. - с. 27-41.

. Власов В.М., Коршунов A.B., Селезнев К.П., Стрижак Л.Я., Суслина И.П. Повышение эффективности малорасходных ступеней ЦК высокого давления на базе математических моделей течения реального вязкого газа. // Тез.докладов IX МНТК по компрессоростроению. Казань, 1993.

• Власов В.М., Стрижак Л.Я., Суслина И.П. Некоторые результаты оптимизации геометрических и газодинамических параметров малорасходных ступеней центробежных компрессоров высокого давления. // Компрессорная техника и пневматика. АСКОМП. Вып.4-5. 1994. - с. 20-23.