Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Методы расчета и унишсации проточной части центробешых комщессоров . 12
1.1. Особенности условий работы ступеней холодильных центробежных компрессоров 12
1.2. Методы расчета проточной части центробежных компрессоров и обтекания решеток рабочих колес 19
1.3. Методы унификации проточной части центробежных компрессоров и влияние относительной ширины б2 на основные параметры ступеней 30
1.4. Выводы по главе I, задачи работы 55
Глава 2. Расчетно-теоретический анализ условий работы и основных параметров ступеней холодшбных центробежных компрессоров 58
2.1. Условия работы и требуемые параметры ступеней холодильных центробежных компрессоров 58
2.2. Учет реальности и сжимаемости газа при расчете обтекания решетки рабочего колеса 71
2.3. Влияние переноса покрывного диска на параметры рабочего колеса и ступеней 86
2.4. Выводы по главе 2 108
Глава 3. Экспериментальное исследование влияния переноса покрывного диска на характеристики ступеней 111
3.1. Цели и задачи экспериментального исследования 111
3.2. Выбор объектов исследования и режимов работы 111
3.3. Описание экспериментального стенда 117
3.4. Методика экспериментального исследования и обработки результатов 124
3.5. Анализ погрешностей 134
Глава 4. Результаты экспериментального исследования 141
4.1. Влияние числа Мци относительной ширины проточной части на характеристики ступеней при параллельном переносе покрывного диска 145
4.2. Влияние на характеристики ступени угла наклона покрывного диска 156
4.3. Сопоставление результатов эксперимента с расчетными данными 160
4.4. Выводы по главе 4 . 166
Глава 5. Расчет зерновых холодильных центробевных компрессоров по характеристикам модельных ступеней 168
5.1. Выбор параметров проточной части холодильных центробежных компрессоров на основе характеристик модельных ступеней 170
5.2. Унифицированные проточные части для ряда фреоновых холодильных центробежных комп рессоров 176
5.3. Выводы по главе 5 187
Заключение.. 189
Список литературы 192
Приложение
- Методы расчета проточной части центробежных компрессоров и обтекания решеток рабочих колес
- Учет реальности и сжимаемости газа при расчете обтекания решетки рабочего колеса
- Методика экспериментального исследования и обработки результатов
- Влияние на характеристики ступени угла наклона покрывного диска
Введение к работе
В химической и нефтехимической промышленности, в отраслях, связанных с решением Продовольственной программы, а также при кондиционировании воздуха, широко используется искусственный холод.
Интенсификация холодильного и компрессорного оборудования имеет большое значение для народного хозяйства страны. Развитие холодильной техники в нашей стране ведется в соответствии с решениями ХХУТ съезда КПСС и майского (1982г.) Пленума ЦК КПСС. В одиннадцатой пятилетке выпуск ХМ будет увеличен в 1,17 раза. Для удовлетворения растущей потребности в искусственном холоде все шире применяются ХМ с центробежными компрессорами, которые при большой холодопроизводи-тельности в одном агрегате обладают рядом преимуществ по сравнению с другими типами компрессоров.
%рвый советский фреоновый ХЦК - ТКФ-348 был изготовлен и испытан в составе холодильного турбоагрегата ХШ-3-1-4000 в I960 году на Казанском компрессорном заводе (ШСЗ). К 1967г. было предусмотрено для серийного производства 4 типоразмера фреоновых турбоагрегатов [9б] , а в 1975 г. уже выпускалось 8 типоразмеров машин общепромышленного назначения. ГОСТ 17549-80 [24] предусматривает создание 13 типоразмеров фреоновых ХМ.
Потребность промышленности в расширении номенклатуры ХЦК приводит к необходимости сокращения сроков проектирования, отказа от индивидуального проектирования ХЦК и перехода к типоразмершш рядам с высокой степенью унификации.
В настоящее время на ККЗ внедряется в производство второе поколение ХЦК для машин различного назначения на базе компрессоров ТХМВ-2000 и ТХМВ-4000. Новые компрессоры должны обеспечить более широкий диапазон холодопроизводительностей и повышение эффективности ХМ.
Сжатые сроки, отведенные для разработки и освоения новых машин, потребовали создания проточной части, обеспечивающей заданные параметры компрессоров и позволяющей провести унификацию компрессоров, без изменения технологической базы ККЗ.
Индивидуальное проектирование двухступенчатых фреоновых ХЦК для ХМ в соответствии с ГОСТом потребовало бы разработки 26 рабочих колес, что привело бы к чрезмерному усложнению производства и неприемлемо с технологической точки зрения. В связи с этим возникла задача унификации рабочих колес и проточных частей для вновь разрабатываемого ряда ХМ.
Особенностями ступеней ХЦК является работа при повышенных условных числах Жц - до 1,3 ... 1,4 на средах, термодинамические свойства которых отличаются от свойств идеального газа. Увеличение чисел Ми приводит к снижению эффективности ступеней и к сужению зоны устойчивой работы, что связано с появлением околозвуковых и местных сверхзвуковых течений в межлопаточных каналах РК или диффузора. Кроме того, сжимаемость газа при высоких Мц приводит к значительному изменению расхода через сечения проточной части. Все это требует учета сжимаемости и реальности рабочей среды при проектировании ступеней ХЦК и не позволяет непосредственно использовать существующие для воздушных и газовых ВДМ методики рас-
- II -
чета проточной части и характеристики их ступеней.
Анализ отечественных и зарубежных работ, посвященных вопросам повышения эффективности центробежных ступеней, а также патентный поиск, показывают, что наилучшие результаты могут быть достигнуты за счет повышения эффективности РК. В связи с этим в последнее время начинают все шире применять осерадиальные полуоткрытые РК с пространственным профилированием лопаток.
Однако, изготовление подобных РК связано со значительны ми технологическими трудностями и требует специального станочного оборудования или повышенного профессионального уровня рабочих. Кроме того, при применении полуоткрытых РК в ступенях ХЦК возникают достаточно сложные задачи по обеспечению минимального осевого зазора между колесом и ответной деталью корпуса, по разгрузке осевых усилий, действующих на ротор компрессора, и созданию надежных упорных подшипников, способных воспринимать большие нагрузки.
Анализ технологических возможностей (ККЗ) и путей решения задач, возникающих при применении осерадиальных колес в ХЦК, показал, что создание проточной части для компрессоров разрабатываемых ХМ можно провести в установленные сроки только на базе РК закрытого типа с цилиндрическими лопатками.
Основной целью данной работы является совершенствование методов расчета и проектирования проточной части ступеней ХЦК и разработка унифицированных проточных частей ряда двухступенчатых фреоновых ХЦК.
Методы расчета проточной части центробежных компрессоров и обтекания решеток рабочих колес
Существующие методы теплового и газодинамического расчета центробежных компрессоров можно разделить на два основных вида: аналитический [29,96] , и расчет по характеристикам модельных ступеней [7,41] . Кроме того, в последние годы разработаны для ВДМ математические модели, позволяющие проводить оптимизацию проточной части ступеней [10,16,89] .
Первый метод требует широких сведений об эффективности каждого элемента ступени, базирующихся на статистической обработке результатов экспериментальных исследований. Проектирование ведется для одной расчетной точки из условия оптимального согласования элементов проточной части. Рекомендуемые параметры элементов проточной части часто имеют широкий диа пазон. Поэтому конкретные количественные величины принимаются проектировщиками, исходя из субъективного опыта и расчет проточной части этим методом приводит к недостаточно надежным результатам. Многообразие режимов работы и геометрических параметров ступеней ограничивает возможности использования этого метода, особенно для ХЦК, которые исследованы в значительно меньшей степени, чем воздушные ЦКМ. В связи с этим поэлементный метод расчета может применяться только при отработке и доводке одной ступени, рассматриваемой затем, как модельная.
Расчет центробежных компрессоров по характеристикам модельных ступеней предполагает знание характеристик принятых ступеней компрессора в зависимости от режимов работы. Такой метод расчета позволяет исключить проектирование компрессора в традиционном понимании, заменив его компоновкой из принятых стандартных ступеней. Высокая точность расчета, возможность использования стандартных программ для расчета на ЭВМ и унификации проточной части обеспечили широкое распространение этого метода как у нас в стране так и за рубежом. Однако, этот метод в настоящее время применяется только для расчета воздушных и газовых компрессоров. Применение его для расчета ХЦК требует учета особенностей их работы.
Проектирование центробежных компрессоров по характеристикам ступеней или отдельных элементов проточной части позволяет не только наиболее точно подобрать геометрию проточной части на заданный режим работы компрессора, но и получить его характеристики.
Методика получения характеристики компрессора во многом определяется набором исходных характеристик элементов. Использование исходных данных в виде конкретных характеристик отдельных элементов проточной части (РК, диффузоров, ОНА, поворотных колен, патрубков и т.д.) позволяет рассчитать характеристику вновь создаваемой машины без каких-либо испытаний всего компрессора, то есть задолго до его изготовления. Такой подход позволяет учесть влияние Ми , К\г , согласовать оптимальные режимы работы элементов и получить характеристики ступеней, а затем и всего компрессора в целом. Однако, расчет в этом случае значительно усложняется, и, кроме того, получение необходимого объема исходных характеристик в зависимости от геометрии и режима работы элемента требует огромных затрат. Существующих экспериментальных данных для проведения таких расчетов недостаточно.
Наибольшее влияние на характеристики ступеней при изменении режима работы оказывает степень согласования характеристик РК и диффузора. В ОТИХПе предложена методика синтеза характеристик одноступенчатого компрессора по характеристикам РК и последующих неподвижных элементов, позволяющая провести учет влияния Дц и Ку при условии автомодельности по числу ле и геометрического подобия [7] .
Возможен и другой подход для учета влияния режима работы на синтезируемую характеристику компрессора [95] , (фир-ма"Кларки).С этой целью экспериментально получают суммарные характеристики модельных ступеней, приведенные к безразмерному виду в зависимости от режима работы. Для унифицированных ступеней (см.п. 1.3.) экспериментально определяют совместное влияние изменения режима работы и геометрического параметра, по которому проведена унификация ступеней. Таким образом, необходимо провести достаточно большой объем предварительных экспериментальных исследований, который все-таки значительно меньше, чем при поэлементном подходе.
При расчете характеристики компрессора сначала определяется режим работы 1-й ступени и по характеристикам модельных ступеней определяются с использованием интерполяционных методов ее характеристики в виде зависимостей %0/т,Рлс/Гт( / Используя эти характеристики и свойства сжимаемой среды,определяют параметры на выходе из ступени, которые являются условиями входа в следующую ступень. Затем расчет повторяется для последующих ступеней пока не будут получены параметры газа на выходе из компрессора, что позволяет построить его суммарную характеристику.
Использование характеристик в виде зависимостей поли-тропных параметров от расхода обусловлено меньшей их подверженностью изменениям К при переходе от ступени к ступени и от модельных условий работы к натурным в многоступенчатых компрессорах по сравнению с изоэнтропными параметрами. Однако, использование политропных параметров приводит к усложнению расчетов и возрастанию машинного времени счета при использовании ЭВМ, особенно при учете реальных свойств сжимаемого газа.
Метод получения характеристик компрессора по характеристикам модельных ступеней в виде зависимостей политроп -ных параметров от расхода в настоящее время применяется в СКБК при проектировании воздушных и газовых ЦКМ, работающих при числах Мц 0,9.
Для ХЦК при расчете суммарной характеристики компрессора необходимо учитывать еще влияние цикла ХМ на процесс сжатия и реальность термодинамических свойств хладагентов.
Представляет интерес методика расчета характеристик ХЦК по характеристикам модельных ступеней, предложенная И.М.Калнинем [4Ї] . Однако, представление по этой методике характеристик модельных ступеней в виде зависимостей поли-тропных параметров от %? вызывает при испытаниях модельных ступеней повышенные требования к эксперименту, так как требуется определение не только статического, но и полного давлений за НС, что затрудняет получение большого объема характеристик, необходимых для расчета проточных частей разрабатываемого ряда ХЦК. Кроме того, использование характеристик модельных ступеней в таком виде приводит к необходимости перехода от сечения за РК к сечению входа в ступень, что дополнительно усложняет расчеты.
Во БШИхолодмаше разработана методика расчета суммарных характеристик ХЦК, использующая только суммарные характеристики модельных ступеней по изоэнтропным параметрам [22,84]. Принятое допущение о постоянстве числа Мц по всей характеристике не приводит к значительным погрешностям и позволяет использовать эту методику с достаточной для инженерных расчетов точностью. Расхождение расчетной и действительной характеристик натурного компрессора могут быть оценены путем проведения экспериментального исследования.
Учет реальности и сжимаемости газа при расчете обтекания решетки рабочего колеса
В главе I для анализа течения в решетках РК ступеней ХЦК за основу был выбран метод интегральных уравнений. Решение на ЭВМ системы интегральных уравнений, описывающих течение в РК возможно различными численными методами и реализовано в ряде программ [30,40,68] . При доработке метода расчета обтекания решеток учетом реальных свойств хладагентов и увеличения их плотности при сжатии возможно использование уже созданных и отлаженных программ, однако эти программы должны удовлетворять следующим требованиям: 1. Алгоритм расчета должен предусматривать возможность учета процесса сжатия и реальности хладагента, 2. Для проведения сравнительного анализа программа должна быть проверена на большом количестве решеток. 3. Метод решения системы интегральных уравнений должен обладать высоким быстродействием, что особенно важно при расчете течения реальных газов, расчет термодинамических свойств которых сам го себе занимает много времени. 4. Программа не должна требовать больших затрат времени на подготовку исходных данных и представлять результаты счета в удобной для дальнейших расчетов и анализа форме. Наиболее полно этим требованиям удовлетворяет программа, разработанная применительно к ЕС ЭВМ Смоленским филиалом МЭИ (СФ МЭИ) для расчета обтекания круговых решеток профилей на основе метода особенностей [б8] , которая решает систему интегральных уравнений без нахождения составляющих скорости по координатам, сразу определяя W в каждом сечении. Это позволило значительно сократить время расчета.
С другой стороны, для расчета реального процесса сжатия необходимо знание проекций скорости на радиальное и окружное направление. Таким образом, расчет процесса сжатия целесообразно проводить в меридиональной плоскости на средней линии тока, при этом расчет обтекания лопаток проводится в радиальной плоскости. Для расчета обтекания невязким несжимаемым газом программа СФ МЭИ [бв] реализует решение следующего уравнения для функции тока: которое описывает течение от вихревого источника, расположенного в центре решетки, при замене профилей лопаток РК системами вихрей. у$- и Jfy . Это интегральное уравнение, записанное для каждой точки профиля лопатки, образует систему линейных алгебраических уравнений, которая решается численными методами. В программе приняты следующие зависимости: Функция тока от вихревого источника где X , у - оси координат плоскости, на которую переведено конформным отображением с/х = асу і dy - -—г—г d Vi течение через решетку на осесимметричной поверхности тока fy fya. в течение через прямую решетку; cyt - длина меридиональной проекции линии тока, отсчитанная от выбранного начала координат; су& - длина дуги окружности с центром на оси РК, проходящей через начало координат; /о - расстояние от начала координат до оси РК; ґ((рі) - расстояние от рассматриваемой точки до оси РК; h=(d-y+8) - толщина слоя, в котором располагается решетка профилей РК после конформного отображения; 0,0 - коэффициенты аппроксимации; Ж0 - постоянная интегрирования. функция тока от вихрей, расположенных по контуру лопатки .—, где s - интенсивность точечных вихрей, распределенных по контуру профиля лопатки; Xo,t/Oj п0- соответственно координаты точки расположения одной из особенностей решетки и толщина слоя в этой точке; Лб - элемент длины контура лопатки; t - шаг решетки. где Yj. - плотность вихрей, распределенных внутри профиля. Для определения циркуляции ЛІ/ вокруг единичного профиля использовано уравнение
Такой подход позволяет рассчитать обтекание не только плоскопараллельной решетки, но и решетки в слое переменной толщины h , характеризующем меридиональное сечение каналов РК. Учет известного изменения плотности в этом случае можно проводить путем введения условных высот лопаток, которые приводят к изменению слоя п и тем самым изменяют скорости несжимаемого потока в соответствии с изменением плотности. Учет реальных термодинамических свойств хладагента проведен по средней линии тока и изображен в меридиональной плоскости (рис.2.8), По заданным (г (или 9о ) и геометрии входного участка методом последовательных приближений для реального газа можно определить полные и статические параметры в сечении 0-0. Аналогично работе [55] , но с учетом действительных значений энтальпии, запишем уравнение баланса для сечений 0-0 и 1-І при условии отсутствия потерь полного давления на участке 0-1.
Методика экспериментального исследования и обработки результатов
Экспериментальная проверка, проведенная во ЕНИИхолодма ше на ступенях с десятью РК, отличающимися законом профилирования лопаток, показала, что профилирование по методу ЛПИ приводит к повышению эффективности холодильных ступеней [37, 67]. Поэтому в качестве базового профиля был выбран профиль лопатки колеса ЗД, рассчитанный по методике ЛПИ для воздуха и показавший наибольшую эффективность в области больших расходов и жц 1,0 . Геометрические параметры проточной части РК ЗД представлены на рис.3.1 (колесо $ I).
Как показали проведенные на БІ2 экспериментальные исследования в составе ступени с БЛД Ми= 1,0 (рис.3.2-а) КПД и зона устойчивой работы исходного РК ЗД оказались в значительной мере подверженными влиянию числа Ми. Увеличение числа Мцот 0,8 до 1,15 снизило на оптимальном режиме работы р с 0,805 до 0,725 и коэффициент устойчивой работы К у- ( -" % J/2? с »6 Д 0,128. Однако ступень с этим РК обеспе w,n ОПТ у. чила уровень расходов олт 0,09 при i„„r 0,51 на всех режимах по Жц . Другие исследованные колеса на этих режимах работы имели худшие показатели.
Для обеспечения требуемых параметров ступеней разрабатываемого ряда ХЦК была проведена доводка РК ЗД применительно к условиям работы ХЦК.
Расчеты распределения скоростей в колесе ЗД при различных числах Ми , выполненные как в ЛЕИ [67] так и по разработанной методике (глава 2) показали наличие повышенной диффузорности. При этом с увеличением числа Мц дифузор-ность возрастает. Это являлось причиной возникновения вторичных течений и смещения границы помпажа в область больших значений То при увеличении числа Дц.
В связи с этим для уменьшения диффузорности в межлопаточном канале РК ЗД был увеличен угол наклона покрывного диска У с 14 до 17, что привело к уменьшению ширины на выходе & с 0,06 до 0,05 (рис.3.1 - колесо № 2). Как показал эксперимент (рис,3,2-6), такое колесо на больших расходах менее подвержено влиянию чисел Ми. Так, при том же изменении числа Мц с 0,8 до 1,15 на оптимальном режиме работы Q снижается с 0,8 до 0,745, а коэффициент устойчивой работы Ку с 0,7 до 0,258.
Как показал расчетно-теоретический анализ дальнейшее увеличение угла наклона покрывного диска базового РК с точки зрения принятого метода унификации нецелесообразно, так как при заужении РК необходимо уменьшать угол ( . В связи с этим дальнейшая доводка базовой модельной ступени проводилась путем совершенствования диффузора.
Проведенные во ВНИИхолодмаше [47] исследования по определению оптимальных геометрических параметров диффузоров ступеней ХЦК показали, что наиболее эффективными являются зауженные ( Оз = »8) комбинированные диффузоры, имеющие безлопаточный участок до Ъл - 1,4 D . Для ступени с РК ЗД из рекомендуемого диапазона было выбрано два угла установки лопаток диффузора - 19 и 23 соответственно для работы при высоких и низких значениях числа Мц. Комбинированные диффузоры имели по 37 лопаток, средние линии которых образованы прямыми линиями.
Для получения более полных и достоверных характеристик РК, при экспериментальном исследовании применялся также без лопаточный диффузор с о = 1,0. Для определения параметров потока при выходе из КД необходима характеристика сборной камеры, для нахождения которой проводились испытания ступеней с БІД 6$ = 0,8.
Таким образом, унифицированные РК испытывались с 4-мя диффузорами и имели два покрывных диска, с углом $ - II и 17. Основные геометрические параметры ступеней, а также их маркировка представлены в таблице 3.1. Ступени с индексом "а" имели 1 бт= 0,242, а с индексом "б" - Dem = 0,307.
Из расчета циклов ХМ разрабатываемого ряда (глава 2) в эксперименте было принято четыре режима по Ми - 0,89; 1,03; 1,17 и 1,31.
Влияние на характеристики ступени угла наклона покрывного диска
При изменении угла наклона покрывного диска с ff = 17 до У а ц ширина РК на выходе оставалась постоянной и равной 0,035, а ширина на входе в РК оі изменилась с 0,03601 до 0,02765 м, что соответствует изменению площади входа / с 0,02229 до 0,01687 ыг, то есть уменьшению ее в 1,32 раза. Это обстоятельство привело к смещению характеристик в область меньших расходов, причем характеристики ступени с БЛД (приложение І рис.П.1.9, П.І.ІО, П.І.ІЗ и П.І.І4) сдвинулись влево в большей степени, чем ступени с КД (приложение I рис.П.І.ТІ, П.І.І2, П.І.І5 и П.І.І6). ё) Действительно, оптимальный расход ступени с БІД о3=1,0 (рис.4,5,а) при изменении ft с 17 до II0 снизился Mu = = 0,89 с 0,075 до 0,06 (в 1,25 раза), а при Mu = 1,31- с 0,0715 до 0,055 (в 1,33 раза). Для ступени с ИД d3fl = 19 (рис.4.5,в) при Мц = 0,89 коэффициент расхода 9оапт снизился с 0,045 до 0,043 (в 1,05 раза), а при Mu = 1,31 с 0,06 до 0,055 (в 1,09 раза); для ступени с КД з/і =23 (рис.4.5,г) при Mu = 0,89 - с 0,048 до 0,046 (в 1,04 раза), а при Мц= 1,31 - с 0,066 до 0,057 (в 1,15 раза). Колесо с jf = II0 имеет зауженный вход по сравнению с колесом у = 17, что приводит к запиранию РК при меньших значениях Фо . Уменьшение ft в меньшей степени повлияло на левые ветви характеристик. Таким образом, переход на меньший угол У снизил зону устойчивой работы ступени. Для ступеней с БЛД уменьшение У практически не повлияло на уровень оптимального КПД. Снижение р в отдельных случаях (около 1%) объясняется возрастанием доли 0тр и /Злер в связи с уменьшением расхода.
Поэтому характер кривых для ступеней с БЛД остался тем же самым. Для ступеней с КД на режимах Ж u 1,17 оптимальное значение f zgn остается без изменения, а при Mu = 1,31 снижается на 2,5...3$, что связано как с уменьшением расхода и возрастанием доли потерь от трения и перетеканий при увеличении числа Mu , так и с увеличением газодинамических потерь в РК из-за несоответствия диффузорности каналов при У = II0 режиму работы по Мц. С увеличением Мц правые ветви характеристик проходят круче, что привело к изменению характера зависимости 4 = =J-(MuJw« Оптимальные значения расходов с возрастанием числа Жц сдвигаются вправо, а значения максимальных расходов - влево, что приводит к пересечению характеристик ступени =4-() при различных Ми в области максимальных расходов. Так, для ступени с КД (э/ = 23 характеристики у = U I,03 пересекают характеристики, полученные при более низких значениях Ми , а для ступени с Щ, (3л = = 19 пересечение происходит при более высоких Мц 1,17 (приложение I рис.П.1.15 и П.І.І6). Ступень с БЛД и РК, имеющим / =11, при числах MU I,37 обеспечивает тот же уровень р ог,т , что и ступень с РК % = 17, но при меньших значениях коэффициентов расхода. При уменьшении угла наклона покрывного диска возрастание потерь /3Тр и (bnef3 компенсируется уменьшением газодинамических потерь, так как улучшается соответствие диффузорно-сти РК характеру течения. При высоких жи = 1,31 необходимо иметь больший угол наклона покрывного диска. Это подтверждается тем, что при дальнейшем параллельном переносе покрывного диска с = II0 значения fe nT возрастают при Жц = = 1,31 (рис.4.3,б). Таким образом, уменьшение угла наклона покрывного диска РК у с 17 до II0 позволило получить меньшие расходы при сохранении того же уровня эффективности ступеней.
