Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Лекции - Теория, расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия - файл 12_Проектирование.doc


Загрузка...
Лекции - Теория, расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия
скачать (6312.1 kb.)

Доступные файлы (22):

0_введение.doc37kb.29.01.2007 16:23скачать
0_обложка.doc667kb.26.01.2007 04:00скачать
10_Методы регулирования ТК.doc887kb.29.01.2007 22:01скачать
11_Нестационарные процессы.doc794kb.29.01.2007 23:48скачать
12_Проектирование.doc3407kb.30.01.2007 00:19скачать
13_роторы.doc702kb.30.01.2007 00:31скачать
14_Многоступенчатые компрессоры.doc1958kb.30.01.2007 00:42скачать
15_Уплотнения ТК.doc863kb.30.01.2007 16:13скачать
16_Технология.doc741kb.30.01.2007 01:30скачать
17_эксплуатация ТК.doc242kb.30.01.2007 01:32скачать
1_Классификация и принцип действия.doc251kb.29.01.2007 16:37скачать
2_Термодинамические основы.doc936kb.22.02.2007 19:03скачать
3_Газодинамические основы.doc1762kb.30.01.2007 16:35скачать
4_Физические явления.doc837kb.29.01.2007 17:25скачать
5_Безразмерные газодинамические параметры.doc861kb.11.05.2007 18:57скачать
6_Кинематические схемы ступеней КМДД.doc501kb.29.01.2007 18:19скачать
7_Пространственое течение.doc1865kb.05.07.2007 11:49скачать
8_Характеристики ТК.doc966kb.29.01.2007 21:36скачать
9_Работа компрессоров на сеть.doc631kb.29.01.2007 21:51скачать
Библиографический список.doc43kb.30.01.2007 04:36скачать
Литература.doc46kb.19.06.2004 02:22скачать
Оглавление.doc153kb.30.01.2007 04:29скачать

12_Проектирование.doc

  1   2   3
Реклама MarketGid:
Загрузка...
12. Элементы проточной части центробежных компрессоров
12.1. Неподвижные элементы ступени центробежного компрессора
Самым высоким КПД в ступени центробежного компрессора обладает рабочее колесо, а КПД ступени в целом ниже. Следовательно, важную роль играют неподвижные элементы, в которых происходит преобразование кинетической энергии газа в политропный напор и придание потоку заданного направления.

В неподвижных элементах работа к газу не подводится, поэтому hi = 0 и уравнение Бернулли запишется следующим образом

, (12.1)

где – политропная работа сжатия, – кинетическая энергия, hr – потери напора в неподвижном элементе.

Если отнести все слагаемые уравнения (12.1) к кинетической энергии на входе в элемент проточной части (, то получим связь между безразмерными коэффициентами [13]

, (12.2)

где – коэффициент потерь, показывающий какая доля кинетической энергии во входном сечении затрачивается на преодоление сил сопротивления; – коэффициент восстановления, показывающий какая доля кинетической энергии во входном сечении преобразуется в потенциальную; – коэффициент диффузорности (<0) или конфузорности (>0), характеризующий течение в неподвижном элементе.

К неподвижным элементам проточной части относятся: всасывающие камеры, диффузоры, входные и обратно-направляющие аппараты, выходные устройства (улитки и сборные камеры).
^ 12.1.1. Всасывающие камеры
Всасывающие камеры (ВК) служат для подвода газа к первой ступени с наименьшими потерями и для обеспечения равномерного по окружности потока на входе в первую ступень.

В конструкциях компрессоров применяются два типа всасывающих камер: с осевым подводом и с радиальным подводом.

С точки зрения минимальных потерь течение во всасывающих камерах конфузорное с коэффициентом К0 = С0/Сн ≈2,0-4,0.

Для обеспечения минимальных потерь и осесимметричной структуры потока оптимальным является осевой подвод газа. Но он может быть обеспечен лишь в одноступенчатых компрессорах с консольным расположением РК или в многоступенчатых многовальных компрессорах (рис. 12.1).

а) б)

Рис. 12.1. Схемы осевых подводов: а) одноступенчатый нагнетатель;
б) многоступенчатый многовальный компрессор

ВК с радиальным подводом применяют в многоступенчатых одновальных компрессорах. Совершая поворот от радиального направления к осевому, примерно 60 % всего расхода газа проходит через нижнюю половину патрубка. Поэтому при входе на лопатки рабочего колеса поток имеет различные по сечению скорости. Для придания потоку осесимметричной структуры в сечении 0–0 во всасывающих камерах устанавливают разделительные ребра.

Радиальная ВК состоит из трех участков (рис. 12.2): подводящего канала, спирального канала и кольцевого конфузора.

За расчетные сечения в подводящем канале прнинимаются сечения, перпендикулярные оси симметрии патрубка. В спиральном канале газ движется через сечения, проведенные касательно к цилиндрической поверхности диаметра Dкк, а не радиальные сечения, как обычно принимается в расчетной практике.

Вследствие этого внутреннюю поверхность спирального канала проектируют по эвольвенте из условия равномерности потока по окружности. Радиус кривизны эвольвентной поверхности [6]

,

где Dкк – диаметр кольцевого конфузора.

Расход газа через расчетные сечения пропорционален углу разворота спирального канала в радиальной плоскости θ

,

где Q180 – объемный расход при входе в спиральный канал (Q180 Qн).



Рис. 12.2. Схема радиальной всасывающей камеры центробежного компрессора: 1 – подводящий канал; 2 – спиральный канал; 3 – кольцевой конфузор

Потери во всасывающих камерах определяют по гидравлическим соотношениям:

,

где ζн-0 =0,12–0,15 (у недостаточно обработанных ВК и ВК, имеющих ограниченные осевые и радиальные габариты, коэффициенты потерь могут достигать 0,3-0,5) [11].

Коэффициент потерь во всасывающих камерах зависит от конфузорности течения и плавности обводов ζн-0=f(К0-н; rкк/bк). При увеличении rкк/bк уменьшаются потери, связанные с поворотом потока (рис. 12.3), но возрастают габариты. Во всасывающих камерах второй и последующих секций осевые габариты ограничены, поэтому они имеют более высокие коэффициенты потерь, чем ВК первой секции.



Рис. 12.3. Зависимость коэффициента потерь ВК от коэффициента конфузорности и отношения rкк/bк

Рекомендуемые соотношения между основными геометрическими размерами подвода:

  • коэффициент конфузорности

;

  • внутренний радиус поворота

;

  • радиус внешнего поворота

,

где .

  • ширина и диаметр кольцевого конфузора

,

где ;

.

12.1.2. Диффузоры
Диффузоры предназначены для повышения статического давления газа за счет преобразования кинетической энергии газа в потенциальную.

По конструкции диффузоры бывают следующих типов:

  • лопаточный (ЛД);

  • безлопаточный (БЛД);

  • канальный (КД);

  • трубчатый (ТД).


Канальные диффузоры в современной практике стационарного и транспортного компрессоростроения практически не применяются. Однако в эксплуатации встречаются центробежные компрессоры с диффузорами данного типа. Примеров тому может служить серия отечественных воздушных компрессоров 50-х годов К-500, К-350, К-250 общего назначения, газодинамическая схема которых выполнена по «насосной» схеме. Каналы диффузора прямоугольного сечения переходят в каналы с обратно-направляющего аппарата (рис. 12.4а). Некоторые компрессоры авиационных газотурбинных двигателей выполнялись также с канальными диффузорами, например компрессор отечественного ТРД типа ВК-1 и компрессор фирмы «Эрликон» (рис. 12.4б).

Особенностью канальных диффузоров является выполнение их с прямолинейной осью и прямоугольным или круглым поперечным сечением.

Форма каналов таких диффузоров позволяет эффективно преобразовать скоростную энергию в давление, однако они значительно увеличивают радиальные габариты ступени.



а) б)

Рис. 12.4. Канальные диффузоры: а) компрессоров типа К-500, К-250;

б) компрессора фирмы «Эрликон»

Трубчатый диффузор является разновидностью диффузора канального типа и является эффективным для малорасходных сверхвысоконапорных ступеней, применяющихся в авиационных ГТД. Каналы трубчатого диффузора получают высверливанием цилиндрическо-конических отверстий в сплошной заготовке (рис. 12.5), что приводит к аэродинамически благоприятной форме входа в каналы.






Рис. 12.5. Трубчатый диффузор:

1 – горловина;

2 – диффузорный конус




Наиболее широко применяются два типа диффузора – безлопаточный и лопаточный.

При любой конструкции диффузора за колесом всегда имеется безлопаточное кольцевое пространство, в котором происходит выравнивание вихревых следов от лопаток колеса и уменьшение скорости течения.
^ Безлопаточный диффузор является продолжением этого кольцевого пространства и ничем от него не отграничивается. В БЛД торможение происходит за счет увеличения площади проходного сечения из-за увеличения радиуса (рис. 12.6):

,

т.к D4 >D3 , следовательно, даже при b4 = b3 , происходит уменьшение скорости (С4<C3 ) и увеличение давления (Р4>Р3).






Рис. 12.6. Схема безлопаточного диффузора



В меридиональной плоскости конструкции БЛД отличаются соотношением ширины канала на выходе b4 к ширине на входе b3 (рис. 12.7). Наибольшее распространение получили БЛД с параллельными стенками (b3=b4), это повышает технологичность изготовления статорных деталей корпуса и сборки. Диффузоры с b4>b3 малоэффективны из–за резкого снижения углов α и вероятности отрыва потока со стенок канала, а БЛД с b4<b3 имеют большие при прочих равных условиях габариты. В авиационных сверхзвуковых компрессорах используются безлопаточные диффузоры с переменной по радиусу шириной.



а) б) в)

Рис. 12.7. Конструкции БЛД в меридиональной плоскости: а) b3=b4;
б) b4>b3; в) b=f(R)
Запишем уравнения, описывающие движение газа в БЛД.

Уравнение движения или уравнение равновесия частицы газа в БЛД, согласно которому силы инерции и центробежные силы, действующие на частицу, уравновешиваются силами давления

. (12.3)

Уравнение неразрывности (сохранения массового расхода)

. (12.4)

Уравнение момента количества движения

. (12.5)

Уравнение энергии

. (12.6)

Из системы уравнений (12.3)-(12.6) следует, что на течение газа в БЛД влияют его геометрические размеры, а также сжимаемость () и вязкость, способствующая возникновению момента от сил трения газа о стенки канала Мz.

Рассмотрим течение идеального, т.е. невязкого и несжимаемого газа. В этом случае отсутствует трение о стенки () и плотность не меняется по радиусу (, ).

Из уравнения момента количества движения (12.5)

,

, (12.7)

т.е. окружная составляющая абсолютной скорости обратно пропорциональна радиусу

.

Из уравнения неразрывности (12.4) при ρ=const и b=const

, (12.8)

т.е. радиальная составляющая абсолютной скорости также обратно пропорциональна радиусу

.

Так как , то и .

Из (12.7) и (12.8) следует, что

,

. (12.9)

Формула (12.9) представляет собой запись уравнения логарифмической спирали. Таким образом, в случае невязкого несжимаемого потока абсолютная скорость и ее составляющие будут уменьшаться обратно пропорционально радиусу, а линии тока будут иметь форму логарифмических спиралей, угол наклона которых к радиусу (90°–α) постоянен во всем диффузоре (рис. 12.8). Можно также сделать заключение, что чем больше исходный угол α2, тем короче будет путь, проходимый частицами газа в БЛД, а значит, уменьшатся и потери на трение.



Рис. 12.8. Траектория движения газа в БЛД

Проанализируем влияние вязкости на характер течения в БЛД. Наличие трения в пограничном слое у стенок приводит к уменьшению момента количества движения потоке, поэтому ()

,

т.е. и



Таким образом, в случае вязкого газа окружная составляющая становится меньше, чем в случае невязкого газа (Сu вязкий<Cu невязкий), а значит, угол потока в абсолютном движении становится больше, чем в невязком потоке
(αвязкий> αневязкий).

Рассмотрим далее влияние сжимаемости. Теперь примем, что . Из уравнения неразрывности (12.4):

,



Так как плотность растет вдоль радиуса, то расходная составляющая абсолютной скорости в случае сжимаемого газа меньше, чем в случае несжимаемого (Сr сжим<Cr несжим), а значит угол потока в абсолютном движении также меньше (αсжим<αнесжим).

Как показывает практика, влияние вязкости и сжимаемости в БЛД взаимно компенсируются и в первом приближении можно считать поток двигающимся по логарифмическим спиралям.

Эффективность работы БЛД определяется коэффициентом потерь в безлопаточных диффузорах ζ3-4 и коэффициентом восстановления давления ξ3-4, который показывает степень преобразования кинетической энергии на выходе из рабочего колеса в политропный напор внутри диффузора.

Эти коэффициенты согласно соотношению (12.21) связаны между собой:

,

= 0,55-0,75 – коэффициент диффузорности БЛД.

Величину ζ3-4 для БЛД определяют экспериментально и представляют в виде зависимости от эквивалентного угла раскрытия конического диффузора.

Угол раскрытия эквивалентного конического диффузора, обратившись к разд. 7 (формула 7.21)

,

подставляя геометрические параметры БЛД (, )

, (12.10)

приняв b3=b4, полагая , формулу (12.10) можно упростить

. (12.11)

Г.Н. Ден принял для расчета угла э 3-4 формулу [13]

. (12.12)

В принципе, безразлично какую формулу использовать для расчета э 3-4, важно установить зависимость вида ζ3-4 = f(э 3-4), например [11-13]

,

где э 3-4 определяется по формуле (12.12).

Из формул (12.11-12.12) следует, что угол э 3-4 увеличивается с ростом и угла α3 (а значит и α2). Тогда рост угла раскрытия должен привести к увеличению коэффициента потерь в БЛД ζ3-4. Однако это не отражает суть действительных процессов в БЛД, т.к. согласно опытным данным потери не увеличиваются с ростом угла α, а напротив, возникновение срыва у стенок БЛД при α≤10–12° приводит к резкому увеличению потерь.

Минимуму потерь ζ3-4 соответствует э 3-4 опт≈7–9°. Для обеспечения эквивалентного угла раскрытия в оптимальных пределах рекомендуется ограничивать габариты БЛД в пределах:

  • для промежуточных ступеней = 1,5 – 1,7;

  • для концевых ступеней = 1,3 – 1,5.

Рассматривая течение в БЛД следует учитывать еще и безлопаточное кольцевое пространство между сечениями 2-2 (выход из РК) и 3-3 (вход в БЛД), протяженность которого выбирается в пределах = 1,0 – 1,05.

Все приведенные выше формулы справедливы и для этого участка, однако следует учитывать соотношение между размерами b2 и b3. Этот участок оказывает существенное влияние на формирование структуры и параметров потока при входе в БЛД. Поэтому при проектировании БЛД следует придерживаться следующих рекомендаций [11]:

  1. Для «широких» РК (при ) ширину БЛД следует принимать меньшей, чем у РК, т.е. принимать (обычно ). Это способствует стабилизации потока при входе в БЛД и уменьшения вероятности возникновения отрыва потока от стенок вследствие уменьшения эквивалентного угла раскрытия.

  2. Для «узких» РК (при ) БЛД целесообразно делать шире РК, т.е. принимать (обычно ), т.к. в слишком узких каналах возрастают гидравлические потери на трение из-за взаимного влияния пограничных слоев у стенок.

  3. При ширину БЛД можно принимать равной ширине РК ().

Для идеального (невязкого) газа решая совместно уравнения сохранения момента количества движения и неразрывности можно найти расчетный угол потока на входе в БЛД.

Выразив проекции Сu и Сr через С и углы потока, запишем



.

Поделим одно выражение на другое

,

отсюда расчетный угол при условии полного заполнения канала на диаметре D3:

,

где в случае сжимаемого потока можно принять 3/2 = 1,01-1,05 [6].

Число политропы сжатия в БЛД связано с коэффициентом потерь и коэффициентом диффузорности соотношением:

,

.
^ Лопаточный диффузор (ЛД) представляет собой неподвижную круговую решетку профилей. Он позволяет получить более существенное замедление потока при одинаковых с БЛД габаритах, т.е. отношении D4/D3, либо при том же самом замедлении () уменьшить габариты диффузора.

Из уравнения неразрывности



видно, что того же самого торможения потока С/С3 можно достичь при меньших значениях диаметра D чем в БЛД, если отклонять поток от инерционного направления (α=const) в сторону радиуса (α>α3), для этого и используют ЛД, в которых αл4>αл3 (рис. 12.9, 12.10).

Ступени с ЛД имеют при меньших габаритах более высокий КПД по сравнению с БЛД на расчетном режиме (i3≠0). При расходах газа отличных от расчетного изменяется угол выхода потока из колеса α2, что при наличии ЛД приводит к появлению углов атаки () и, как следствие, увеличению потерь и резкому снижению КПД.

Основные конструктивные параметры ЛД (αл3; αл4; D3/D2; b3/b2; D4/D3; z3) выбираются из условий достижения требуемой диффузорности



при оптимальном эквивалентном угле раскрытия диффузора э 3-4 опт≈4–6°.

Эквивалентный угол раскрытия ЛД

,

где F'3; F'4 – площади с учетом стеснения потока лопатками.

Стеснение потока лопатками учитывается коэффициентами стеснения (загромождения)

, (12.13)

где F=π·D·b – площадь сечения без учета площади, занимаемой лопатками;

– площадь, занимаемая лопатками; δ – толщина входной (выходной) кромки лопаток; z – число лопаток.

Коэффициент загромождения в общем случае



и эквивалентный угол раскрытия

,

где .

Рис. 12.9. Схема потока в ЛД





Рис. 12.10. Схема лопаточного диффузора нагнетателя турбонаддува


Приведем ниже рекомендации по выбору основных параметров ЛД.

Отношение . Для выравнивания давления потока по окружности и снижения скорости до уровня чисел МС3  0,5 – 0,6, лопатки ЛД начинаются на диаметре D3, который отнесен от диаметра колеса на расстояние [15]:

  • = 1,1 – 1,2 для РК с л2 = 20-60;

  • = 1,25 – 1,4 для РК с л2 = 90.

Отношение . В отличие от БЛД, где увеличение b3/b2 и снижение тем самым угла α3 приводит к увеличению траектории движения газа, а значит и потерь на трение, в ЛД угол на выходе αл4 фиксировано определяет направление потока за ЛД. Более того, некоторое увеличение ширины диффузора по отношению к ширине колеса снижает расходную составляющую Cr3 (а значит и С3), что для обеспечения требуемой диффузорности К4-2 позволяет уменьшить габариты (). В конечном счете это повышает КПД ступени, но сдвигает расчетную точку на характеристике влево, ближе к границе помпажа.

В связи с этим выбор соотношения b3/b2 производится по следующим рекомендациям [6, 11, 15] :

  • для РК с л2 = 20-60 промежуточные ступени ; концевые ступени ;

  • для РК с л2 = 90 промежуточные и концевые ступени b3 b2 .

Угол установки лопаток на входе в ЛД л3 принимается по расчетному углу потока на входе в диффузор :

  • для РК с л2 = 90 обычно принимается b3=b2 , поэтому ;

  • для РК с л2 < 90, в расчете неполного заполнения всей ширины канала перед лопатками ЛД .

Отношение выбирают из условия обеспечения требуемой диффузорности по рекомендациям [6, 11, 15]:

для РК с л2 = 20–60

  • промежуточные ступени = 1,45 – 1,55;

  • концевые ступени = 1,35 – 1,45;

для РК с л2 = 90

  • промежуточные ступени = 1,65 – 1,8;

  • концевые ступени = 1,55 – 1,65,

причем большие значения этих соотношений соответствуют РК с большими л2 (из-за высоких скоростей С2).

Угол установки лопаток на выходе ЛД л4 принимается по выбранному углу поворота профиля диффузорной лопатки

.

На выходе из лопаточной решетки ЛД поток отстает от геометрического угла л4 на величину угла отставания ∆л4

,

где угол отставания потока может быть определен по эмпирической формуле Хоуэлла для лопаток, очерченных по дуге окружности [10] :

,

либо по упрощенной формуле [11] :

.

Число лопаток ЛД при оптимальной густоте лопаточной решетки
B3/t3 = 2,0–2,4 [11]

.

ЛД оказывает динамическое воздействие на РК с частотой (nоб·z3), поэтому число лопаток ЛД не должно быть кратным числу лопаток РК (, где k – целое число) во избежание резонансных явлений [7], кроме того следует избегать неблагоприятного с точки зрения шума соотношения: [15].

Выбор густоты решетки ЛД обоснован тем, что при слишком маленьких значениях B3/t3 растет э 3-4, а при больших густотах повышается загромождение каналов и возрастает вероятность увеличения скорости газа в самом узком («горловом») сечении межлопаточного канала до скорости звука. Это является условием запирания межлопаточных каналов.

Ограничение пропускной способности лопаточной решетки при увеличении расхода выше расчетного является недостатком ступеней с ЛД. Поэтому при проектировании имеет значение оценка чисел Маха в «горловом» сечении решетки (), чтобы судить о близости расчетного режима, на который проектируется ЦКМ к режиму запирания ступени.

Вывод формулы для отыскания МС3Г выполнен Г.Н. Деном и Д.А. Капелькиным [13] на основе решения системы уравнений, включающей уравнения расхода (рис. 12.11)

, (12.14)

сохранения энергии (i = const)

, (12.15)

изоэнтропного процесса сжатия

(12.16)

для сечений 2-2 выхода из колеса и 3Г-3Г «горлового» сечения ЛД, имеющих площади и , где – коэффициент загромождения решетки; 3 – толщина лопатки в сечении 3Г-3Г.

Подставив (12.15) в (12.14)

,

получим форму записи числа Маха

.

Преобразуем последнее выражение с учетом и :

.

Рис. 12.11. К расчету чисел Маха в «горловом» сечении решетки ЛД
Умножив и разделив правую часть этого выражения на

,

.

Возведем левую и правую части в степень :

.

Отношение найдем из уравнения (12.15), выразив в нем скорости С2 и С3Г через числа соответствующие Маха

,

,

. (12.17)

Отношение температур можно записать через безразмерные параметры согласно формуле (5.32)

,

тогда получим

. (12.18)

В формуле (12.18) можно заменить МС2 на МU2 , т.е. на условное число Маха, которое принято считать критерием динамического подобия:

.

Пользуясь определением коэффициента реакции (5.29) и заменяя аналогично предыдущему случаю :

. (12.19)

Подставив теперь (12.19) в (12.18) и выполняя упрощение полученного выражения, окончательно формула, связывающая число Маха в «горловом» сечении с безразмерными газодинамическими и геометрическими параметрами ступени примет вид:

. (12.20)

Уравнения (12.18) и (12.19) позволяют вычислить число Маха в «горловом» сечении ЛД при известных геометрических параметрах решетки. Эти уравнения нелинейные, и для их решения необходимо воспользоваться численными методами.

Для уменьшения загромождения каналов на входе в ЛД и расширения зоны рабочих режимов по расходу за счет снижения коэффициентов потерь и диффузорности межлопаточных каналов применяют двухярусные (рис. 12.12а) и двухрядные (рис. 12.12б) диффузоры. Ступени с двухрядными диффузорами имеют более пологую характеристику КПД, как и ЛД с поворотными лопатками, чем ЛД обычной конструкции (рис. 12.13). Двухрядный ЛД позволяет обеспечить повышение КПД ступени на 1-1,5 % за счет снижения коэффициентов потерь ζ3-4 с 0,17-0,19 для однорядной конструкции до 0,08-0,14 [11].
а) б)

Рис. 12.12. Конструкции ЛД: а) двухярусный; б) двухрядный


Рис. 12.13. Зависимость КПД от режима работы: 1 – ЛД; 2 – ЛД с поворотными лопатками; 3 – двухрядный ЛД; 4 – БЛД

При проектировании ступеней ЦК встает вопрос о выборе того или иного типа диффузора, обычно ЛД или БЛД. Приведем ниже рекомендации, которыми следует руководствоваться при выборе диффузора [11]:

  1. Необходимо учитывать угол потока в абсолютном движении на выходе из РК α2 . При α2<20° в БЛД велики гидравлические потери hw3-43-4), поэтому лучше применять ЛД.

  2. Необходимо учитывать, будет ли компрессор работать на постоянном режиме (Q=const), либо на переменном режиме (Q=var) по расходу. При частой работе на нерасчетных режимах (QQрасч) преимущество БЛД очевидны, ввиду пологости характеристик (рис. 12.14).

  3. При работе в области высоких чисел Маха МU2 КПД ступени с БЛД снижается более интенсивно, чем ступени с ЛД.

  4. Применение БЛД в ступенях с осерадиальными рабочими колесами (βл2=90°) нежелательно из–за низких значений ΩТ, и, как следствие, повышенной нагрузке на БЛД и роста потерь, особенно при больших МU2.

  5. Применение БЛД для последних ступеней (малые b2/D2) нежелательно, т.к. КПД ступени с узкими колесами и БЛД уменьшается.



^ 12.1.3. Поворотное колено и обратно-направляющий аппарат
Поворотное колесо (ПК) служит для изменения направления газа в меридиональной плоскости на 180° с целью плавного его подвода к обратно-направляющему аппарату (ОНА).

Поворотное колесо представляет собой безлопаточный кольцевой канал для стационарных компрессоров или лопаточный канал для авиационных. Однако в некоторых типах стационарных компрессоров, таких как К-500, К-250, поворот потока на 180° осуществляется в каналах, являющихся продолжением канальных диффузоров и переходящих в каналы ОНА.

В кольцевом ПК для идеального газа выполняется условие сохранения момента количества движения:

,

или для сечений 4-4 и 5-5



Для вязкого газа уменьшение момента количества движения учитывается коэффициентом Kтр <1:

,

который может быть определен по опытным данным С.В. Локтаева [6] в зависимости от соотношения

.

Совместное решение уравнения сохранения массового расхода



и уравнения сохранения количества движения позволяет найти угол потока за ПК

.

Другой способ учета потерь момента количества движения в ПК коэффициентом 4-5, в этом случае угол потока за ПК [13 ]

,

где ,

где k5 – поправочный коэффициент, принимаемый на основании опытных данных [13]: k5 = 1,5 – для ступеней с БЛД; k5 = 2,0 – для ступеней с ЛД.

Меньшие значения коэффициента k5 принимаются для ступеней с БЛД, за которым нет вихревых следов, и потери несколько меньше.

Для высокорасходных ступеней с большими b2/D2 (b2/D2 > 0,04) ПК могут выполняться с небольшой конфузорностью (b5/b4 = 0,9–0,95) для снижения потерь при повороте потока, однако увеличение С5 приводит к росту потерь в ОНА, что негативно сказывается на КПД ступени в целом, особенно для малорасходных компрессоров.

Для малорасходных ступеней (0,01< b2/D2  0,04) приемлемые потери можно получить даже при выполнении ПК диффузорным (b5/b4=1,05–2,0), т.к. в этом случае нетрудно обеспечить достаточно большие радиусы поворота потока Rs. Для сверхмалорасходных ступеней компрессоров высокого давления (b2/D2  0,01) отношение b5/b4 = 2,0–4,0 [7]. В большинстве случаев для промежуточных ступеней принимается b5/b4 = 1,0. Оптимальные соотношения b5/b4 можно принимать из внутренней области рис. 12.14 [7].

Потери энергии в ПК:



и потери соответственно потери КПД в нем

,

где коэффициент потерь в ПК .


Рис. 12.14. Рекомендуемый диапазон b5/b4 в зависимости от условного коэффициента расхода

Обратно-направляющий аппарат в стационарных многоступенчатых компрессорах служит для разворота газа в радиальной плоскости после поворотного колеса с приданием ему осевого направления на входе в следующую ступень. Поэтому закрутка потока на выходе из ОНА должна быть для чего угол установки лопаток в сечении 6-6

Средняя линия лопаток ОНА описывается дугой окружности, а сами лопатки могут быть либо постоянной толщины (рис. 12.15а), либо переменной толщины (рис. 12.15б).
а) б)

Рис. 12.15. Конструктивные соотношения обратно-направляющего аппарата и поворотного колена: а) ОНА с лопатками постоянной толщины; б) ОНА с лопатками переменной толщины

Угол выхода потока после ЛД обычно составляет около 30°, поэтому угол разворота потока в ОНА . Тогда как в ЛД угол разворота потока . Из-за большой изогнутости лопаток ОНА коэффициент потерь в них больше чем в диффузорах и достигает . Причем в ступенях с ЛД коэффициент потерь мало изменяется с изменением расхода (), т.к. выходной угол лопаток αл4 обеспечивает примерно постоянный угол потока перед ОНА (), а в ступенях с БЛД изменяется с изменением расхода, т.к. угол α4 после БЛД зависит от расхода.

Число лопаток ОНА (обычно z5 = 12 – 18) выбирается по рекомендациям Б. Эккерта [6, 7, 10]

,

где оптимальная густота одноярусной лопаточной решетки B5/t5 = 2,1–2,2.

Лопатки ОНА имеют достаточно большую густоту, поэтому угол потока на выходе .

Течение в каналах ОНА с лопатками постоянной толщины является конфузорным (рис. 12.15 а), что является благоприятным с точки зрения уменьшения потерь (К6-5=С6/С5>1), однако, это приводит к снижению давления и увеличению чисел Маха на входе в следующую ступень (). Поэтому для уменьшения конфузорности в ОНА с лопатками постоянной толщины, необходимо увеличивать ширину ОНА (b6/b5>1).

Применяя лопатки переменной толщины можно добиться равноскоростного характера течения (С6С5) и выполнить канал ОНА в меридиональной плоскости с параллельными стенками (b6/b5 = 1).

В некоторых случаях каналы ОНА могут быть диффузорными (С6 < С5) для обеспечения требуемой скорости С0 на входе в следующее РК.

Из уравнения сохранения массового расхода

,

с учетом вышеизложенного рекомендуется К6-5 = 0,95 – 1,05 [7].

После решетки ОНА газ поступает в кольцевой конфузор (6–0), конфузорностью

.

Часто потери энергии и отношение скоростей системы элементов, включающей ПК, ОНА и кольцевой конфузор, объединяют. Например, обобщенный коэффициент потерь между сечениями 4-4 и 0-0 согласно опытным данным [13] может выбираться в пределах 4-0 = 0,4–0,9.
^ 12.1.4. Выходные устройства
Выходные устройства (ВУ) служат для сбора газа на выходе из ступени и отвода его в нагнетательный патрубок к потребителю. Выходные устройства бывают выполнены в виде улиток и сборных камер.

Улитка представляет собой спиралевидный канал с переменным по углу разворота радиусом наружной или внутренней поверхности.

По расположению проходного сечения относительно оси симметрии канала в меридиональной плоскости они подразделяются на симметричные (рис. 12.16) и несимметричные (рис. 12.17). Симметричные улитки имеют переменный по углу разворота наружный радиус, а несимметричные – внутренний. Применяются следующие формы проходного сечения улиток: круглые, грушевидные, трапециевидные и прямоугольные (рис. 12.16).

При конструировании центробежных компрессоров обычно принимают один из двух законов профилирования улиток:

1) закон постоянства циркуляции ;

2) закон постоянства средней окружной скорости .

Течение газа в улитках отличается от течения в других элементах проточной части тем, что расходной скоростью в них является окружная скорость (рис. 12.18). Траектория движения частиц газа проходит в радиальной плоскости и имеет форму логарифмической спирали (как в БЛД). В целом, картина течения в улитке имеет сложный характер, зависящий от конструктивных особенностй улитки. Рассмотрим особенности течения в меридиональной и радиальной плоскостях.



а) б) в) г)

Рис. 12.16. Симметричные формы улиток: а) трапециевидная; б) круглая;

в) грушевидная; г) прямоугольная


а) б) в) д)

Рис. 12.17. Несимметричные формы улиток: а), б) прямоугольные;

в) круглая; д) комбинированная



Рис. 12.18. Конструктивные параметры улитки в меридиональной и радиальной плоскостях.

Опыты А.А. Мифтахова [6] показали, что в симметричных улитках могут существовать парные вихри, а в несимметричных – один вихревой шнур (рис. 12.19). Поэтому с точки зрения потерь на вихреобразование предпочтительней несоосные улитки. Кроме того, несоосные улитки снижают обратное влияние улитки на поток за рабочим колесом и снижают габариты компрессора.



Рис. 12.9. Течение в улитках в меридиональной плоскости

Соединение спиральной части улитки с нагнетательным патрубком образует «язык» (рис. 12.18). Наличие «языка» в улитках приводит, особенно на нерасчетных режимах, к ухудшению структуры потока в диффузоре и колесе, причем такое влияние тем сильнее, чем ближе улитка расположена к колесу. Чтобы ослабить это влияние иногда используют «укороченный язык». Это увеличивает пропускную способность улитки на больших расходах, т.к. часть газа из-за больших углов α7 проскакивает непосредственно из колеса в патрубок, разгружая улитку (рис. 12.20б). Однако на малых расходах это приводит к снижению эффективности из-за циркуляции присоединенных масс газа (рис. 12.20в).

Если улитка расположена непосредственно за колесом - так называемая бездиффузорная улитка, то отмеченное выше негативное влияние «языка» на структуру потока в колесе резко усиливается.


а) б) в)

Рис. 12.20. Схема течения в улитке и БЛД в радиальной плоскости: а) расчетный режим φ2=φ2расч; б) пониженный расход φ2<φ2расч; в) повышенный расход φ2>φ2расч

Задача расчета улиток сводится к тому, чтобы по известной объемной производительности в сечении 7-7, на входе в улитку Q7, определить необходимые проходные сечения, т.е. зависимость .

При расчете улиток предполагают, что расход газа в улитке меняется пропорционально углу θ , т.е.

, (12.21)

.

Применяя закон проектирования улитки , имеем

,

;

, (12.22)

где .

Значение интеграла I определяют графоаналитическим способом по номограммам для наиболее часто используемых форм сечения улиток или задают закон изменения и вычисляют аналитически.

В качестве примера определения размеров улитки рассмотрим улитку трапециевидного сечения, расчетная схема которой показана на рис. 12.21.



а) б)

Рис. 12.21. Расчетная схема расчета улитки: а) трапециевидной;
б) прямоугольной

Объемный расход на входе в улитку

,

Подставив в (12.21) и с учетом (12.22)

,

упрощая это уравнение

,

где .

Обозначим , тогда .

Определим функциональную зависимость ширины канала b от радиуса R (рис. 12.21):



и вычислим интеграл I



Выразим отношение из уравнения

,

обозначим , тогда последнее уравнение преобразуется



. (12.23)

Решение уравнения (12.23) производится численными методами, либо графически для различных углов разворота поперечного сечения улитки при заданных Rвн, bвн, α7 и угле раскрытия улитки ул  (50-60) [15-17].

Для улитки прямоугольного сечения (рис. 12.21 б) задача отыскания упрощается, т.к. b=const

,

,

.

^ Сборные камеры имеют постоянное по углу разворота меридиональное сечение и тангенциальный нагнетательный патрубок.

На расчетном режиме потери в сборных камерах выше, чем в улитках, но они оказывают меньшее влияние на течение в диффузоре при различных режимах, проще в изготовлении и компактны.

Конструкция сборной камеры показана на рис. 12.22, а формы поперечного сечения в меридиональной плоскости аналогичны формам несимметричных улиток (рис. 12.17).

Коэффициенты потерь в выходных устройствах (улитках или сборных камерах) находятся в пределах 4-к = 0,25 – 0,6, причем большие значения характерны для кольцевых сборных камер [10].

Потери КПД в выходных устройствах

.


Рис. 12.22. Схема кольцевой сборной камеры прямоугольного сечения
  1   2   3



Скачать файл (6312.1 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru