Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Том II. Компрессорная техника и пневматика в XXI веке - файл n1.doc

Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Том II. Компрессорная техника и пневматика в XXI веке
скачать (35174.8 kb.)
Доступные файлы (4):
n1.doc17611kb.13.09.2004 09:14скачать
n2.docскачать
n3.doc68kb.13.09.2004 09:14скачать
n4.doc118kb.13.09.2004 09:14скачать

n1.doc

1   2   3   4   5   6   7   8   9   10

Севастопольский национальный технический университет , Украина



Компрессор ГТД работает на режимах авторотации в тех случаях, когда на вход компрессора набегает воздушный поток, а в камеру сгорания не подается топливо. Такие условия возможны при срыве пламени в камере сгорания авиационного ГТД в полете [1]; при движении судна или любого другого транспортного средства (тепловоза, автомобиля…), с одним из неработающих газотурбинных двигателей [2]; при запуске ГТД наддувом; при использовании сжатого воздуха подаваемого на вход для проворачивания ротора; при очистке проточной части компрессора струей сжатого воздуха с жидким или твердым очистителем и т.п. Обтекание лопаточного аппарата в проточной части компрессора ГТД на таких режимах имеет свои особенности. Эти режимы не являются основными рабочими, а носят функцию вспомогательных. В то же время они часто встречаются в эксплуатационных условиях, поэтому их исследование является актуальной задачей, так как позволяет повысить уровень эксплуатации компрессора. Вывод аналитических зависимостей для расчета таких режимов, позволит оценить их энергетические возможности на стадии проектирования. Работа и посвящена этому вопросу.

Основными параметрами, характеризующими эксплутационные показатели компрессора ГТД на различных режимах его работы, является потребляемая мощность и вращающий момент [3]. А на режимах авторотации - создаваемая мощность и вращающий момент [1,6]. Повышение качества таких режимов улучшает тактико-технические данные двигателя и делает его более эффективным в эксплуатации [4,5].

В лаборатории судовых турбин Севастопольского государственного технического университета были проведены исследования таких режимов на серийном двигателе марки ГТД-3Ф открытого цикла, oднопроточной конструкции, номинальной мощностью 750 кВт, с разрезным валом, семиступенчатым осецентробежным компрессором, двухступенчатой турбиной турбокомпрессорного вала и одноступенчатой свободной силовой турбиной для привода потребителя.

В процессе исследования измерялись частота вращения, мощность и расход газа на различных частичных и переходных режимах ГТД. При этом давление и температура газа измерялись по ступеням компрессора, а мощность на валу с помощью специального тормозного устройства. Измеряемые параметры фиксировались на осциллограмме с помощью шлейфового осциллографа Н-700 и контролировались приборами.

На режимах авторотации компрессор работает не в режиме потребления, а в режиме создания вращающего момента, поэтому фактор отклонения от расчетных параметров сказывается еще значительнее. Проточная часть компрессора проектировалась на расчетный режим и режимы авторотации не соответствует изменившимся рабочим условиям обтекания, что приводит к ударному входу на лопаточный аппарат ступеней компрессора, создавая турбулизацию потока, повышение потерь на трение и низкую экономичностью работы ступени (рисунок 1).


Рисунок 1. Схема лопаточного аппарата и треугольники

скоростей компрессорной ступени:

а – в компрессорном режиме; б – на режиме авторотации
Для качественной оценки процесса и уточнения механизма авторотации на этих режимах воспользуемся уравнением Эйлера [4], позволяющим определить внутреннюю мощность компрессорной ступени на основании уравнения моментов количества движения

N=G (U1Сu1 - U2Сu2). (1)

Выразим с помощью уравнения неразрывности [5] абсолютную скорость входа воздуха на рабочие лопатки и относительную скорость выхода их них (рисунок 2):

С1 = С; (2)

W2 = W2p, (3)

где -расход и удельный объем воздуха, отнесенные к таковым на номинальном режиме, соответственно; параметры с индексом р относятся к расчетному режиму, с индексом u - окружные составляющие абсолютных и относительных скоростей .

Исходя из того, что углы выхода потока 1 и 2 на расчетных режимах не зависят от угла атаки и остаются неизменными (что справедливо для решеток большой густоты [4] ), на основании уравнений (2) и (3) и из треугольников скоростей лопаточного аппарата (рисунок 2) можно предложить следующее соотношение:

Сu1 = Cu1p; (4)

Сu2 = Wu2 -U2; (5)

Wu2 = Wu; (6)

Wuр2 = Cu2p + U2p. (7)


Рисунок 2 - Треугольники скоростей компрессорной ступени

на компрессорном и авторотационном режимах
Подставим полученные выражения в уравнение (1) и после некоторого преобразования получим:

; (8)

Так как окружную скорость можно выразить через диаметр и частоту вращения (U= d n) , то уравнение (8) можно преобразовать и получить его в следующем виде:

. (9)
Учитывая, что на расчетном режиме G =1, V = 1, n = 1, то выражение для определения мощности компрессорной ступени на этом режиме можно записать в виде:

, (10)

где d1 и d2 - диаметры входа рабочего тела в ступень и его выхода, для осевой ступени можно принять практически неизменным (d1= d2).

Разделив уравнение (9) на (10), получим выражение для определения относительной мощности, т.е. мощности режима авторотации, отнесенной к мощности потребляемой компрессором на расчетном режиме:

; (11)

где: - коэффициент, характеризующий параметры ступени, вычисляется для каждой ступени по значениям величин скоростей потока на расчетном режиме.

Вращающий момент ступени компрессора на режимах авторотации, с учетом М=N/n , может быть определен по следующей зависимости:

; (12)

На номинальном режиме момент и мощность определяются из выражений:

M = G2V ; (13)

N = G2V n ; (14)

Такой вид выражений не противоречит общепринятым зависимостям, что подтверждает правильность рассуждений и выводов.

Анализ результатов исследования показывает, что на установившихся режимах авторотации, которые определяются соответствующим расходом воздуха, первые ступени компрессора повышают давление, т.е. работают в компрессорном режиме, средние в гидротормозном, а последние в турбинном, сообщая ротору вращающий момент. Это следует и из анализа уравнения (12). В зависимости от соотношения частоты вращения и объемного расхода мощность ступени может принимать как положительное, так и отрицательное значение. Уменьшение проходного сечения проточной части, повышенный расход и приводят к тому, что на этих режимах последние ступени работают с определенным перепадом и переходят в турбинный режим, так как на вход компрессора поступает поток воздуха повышенного давления, скорость его больше скорости лопаток поэтому он и увлекает их заставляя вращаться ротор. Эффективность ступеней при этом будет невелика, так как лопаточный аппарат рассчитан на другие условия работы, но положительный вращающий момент появляется и величина его пропорциональна разности скорости набегающего потока и лопатки.

Мощность компрессора на режимах авторотации будет равна сумме мощностей компрессорных ступеней

; (15)

Аналогично определяется и вращающий момент, развиваемый компрессором:

; (16)

На рисунке 3 представлена зависимость вращающего момента от частоты вращения и расхода воздуха по результатам испытания и расчетов. Пунктиром отмечены граничные значения частоты вращения, при которых гидравлическое сопротивление компрессора для данного расхода равно нулю. Как следует из рисунка 3, область турбинных режимов (-Мк) будет тем больше, чем больше расход воздуха и меньше частота вращения.



Рисунок 3 - Зависимость вращающего момента от частоты вращения ротора компрессора на режимах авторотации при различных расходах воздуха
Таким образом, с помощью предложенных аналитических выражений можно определить мощность режима авторотации компрессора , можно конкретизировать энергетические затраты на этот режим, экономичность и ряд других характеристик, оценив их эксплуатационную целесообразность. Поскольку при выводе данных формул использовались известные общепринятые уравнения (уравнение неразрывности и уравнение Эйлера), то можно считать, что они в значительной мере универсальны и обладают достаточной точностью для практических расчетов.
SUMMARY
The present result investigation autorotation compressor engine gas turbine. Specify mechanism autorjtation. Propose analitic dependece for calculation.
Список ЛИТЕРАТУРы



  1. Алабин М.А., Кац Б.Н., Литвинов Ю.А. Запуск авиационных двигателей. -М.: Машиностроение, 1968. -228 с.

  2. Горелов А.П. Эксплуатация корабельных газотурбинных установок. -М.: Воениздат, 1972. -312 с.

  3. Ребров Б.В. Судовые газотурбинные установки. -Л.: Судпромгиз, 1961. -539 с.

  4. Котляр И.В.Судовые газотурбинные установки.-Л.: Судостроение,1967.-283 с.

  5. Васильев В.К. Теория судовых турбин. -Л.: Судпромгиз, 1955. -481 с.

  6. Дайнеко В.И. К вопросу исследования режимов авторотации ГТД. -Изв. вузов. Авиационная техника, 1987. -№ 4. - С. 36-37.



ВОПРОСЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ ПРИРОДНОГО ГАЗА

Галеркин Ю.Б.

Санкт-Петербургский государственный политехнический университет, Россия
1. ПРОБЛЕМАТИКА ДОКЛАДА

Центробежные компрессоры находят самое широкое применение во всех базовых отраслях промышленности. В странах, которые заняты добычей, переработкой и транспортировкой природного газа, эта отрасль является крупнейшим потребителем центробежных компрессоров. Они применяются для транспортировки газа по трубопроводам, закачки газа в подземные хранилища, для решения ряда технологических задач. Эти центробежные компрессоры обычно именуют центробежными нагнетателями – сокращенно ЦБН. По экспертной оценке в мире используется 20 – 25 тысяч корпусов центробежных компрессоров различного промышленного назначения [1]. Масштабность использования ЦБН в газовой промышленности подчеркивается тем фактом, что только на предприятиях ОАО “Газпром” [2] используется сейчас более 4000 из этих машин.

Основу парка ЦБН Газпрома составляют машины производства России и Украины (западные и японские производители поставили около 7 % машин). По данным [2,3] многие из ЦБН находятся в эксплуатации более 30 лет, около 60 % машин имеют наработку от 50 до 190 тысяч часов и устарели физически и морально. Программа строительства новых трубопроводов большой протяженности требует ежегодного роста установленных мощностей ЦБН порядка 600000 кВт ближайшие два десятилетия.

Известно, что затраты энергии на привод центробежных компрессоров в газовой промышленности очень велики. Экспертные оценки показывают, что приводные газовые турбины ЦБН Газпрома потребляют топлива на сумму около 4.5 млрд. долларов ежегодно (оценка стоимости по мировым ценам). Величина этих затрат определяется большим количеством факторов, однако в основе экономичного использования ЦБН лежит газодинамическое совершенство их проточной части.

Идеальный центробежный компрессор должен иметь стопроцентный КПД в диапазоне производительности от нулевой до максимально потребной. Идеальный компрессор должен обеспечивать такую зависимость отношения давлений  = ркн от массовой производительности (кг/с) или объемной производительности 3/мин), которая нужна для обслуживания каждой конкретной сети. По известным причинам реальные компрессора не могут иметь такие характеристики. Тем не менее, при проектировании проточной части ЦБН следует стремиться к следующему:

Три первых требования характерны для всех промышленных центробежных компрессоров. Два последних являются специфическими, вытекающими из особенностей работы ЦБН на газопроводах. Это нашло отражение в ряде докладов специалистов центрального аппарата Газпрома и газотранспортных предприятий, представленных в 1994 – 2003 гг. на Международных симпозиумах «Потребители – производители компрессоров и компрессорного оборудования» в СПбГПУ, например, в [4, 5, 6, 7].

Кафедра КВХТ располагает большим опытом проектирования проточных частей ЦБН по заданиям ряда предприятий компрессоростроения. Многолетняя направленная деятельность проблемной лаборатории компрессоростроения [8] создала глубокий научный задел, на основе которого создан эффективный метод газодинамического проектирования [9,10,11,12]. Для проверки газодинамических решений имеется ряд стендов для испытания модельных ступеней [13].

Ряд проектов проточных частей ЦБН был создан в 1980 – 1990-е гг. по заданиям СМПО им. М.В. Фрунзе. Для этой же организации были разработаны четыре ряда модельных ступеней, на базе которых проектантами СМПО спроектировано большое количество нагнетателей. Сейчас в газовой промышленности пяти стран работает около 260 ЦБН с общей мощностью более 3.5 млн. кВт, построенных СМПО при участии кафедры КВХТ. Это машины двадцати двух типоразмеров с мощностью 6.3 – 16 МВт, конечным давлением до 16 МПа и отношением давлений в диапазоне от 1.27 до 10.7.

Особенно эффективным оказалось сотрудничество кафедры КВХТ с компрессоростроителями при создании нового поколения ЦБН в рамках программ развития компрессорного оборудования Газпрома – «Урал – Газпром» и др. – [4, 14, 15, 16]. Перечень проектов проточной части, реализованных в нагнетателях нового поколения ОАО «Компрессорный комплекс», ОАО НПО «Искра» и СМПО им. М.В. Фрунзе представлен в таблице 1. В отличие от большинства ЦБН Газпрома отечественной постройки, все они имеют ступени с безлопаточными диффузорами. Это, и другие проектные решения, обеспечило максимально широкую зону работы при высоком КПД. В максимальной степени удовлетворены и другие перечисленные выше требования к газодинамическим характеристикам. Эффективность использованного Метода универсального моделирования продемонстрирована так же тем, что проекты созданы при минимуме, или полном отсутствии проверки принимаемых решений испытаниями модельных ступеней. Это обусловило быстроту создания новых проектов, и их относительную дешевизну.
Таблица 1 - Перечень ЦБН нового поколения, созданных
по проектам проточной части кафедры КВХТ



№ п/п

Название

Место установки

Изготовитель

1

108-51-1Л

ГПА-10ДКС «Урал»

Уренгойгазпроом, Переоснащение

д/ Ямбурггаздобыча

«Компрессор-ный комплекс»

2

СПЧ 108-71-1Л

ГПА-10ДКС «Урал»

Уренгойгазпроом, Переоснащение

д/ Ямбурггаздобыча

- « -

3

СПЧ 108-81-1Л

ГПА-10ДКС «Урал»

Уренгойгазпроом, Переоснащение

д/ Ямбурггаздобыча

- « -

4

398-23-1Л

ГПА –16УТГ «Урал»

КС Шатровская Уралтрансгаз

- « -

5

398-27-1Л

ГПА –16 «Урал»-о2

КС Сальская

КС Волгоградская

Волготрансгаз

- « -

6

СПЧ 650-1.37/76

ГПА –25-ПС «Урал»

КС Ириновская

Пермтрансгаз

- « -

7

48-61-1

ГПА-4ПХГ «Урал»

КС Касимов

Мострансгаз

- « -

8

СПЧ НЦ-18/70-1.7

ГПА-Ц-18

КС Ныдинская

Тюментрансгаз

- « -

9

НЦ-16/76-1.44 «Урал»

КС «Синдор» Севергазпром

«Искра»

10

СПЧ НЦ-16/76-1.44

КС «Кунгурская»

Пермтрансгаз

- « -

11

СПЧ 16/73 -/1.35

КС «Новокомсомоль-ская» Тюментрансгаз

- « -

12

СПЧ16/76 – 1.64

КС Ныдинская

Тюментрансгаз

-­ « -

13

НЦ-16М/76-1.44

(«сухой»)

КС «Соковка»

Самаратрансгаз

- « -

14

ПА-Ц-4А/76-1.7

КС «Замьяны»

СМПО им. М.В. Фрунзе


Однако, даже самый совершенный метод проектирования проточной части может обеспечить высокие газодинамические показатели только в том случае, если это позволяет общая схема компрессора. Число ступеней, тип рабочих колес и диффузоров, частота вращения ротора конкретного ЦБН должны соответствовать расчетной производительности и работе сжатия, которая необходима для получения заданного отношения давлений. Доклад содержит анализ этих вопросов и некоторые рекомендации.
2. ОСНОВНЫЕ ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ СТУПЕНИ,
ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ ЕЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

Проточная часть ЦБН состоит из входного патрубка и некоторого количества последовательно расположенных ступеней сжатия. Основной элемент ступени – вращающееся рабочее колесо, передающее газу мощность двигателя. Неподвижные, не вращающиеся элементы проточной части нужны для эффективной организации рабочего процесса.

Каждая ступень ЦБН должна обеспечить заданную объемную производительность газа 3/с) – расход газа на расчетном режиме на входе в рабочее колесо и сообщить каждому килограмму газа механическую работу, нужную для получения заданного отношения давлений – напор h (дж/кг). Ради упрощения анализа рассмотрим только основную часть этой работы, которая передается газу лопатками рабочего колеса – теоретический напор hTp. Ступень осуществляет рабочий процесс при некоторой частоте вращения рабочего колеса n (об/с), которая у ЦБН определяется числом оборотов силовой турбины ГТД.

Анализ рабочего процесса показывает, что совокупность перечисленных величин определяет газодинамические свойства ступени. В частности, речь идет о достижимом уровне КПД при наиболее благоприятных условиях. Применительно к центробежным ступеням удобно пользоваться так называемым безразмерным числом оборотов [17], объединяющим размерные параметры ступени в единый комплекс:
(1)
Информативность безразмерного числа оборотов связана с тем, что оно связывает (многообразные) размерные параметры ступеней , hTp и n с двумя важнейшими безразмерными коэффициентами, величина которых определяет во многом газодинамические характеристики:

- условный коэффициент расхода , (2)

- коэффициент теоретического напора

Тр = hTp/u22 = cu2/u2. (3)

Здесь D2 (м) – диаметр рабочего колеса, u2 (м/с) – окружная скорость рабочего колеса, сu2 (м/с) – окружная проекция абсолютной скорости газа на выходе из рабочего колеса.

Как показано ниже, максимально достижимый КПД ступени возможен, только если значение Фр лежит в некотором диапазоне значений, а наиболее подходящее для ступеней ЦБН значение Тр так же достаточно определено. Таким образом, оптимальным ступеням ЦБН должен соответствовать согласно уравнению (1) вполне определенный диапазон значений Knp. Соотношение размерных параметров , hTp и n часто приводит к значению Knp, которое не соответствует оптимальному.
3. РОЛЬ УСЛОВНОГО КОЭФФИЦИЕНТА РАСХОДА ФР

Обычно коэффициенты расхода представляют собой отношение расходной составляющей скорости в том или ином сечении к окружной скорости рабочего колеса. Например, коэффициент расхода на выходе из рабочего колеса 2 = cr2/u2 характеризует величину расходной составляющей скорости потока в этом сечении. Коэффициент расхода Фр является условным, так как к окружной скорости относится не существующая в действительности скорость , где . Тем не менее, выбранное или вынужденно принятое значение Фр определяет размеры и КПД ступени.

Диаметр рабочего колеса и скорость вращения. Из самого определения этого коэффициента расхода по уравнению (2) следует, что при заданной окружной скорости большие значения Фр ведут к тому, что диаметр рабочих колес уменьшается: . При этом заданная окружная скорость требует увеличения числа оборотов ротора n(об/мин) = 60u2/D2. Понятно, что компактные ЦБН с малыми радиальными размерами имеют преимущества при изготовлении и эксплуатации. Вопрос о целесообразности повышения скорости вращения приводных турбин для реализации преимуществ ЦБН с повышенными Фр рассмотрен ниже.

Относительный диаметр входа на лопатки рабочего колеса и высота лопаток. Размеры входа в рабочие колеса принято определять исходя из условия получения минимально возможной относительной скорости на входе в межлопаточные каналы w1 (м/с).

При выбранной окружной скорости u2 удобно оперировать безразмерными скоростями потока. В данном случае это . При таком условии относительный диаметр входа в рабочее колесо определяется, главным образом, величиной Фр [17]. Второй по значимости фактор – втулочное отношение (отношение диаметра вала к наружному диаметру колеса) . В приводимой ниже формуле третьестепенные факторы не учитываются:

. (4)

Итак, при выборе больших значений Фр увеличивается относительный диаметр входа на лопатки. Одновременно увеличивается относительная высота лопаток и относительная ширина всех каналов. Это следует из уравнения неразрывности, представленного в виде связи между «физическим» коэффициентом расхода р и условным коэффициентом расхода Фр. Ниже приведен пример связи с высотой лопаток и коэффициентом расхода на выходе из рабочего колеса (аналогичны соотношения для всех других контрольных сечений проточной части):
. (5)
Здесь 2/0 – отношение плотностей газа на выходе и на входе в рабочее колесо. Рациональная организация рабочего процесса не позволяет варьировать значениями р в широких пределах. Поэтому у ступеней с большими Фр относительная высота лопаток и относительная ширина каналов больше.

Для иллюстрации на рис.1 показаны схемы проточных частей (меридиональная плоскость) трех ступеней с Фр = 0.03, 0.06 и 0.11 – так как они представляются на дисплее компьютера при оптимальном проектировании ступеней Методом универсального моделирования.


Рисунок 1 - Влияние выбора расчетной величины коэффициента расхода на относительные размеры ступеней в меридиональной плоскости.

Слева – Фр = 0.03, в середине – Фр = 0.06, справа – Фр = 0.11

Влияние на КПД. Если диаметр входа в колесо определен по формуле (4), то безразмерная скорость на входе на лопатки определяется соотношением [17]:

. (6)

На рис.2 зависимость скорости на входе в колесо от Фр, рассчитанная по уравнению (6), показана при двух значениях , равных 0.3 и 0.4.

При прочих равных условиях потери напора в любом из элементов ступени тем больше (а КПД тем ниже), чем больше кинетическая энергия потока. Этим и объясняется выбор размеров входа в РК с учетом минимизации входной скорости – . Потеря КПД в рабочем колесе в зависимости от безразмерной скорости на входе представляется следующим образом:

, (7)

где рк – безразмерный коэффициент потерь рабочего колеса, зависящий от формы проточной части, условий входа потока (угла атаки) и критериев подобия – Маха, Рейнольдса и показателя адиабаты газа. Потеря КПД в неподвижных элементах проточной части оценивается по аналогичным формулам.

Рисунок 2 - Зависимость скорости на входе в колесо от Фр (расчёт по ур. (6))

сплошная линия; – пунктир
При сравнении вариантов рабочего колеса, отличающихся величиной Фр нужно исходить из того, что на расчетном режиме у всех вариантов обеспечены благоприятные условия входа потока, а значения критериев подобия практически одинаковы. В этом случае коэффициент потерь рк р у различных вариантов колеса различается только из-за формы проточной части. Узкие каналы рабочих колес с малыми Фр (рис.1) имеют повышенные коэффициенты рк р из-за больших потерь трения газа об ограничивающие поверхности – основной и покрывающий диски. Такая же ситуация и в неподвижных элементах проточной части. Получению же наивысшего КПД ступеней с очень большими Фр препятствуют высокие скорости на входе в колесо. У таких ступеней повышенная кинетическая энергия потока так же и в неподвижных элементах.

Дополнительное влияние на величину Фр опт, при которой можно рассчитывать на наибольший КПД, оказывают потери напора из-за трения наружных поверхностей дисков рабочего колеса и протечек в лабиринтном уплотнении покрывающего диска. Учет этих потерь производится с помощью соответствующих безразмерных коэффициентов:

. (8)

Довольно сложные и взаимосвязанные процессы в зазорах между дисками рабочего колеса и корпусом рассмотрены в [17], а способы расчета с учетом всех факторов – в [18]. Для приемлемой по точности оценки этих коэффициентов потерь рекомендуются простые полуэмпирические формулы:
, . (9)
Опять-таки, основным влияющим параметром является величина Фр. Пример зависимости тр р, пр р = f(Фр) представлен на рис.3, из которого следует, что при малых Фр потери трения дисков и протечек становятся велики и существенно влияют на КПД.

Рисунок 3 - Зависимость коэффициентов дискового трения и протечек тр р, пр р от коэффициента расхода Фр по ф-лам (9), Тр = 0.5
С учетом всех факторов, определяющих потери напора, ориентировочная зависимость максимально достижимого КПД от принятого при проектировании ступени значения Фр показана на рис.4.


Рисунок 4 - Зависимость в соответствии с опытом проектирования модельных ступеней и с расчетами Методом универсального моделирования

традиционные РК – сплошная линия; пространственные РК – пунктир

В ЦБН чаще применяются рабочие колеса традиционного типа – с лопатками цилиндрической (непространственной) формы, расположенными в радиальной части колеса (варианты 1, 2, 3 на рис.1). Максимальный КПД ступеней с такими колесами соответствует диапазону Фр опт = 0.055 – 0.075. При Фр > 0.075 помимо большой кинетической энергии потока рост потерь в традиционных колесах связан с ухудшающимися условиями обтекания относительно высоких цилиндрических лопаток пространственным потоком. При больших Фр более эффективны осерадиальные пространственные РК – лопатки начинаются в осевой части колеса и имеют пространственную форму, в большей степени соответствующую характеру потока. При таких колесах ступени могут иметь максимально возможный КПД вплоть до Фр = 0.100 – 0.115.

С учетом сильного влияния Фр на размеры и эффективность ступеней их принято делить на:

- сверх-малорасходные – Фр < 0.010,

- малорасходные – Фр < 0.035,

- среднерасходные – Фр < 0.075,

- высокорасходные – Фр > 0.075 (на кафедре КВХТ были разработаны и испытаны высокорасходные ступени с Фр = 0.200, что соответствует известному сейчас верхнему пределу применения центробежных ступеней).
4. РОЛЬ КОЭФФИЦИЕНТА НАПОРА ТР

Это второй важнейший коэффициент, выбор величины которого определяет абсолютные размеры и особенности газодинамических характеристик ступени.

Диаметр рабочего колеса, окружная скорость. По своему определению т является коэффициентом пропорциональности между напором и квадратом окружной скорости рабочего колеса: hт = тu22. При проектировании ступеней ЦБН напор и скорость вращения ротора обычно заданы. Заданный напор может быть достигнут при меньшей окружной скорости и меньшем диаметре рабочего колеса, если выбранное значение расчетного коэффициента напора больше – и наоборот.

Максимальный КПД ступени. На рис.5 показаны схемы лопаточных решеток и выходные треугольники скоростей рабочих колес с малым и большим Тр.











Рисунок 5 - Выходные треугольники скоростей и схемы лопаточных решеток рабочих колес с разными значениями расчетного коэффициента напора.

Вверху – Тр = 0.45, внизу – Тр = 0.75


Очевидно, что кинетическая энергия потока на выходе из колеса – на входе в диффузор быстро возрастает с ростом Тр. Потери КПД в диффузоре оцениваются по формуле, аналогичной формуле (7):

. (10)

Большая кинетическая энергия на входе в диффузор требует более сильного замедления, что ведет к росту коэффициента потерь диффузоров в ступенях с более высоконапорными рабочими колесами. Расчеты и опыт проектирования показывают, что этот фактор, наряду с повышенной кинетической энергией приводят к более сильному снижению КПД диффузоров у высоконапорных ступеней, несмотря на то, что большие значения Тр согласно формуле (10) должны уменьшать потерю КПД.

Более сильное отклонение потока лопатками колес с большими коэффициентами напора приводит к росту коэффициента потерь и в колесах. В результате максимальный КПД демонстрируют ступени, рабочие колеса которых имеют малые коэффициенты напора. Например, наибольший КПД современных модельных ступеней кафедры КВХТ (семейство ступеней 20СЕ) имеют те, у которых Тр = 0.42 – 0.45 (ступени с меньшими Тр не разрабатывались). Примерная зависимость максимально возможного КПД от Тр показана на рис.6.

Влияние на положение границы помпажа и отношение давлений на границе помпажа. Напорная характеристика воображаемых рабочих колес с бесконечным числом лопаток определяется тем обстоятельством, что в этом случае угол выхода потока равен выходному углу лопаток. Тогда из соотношений выходного треугольника скоростей следует:

т = 1 - 2 ctgл2. (11)

То есть, при нулевом расходе коэффициент напора всех колес, вне зависимости от формы лопаток, равен единице. При увеличении расхода у колес с л2 < 900 коэффициент напора линейно уменьшается. Обратим так же внимание на то, что при выходном угле лопаток 900 коэффициент напора равен единице, вне зависимости от коэффициента расхода.

Рисунок 6 - Зависимость р/р max = f(Тр) в соответствии с опытом проектирования модельных ступеней и с расчетами Методом универсального моделирования – рабочие колеса традиционного типа
Напорные характеристики реальных колес имеют такой же характер. То есть, при л2 < 900 коэффициент напора линейно уменьшается. Отличие в том, что напор реального колеса при любом расходе меньше, чем в случае бесконечного числа лопаток, поскольку т = 1 - 2 ctg2, но угол выхода потока 2 < л2 (известное явление отставания потока от лопаток на выходе из РК).

Опыты показывают, что реальные напорные характеристики так же практически линейны. Рабочие колеса промышленных компрессоров не работают с нулевым расходом, однако эти характеристики направлены в точку т0  0.90 при нулевом расходе, что становится очевидным при их экстраполяции. Близкая к действительной зависимость коэффициента напора от изменения расхода, подтверждаемая результатами экспериментов, показана на рис.7.

Рисунок 7 - Примерная зависимость т = f(Ф/Фр) при разных Тр
по данным расчетов и экспериментов

Известно, что на расчетном расходе имеет место наиболее благоприятное обтекание лопаток колес и неподвижных элементов, так как поток поступает в межлопаточные каналы в направлении входных кромок лопаток. При расходе меньше расчетного поток направлен под меньшим углом и вынужден резко поворачивать при взаимодействии с входными кромками лопаток, что приводит к появлению так называемых ударных потерь. То же происходит и при расходе больше расчетного. На рис.8 показана типичная зависимость коэффициента потерь лопаточной решетки от расхода.


Рисунок 8 - Зависимость /р = f(Ф/Фр), характерная для лопаточных решеток рабочих колес и неподвижных элементов
В пределах ступени изменение кинетической энергии пренебрежимо мало. Из уравнения Бернулли следует, что политропный напор, обеспечивающий повышение давления и перемещение газа из области всасывания на нагнетание, равен теоретическому напору за вычетом потерянной части напора: hп = hт - hw. Связь между коэффициентом политропного напора и его значением в расчетной точке

. (12)

Приняв линейную зависимость т = f(Ф/Фр) в соответствии с рис.7:

, (13)

где .

Анализ характеристик модельных ступеней показывает, что в интересующей нас левой части характеристики соотношение межу потерями при уменьшении расхода и потерями на расчетном режиме приближенно, но достаточно для проводимого схематического анализа аппроксимируется зависимостью

(14)

при a = 8.5, b = 3.

При принятых допущениях связь между коэффициентом политропного напора и его значением в расчетной точке представится в виде:

. (15)

Из условия следует, что максимум политропного напора соответствует отношению:

. (16)

Здесь Фкр – критический коэффициент расхода, при котором полезный напор, а значит, и отношение давлений, достигают максимума. При меньшем расходе развиваемое компрессором давление уменьшается, что недопустимо, так как вызывает прорыв газа на всасывание – помпаж.

Отношение Фкрр – «запас по помпажу» характеризует способность ЦБН работать при расходах, меньше расчетного. Чем меньше значение Фкрр, тем эффективнее эксплуатация ЦБН на нерасчетных режимах. Оценка влияния принятого при проектировании значения расчетного коэффициента теоретического напора Тр на запас по помпажу иллюстрирует рис.9. Там же представлены расчеты п/п р = =f(Тр) в соответствии с формулой (15).

Не претендуя на полное соответствие результатам испытания ступеней, представленные расчеты демонстрируют неоспоримую тенденцию отдаления границы помпажа от расчетной точки при применении низконапорных рабочих колес. У этих же колес больше отношение максимального напора ступени к напору в расчетной точке. У наиболее высоконапорных колес с граница помпажа совпадает с расчетным режимом (имеется в виду режим с безударным обтеканием лопаток и минимальными потерями).

Рисунок 9 - Зависимость запаса по помпажу Фкрр и отношения максимального коэффициента политропного напора к расчетному п max/п р в зависимости от коэффициента напора рабочего колеса Тр в соответствии с формулой (16) при т 0 = 0.9, р = 0.15, a = 8.5, b = 3
Влияние на характеристику потребляемой мощности. Мощность двигателя, необходимая для вращения рабочего колеса ступени равна произведению массового расхода на работу, передаваемую каждой единице газа, проходящей через проточную часть (напор). Как и ранее, опустим сравнительно небольшую часть мощности, необходимую для преодоления трения наружных поверхностей дисков и компенсации протечек в лабиринтных уплотнениях рабочего колеса, тогда:

, (17)
где .

Таким образом, при работе с постоянным давлением и температурой на всасывании (плотность газа на входе в ступень 0 = const) характеристика потребляемой мощности определяется исключительно произведением Ф*т. Примем с целью приближенного анализа т = f(Ф) в соответствии с формулой (13), тогда:

Nт = АФт = А(ФТр + (т 0 - Тр)(Ф – Ф2р).

Приравняв к нулю производную Nт/Ф получим относительный расход Ф/Фр, при котором потребляемая ступенью мощность достигает максимума:

. (18)

Особое требование к ЦБН – максимальная мощность достигается в расчетной точке – соответствует ФNmaxр = 1. При этом условии Тр = т 0/2.

Приняв, как и ранее, т 0  0.90, получим значение расчетного коэффициента теоретического напора рабочего колеса Тр  0.45. При этом значении максимум потребляемой мощности имеет место на расчетном режиме – что и требуется для ЦБН. Если применяются рабочие колеса с коэффициентами теоретического напора 0.55 – 0.65 (как у большинства промышленных компрессоров), то максимум потребляемой мощности смещен в область расходов больше расчетного.

Сделанный анализ относится к работе компрессора с постоянным давлением на всасывании. Для ЦБН характерна работа с постоянным давлением нагнетания. На режимах с расходом больше расчетного отношение давлений уменьшается, давление на всасывании растет. В этом случае при работе с заданным объемным расходом массовая производительность больше, больше и потребляемая мощность. Последовательное сжатие в нескольких ступенях так же вносит коррективы. Достаточно точное решение проблемы дают расчеты конкретных ЦБН Методом универсального моделирования. К сожалению, при работе с постоянным давлением нагнетания, максимум потребляемой мощности при расчетной производительности возможен при нереалистично низконапорных рабочих колесах. Тем не менее, применение рабочих колес с Тр = 0.42 – 0.48 позволяет существенно приблизиться к выполнению этого требования.

Выводы по влиянию Тр. Низконапорные рабочие колеса с Тр  0.5 обеспечивают более высокий КПД, большее отношение давлений на границе помпажа, позволяют отдалить границу помпажа от расчетной точки, дают более благоприятную характеристику потребляемой мощности. Вынужденное применение высоконапорных рабочих колес в СПЧ с повышенным отношением давлений и других случаях неизбежно ведет к ухудшению всех газодинамических характеристик.
5. РОЛЬ БЕЗРАЗМЕРНОГО ЧИСЛА ОБОРОТОВ

В разделе 2 показано, что безразмерный комплекс, объединяющий напор, расход и обороты ротора ступени – безразмерное число оборотов связывает между собой два наиболее важных параметра: условный коэффициент расхода и коэффициент теоретического напора (формула (1)). Наиболее подходящими для ЦБН являются низконапорные рабочие колеса с Тр = 0.42 – 0.48, а наибольший КПД соответствует среднерасходным рабочим колесам с Фр = 0.050 – 0.075. При этом оптимальным диапазоном безразмерного числа оборотов ступени будут значения Кn р опт = 0.37 – 0.51. Применение пространственных осерадиальных рабочих колес позволяет расширить оптимальный диапазон Фр до 0.100 – 0.105. При этом значения Кn р опт расширятся до 0.62.

Если заданное небольшое отношение давлений позволяет применить одноступенчатый ЦБН, расчет безразмерного числа оборотов позволяет решить вопрос о том, какую эффективность можно ожидать. При Кn р = 0.37 – 0.51 высокий КПД обеспечит рабочее колесо традиционной конструкции, при большем значении нужно применить пространственное осерадиальное колесо. При Кn р > 0.72 центробежная ступень становится неэффективной (начинается диапазон безразмерных чисел оборотов, характерный для осевых ступеней). При Кn р < 0.37 следует смириться с неизбежностью пониженного КПД, если нет возможности увеличить быстроходность.

Оценка безразмерного числа оборотов для многоступенчатого ЦБН с числом ступеней z ведётся по формуле (в знаменателе формулы присутствует суммарный напор всех ступеней ЦБН):

, (19)

где НТр = hT1 + hT2 + hT3 + … + hTz.

Так как напор ЦБН больше напора его ступеней, его безразмерное число оборотов меньше безразмерного числа оборотов его первой ступени и, как правило, меньше оптимальных значений Кn р. При безусловно заданном числе оборотов n (об/с) обеспечить оптимальную быстроходность ступеней можно разделив напор ЦБН между соответствующим числом ступеней. Эффективность такого подхода демонстрирует сопоставление характеристик двух дожимных ЦБН с отношением давлений  = 1.7 – рис.10 (оба газодинамических проекта выполнены кафедрой КВХТ и реализованы промышленностью). За расчётное значение КПД р принят максимум КПД шестиступенчатого варианта исполнения ЦБН.

Рисунок 10 - Сопоставление газодинамических характеристик двух дожимных ЦБН с отношением давлений = 1.7:

сплошная линия – СПЧ с двумя высоконапорными ступенями;

пунктир – шестиступенчатый ЦБН с низконапорными ступенями
Один из дожимных ЦБН получен заменой проточной части линейной машины. У СПЧ применено две ступени с высоконапорными рабочими колесами. Другое решение неприемлемо из-за заданных размеров корпуса.

Сопоставляемый ЦБН не имел ограничений, поэтому выбрано число ступеней (шесть), при котором все ступени имели приемлемую быстроходность, а низконапорные рабочие колеса обеспечили хорошие газодинамические характеристики.

Оптимизация Кn р применением большего числа ступеней ведет к уменьшению диаметров рабочих колес и к уменьшению всех радиальных размеров проточной части. Поэтому варианты с большим числом ступеней не обязательно тяжелее и дороже. Однако, применению слишком большого числа ступеней препятствует уменьшение жесткости ротора, а рост втулочного отношения негативно влияет на КПД.

Радикальный путь – повышение числа оборотов ротора. Российские и украинские ГТД имеют относительно небольшую скорость вращения силовых турбин. Например, ГТД мощностью 16 мегаватт развивают 5300 об/мин, а некоторые ГТД США развивают 7600 об/мин при мощности 25 мегаватт. Газотурбинные двигатели с такой быстроходностью имели бы скорость вращения 9500 об/мин при мощности 16 МВт, и 12000 об/мин при мощности 10 МВт. Приведенный пример показывает, что повышению скорости вращения силовых турбин большинства современных ГТД нет технических препятствий. С целесообразностью и возможностью этого согласны специалисты - компрессорщики и турбинисты [19].

Повышение быстроходности ГТД сулит существенное повышение технического уровня ЦБН – повышение КПД, улучшение характеристик, уменьшение размеров, массы, материалоемкости и стоимости. В таблице 2 представлены расчеты, иллюстрирующие возможности ЦБН повышенной быстроходности.

Объект анализа – ЦБН с перспективными для ОАО «Газпром» параметрами – мощность, конечное давление, отношение давлений – выборка из данных в работе [6]. Среди большого количества машин выбраны характерные представители линейных и дожимных ЦБН с наибольшими, средними и наименьшими значениями Кn р ЦБН при скорости вращения ротора, характерной для современных российских ГТД: при мощности 6 МВт – 10000 об/мин, 16 МВт – 5300 об/мин, 25 МВт – 4900 об/мин. Отметим, что среди этих трех ГТД силовая турбина 16 МВт – самая тихоходная.
Таблица 2 - Сопоставление основных параметров ЦБН ОАО «Газпром» с перспективными параметрами (конечное давление, отношение давлений) при существующей и оптимальной скорости вращения ротора




Тип

N, кВт



рк, МПа

Кn сущn опт

zmin

nсущ / nопт,

об/мин

D2сущ/D2опт, м

н / Фк)сущ /(Фн / Фк)опт

сущ/опт, %

1

Лин

6000

1.35

5.5

0.364 /

-

2

10000 /

-

0.42 /

-

(0.134/0.120)/

-

85.5/

-

2

Лин

16000

1.35

5.5

0.317 /

-

2

5300 /

-

0.79 /

-

(0.102/0.091)/

-

86.0/

-

3

Лин

25000

1.35

5.5

0.370 /

-

2

4900 /

-

0.85 /

-

(0.138/0.123)/

-

85.5/

-

4

Лин

16000

1.44

7.45

0.220 /

0.283

2

5300 /

6800

0.86 /

0.68

(0.050/0.044)/

(0.075/0.065)

86.0/

87.0

5

Лин

25000

1.44

7.45

0.255 /

-

2

4900 /

5400

0.93 /

0.85

(0.067/0.059)/

(0.075/0.065)

86.0/

87.0

6

Лин

6000

1.7

8.3

0.158 /

0.198

3

10000 /

12560

0.46 /

0.36

(0.048/0.037)/

(0.075/0.058)

85.0/

87.0

7

Лин

16000

1.7

8.3

0.134 /

0.194

3

5300 /

7670

0.86 /

0.60

(0.035/0.027)/

(0.075/0.058)

83.5/

87.0

8

Лин

25000

1.7

8.3

0.159 /

0.199

3

4900 /

6100

0.93 /

0.74

(0.048/0.037)/

(0.075/0.058)

85.0/

87.0

9

Дож

6000

1.44

4.0

0.338 /

-

2

10000 /

-

0.46 /

-

(0.117/0.102)/

-

85/

-

10

Дож

16000

1.44

4.0

0.298 /

-

2

5300 /

-

0.87 /

-

(0.091/0.080)/

-

86/

-

11

Дож

25000

1.44

4.0

0.347 /

-

2

4900 /

-

0.87 /

-

(0.144/0.126)/

-

87/

-

12

Дож

16000

2.2

7.45

0.0704/

0.121

4

5300 /

9100

0.95 /

0.545

(0.023/0.015)/

(0.075/0.049)

73.5/

86.5

13

Дож

16000

3

7.45

0.062 /

0.108

6

5300 /

9250

0.94 /

0.52

(0.022/0.011)/

(0.079/0.040)

70.5/

86.5

14

Дож

16000

5

7.45




8

9400

0.55

0.068/0.025

83.5


Анализ основан на расчетах Методом универсального моделирования при условиях:

- число ступеней у всех вариантов выбирается минимально возможным при
Тр = 0.5 и окружной скорости не более 270 м/с,

- первый вариант в каждой строке рассчитан при скорости вращения существующих ГТД,

- второй вариант в строке рассчитан при скорости вращения, обеспечивающей максимальное значение Кn р опт первой ступени при применении традиционных рабочих колес.

Предметом анализа являются:

- оптимальная скорость вращения,

- диаметры рабочих колес при существующей и перспективной скорости вращения,

- ожидаемые КПД при существующей и перспективной скорости вращения.

КПД рассчитан без учета объемных потерь (утечки в думмисе) и при критериях Рейнольдса, соответствующих условиям работы на газопроводе.

Данные в таблице показывают следующее:

№№ 1 – 3. Линейные нагнетатели 6 – 25 МВт с малым давлением нагнетания и малым отношением давлений имеют высокую быстроходность и даже при существующей скорости вращения требуют применения пространственных рабочих колес.

№№ 4, 5. Линейные нагнетатели 16 и 25 МВт с наиболее распространенными параметрами достаточно эффективны в двухступенчатом исполнении при существующей скорости вращения. Повышение скорости вращения на 10 – 20% влечет пропорциональное уменьшение радиальных размеров и повышение КПД на 1%.

№№ 6 – 8. Линейные нагнетатели 6 – 25 МВт с большим давлением нагнетания и большим отношением давлений требуют минимум трех ступеней. При повышении скорости вращения на 25 – 45% практически в той же пропорции уменьшаются радиальные размеры проточной части (масса и металлоемкость – на 40 – 50%!), КПД растет на 1.5 – 3.5%. Наиболее заметное улучшение у ЦНБ 16 мегаватт, привод которого в настоящее время самый тихоходный.

№№ 9 – 11. Дожимные нагнетатели 6 – 25 МВт с малым давлением нагнетания и малым (для дожимных ЦБН) отношением давлений имеют высокую быстроходность и даже при существующей скорости вращения требуют применения пространственных рабочих колес.

№ 12. Это представитель дожимных нагнетателей с большим отношением давлений и средним давлением нагнетания (результаты анализа ЦБН мощностью 6 и 25 МВт качественно аналогичные). Выбор минимального числа ступеней, достаточного для получения заданного напора при n = 5300 об/мин ведет к снижению КПД из-за малой расходности ступеней. При оптимальном числе оборотов 9100 об/мин диаметры колес меньше на 45%, КПД выше на 14% абсолютных, или на 18% относительных.

№ 13. Это представитель дожимных нагнетателей с наибольшим отношением давлений, реализуемом в настоящее время в одном корпусе (результаты анализа ЦБН мощностью 6 и 25 МВт качественно аналогичные). Выбор минимального числа ступеней, достаточного для получения заданного напора при n = 5300 об/мин ведет к очень большому снижению КПД из-за малой расходности ступеней. При оптимальном числе оборотов 9250 об/мин диаметры колес меньше на 44%, КПД выше на 16% абсолютных, или на 23% относительных.

№ 14. Этот расчет отличается от остальных. Для дожимного ЦБН приняты конечное давление 7.45 МПа и 9500 об/мин при мощности 16 МВт. По опыту проектирования в одном корпусе ЦБН возможно разместить до 8 ступеней, что и принято. Расчет показал, что при повышенной до достижимого ныне предела скорости вращения, в одном корпусе дожимного ЦБН может быть получено отношение давлений  = 5.0 – при вполне приемлемом для такой машины КПД 83.5%.

Выводы по роли безразмерного числа оборотов. Проведенный анализ показал, что силовые турбины современных ГТД Газпрома имеют сравнительно малую быстроходность. Повышение быстроходности привода не встречает технических трудностей, но открывает возможности для существенного повышения технического уровня ЦБН, а именно:

- КПД практически всех типов нагнетателей и сменных проточных частей может достигнуть уровня лучших современных линейных ЦБН,

- одновременно обеспечивается наилучшие «запас по помпажу» и характеристика потребляемой мощности,

- резко улучшаются массогабаритные показатели, что ведет к снижению стоимости машин и улучшению условий эксплуатации.
6. ВЫБОР ТИПА РАБОЧЕГО КОЛЕСА

В современных ЦБН применяются традиционные рабочие колеса с непространственными лопатками и осерадиальные рабочие колеса с лопатками пространственной формы. Типичный вид лопаточных аппаратов обоих типов колес показан на рис.11.

Традиционные радиальные колеса с непространственными лопатками применяются в промышленных центробежных компрессорах с момента их появления в конце 19-го века. Их отличает простота технологии изготовления и минимально возможные осевые размеры. Высокая эффективность ступеней с такими колесами при умеренных Фр объясняет «живучесть» этой традиционной конструкции.

Осерадиальные колеса с пространственными лопатками безусловно необходимы для высокорасходных ступеней. Лопатки таких ступеней при непространственной форме не могут обеспечить хорошие условия обтекания потоком, величина и направление скорости которого сильно изменяются по высоте лопаток.







Рисунок 11 - Лопаточные аппараты рабочих колес ЦБН – представление на дисплее ПК в процессе проектирования Методом универсального моделирования:

слева – радиальное колесо с непространственными лопатками;

справа – осерадиальное колесо с пространственными лопатками


Опыт проектирования модельных ступеней показывает, что при Фр > 0.075 наивысший КПД не может быть обеспечен традиционными рабочими колесами. Пространственные осерадиальные колеса станут особенно актуальными, когда будет повышена скорость вращения силовых турбин ГТД и для линейных ЦБН потребуются высокорасходные ступени.

Кафедра КВХТ накопила значительный опыт разработки высокорасходных ступеней с пространственными осерадиальными колесами еще в 1980-е годы, благодаря сотрудничеству с СКБ-К и НЗЛ. Выяснен ряд вопросов оптимизации проточной части таких ступеней. Разработаны высокорасходные модельные ступени, нашедшие применение в дожимных ЦБН с малым конечным давлением (заказчик – СМПО им. М.В. Фрунзе).

Вместе с тем опыт кафедры КВХТ показал, что применявшаяся ранее «металлургическая» технология изготовления (штампованные лопатки + сварка) не обеспечивает точность формы проточной части и качества поверхности. По экспертной оценке потеря КПД сварно-штампованной конструкции по сравнению с аналогичной по проточной части, но имеющей цельнофрезерованные лопатки, достигает 4%. Сейчас основные производители ЦБН в России и на Украине располагают пятикоординатными станками с ЧПУ для фрезеровки пространственных рабочих колес. Кафедра КВХТ готова снабдить их высококачественными газодинамическими проектами.

Вопрос о том, обеспечат ли пространственные колеса повышение КПД ступеней с умеренными Фр < 0.075 пока остается открытым. Появившиеся в конце 1990-х годов сообщения об исключительно высоком КПД ступеней с такими колесами (90% и более) не нашли подтверждения в реальных конструкциях ЦБН. Представляется вполне ясным, что предлагаемые некоторыми компаниями малорасходные ступени с пространственными осерадиальными колесами не дают преимуществ. Очевидно, что в их вытянутых в меридиональной плоскости межлопаточных каналах потери трения на дисках особенно велики. Сейчас колеса традиционной конструкции могут считаться вполне эффективными при Фр < 0.075.
7. ВЫБОР ТИПА ДИФФУЗОРА

В проточной части большинства ЦБН российских и украинских предприятий используются лопаточные диффузоры. Их достоинство – значительное снижение кинетической энергии потока, выходящего из колеса, при малых радиальных размерах. Чем меньше отношение – замедление потока в диффузоре, тем меньше потери в последующем элементе проточной части – обратно-направляющем аппарате промежуточной ступени или кольцевой сборной камере концевой ступени:

. (20)

В безлопаточном диффузоре замедление потока примерно пропорционально отношению диаметров начала и конца диффузора . В лопаточном диффузоре более значительное замедление потока (меньшие значения ) достигается за счет того, что лопатки более активно уменьшают окружную составляющую скорости. Данные измерений при испытании одной из модельных ступеней кафедры КВХТ на рис.12 иллюстрируют сказанное. Расчетное значение коэффициент расхода ступени соответствует Фр = 0.048, при котором в безлопаточном диффузоре скорость снижается на 28%, а в лопаточном – вдвое*.

Зависимость замедления в лопаточном диффузоре от режима работы по расходу объясняется диффузорностью косого среза на входе на лопатки при положительных углах атаки (Ф < Фр) и его конфузорностью при отрицательных углах атаки (Ф > Фр).

К сожалению, усиление замедления потока при Ф < Фр в безлопаточном диффузоре нельзя рассматривать, как положительный эффект. В этом случае дополнительное снижение скорости происходит из-за более сильного торможения ее окружной составляющей силами трения о стенки при пониженных углах потока в диффузоре. То есть, это уменьшение кинетической энергии идет на преодоление сопротивления движению, а не на повышение давления.

Ряд экспериментальных данных демонстрирует преимущество ступеней с лопаточными диффузорами по максимальному КПД. Обычно считается, что при прочих равных условиях максимальный КПД больше на 2 – 4% при лопаточном диффузоре – по сравнению с вариантом ступени, снабженной безлопаточным диффузором. В тех случаях, когда это имеет место в действительности, более сильное снижение скорости в диффузоре является основной причиной более высокого КПД ступеней с лопаточными диффузорами. Понятно, что роль этого фактора велика, когда велика кинетическая энергия потока за колесом, то есть, у ступеней с повышенными коэффициентами теоретического напора.


Рисунок 12 - Замедление потока в безлопаточном и лопаточном диффузорах – два варианта модельной ступени с D4/D2 = 1.45
Типичный результат представлен на рис.13, где сопоставлены характеристики трех дожимных нагнетателей (сменных проточных частей) мощностью 16 – 18 тысяч киловатт и отношением давлений  = 1.64 – 1.7 при конечном давлении 76, 70 и 61 ата (конкретные параметры ясны из названий СПЧ). За масштаб КПД принято его максимальное значение у СПЧ-18/70-1.7.

1   2   3   4   5   6   7   8   9   10


Учебный материал
© bib.convdocs.org
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации