CC BY
11УДК 621.6:621.515
DOI: 10.25206/2588-0373-2022-6-2-27-35
КОРРЕКТИРОВКА МЕТОДИКИ ПЕРЕСЧЕТА ГАЗОДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЫСОКОНАПОРНОЙ ЦЕНТРОБЕЖНОЙ КОМПРЕССОРНОЙ СТУПЕНИ ПРИ ИЗМЕНЕНИИ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ РОТОРА
А. Д. Ваняшов
Омский государственный технический университет, Россия, 644050, г. Омск, пр. Мира, 11
В работе приведена предлагаемая скорректированная методика пересчета газодинамических характеристик высоконапорной ступени турбокомпрессора, работающей в области высоких окружных скоростей (условные числа Маха > 0,5), на другие частоты вращения ротора с учетом отклонения от условий кинематического и динамического подобия. Рассмотрены особенности комбинированного регулирования за счет создания закрутки потока пред рабочим колесом и одновременном изменении частоты вращения. Проведен анализ экспериментальных и теоретических результатов.
Ключевые слова: центробежная компрессорная ступень, входной направляющий аппарат, осера-диальное рабочее колесо, газодинамические характеристики, закрутка потока.
I ■
О
IS I >
Ni
OS g о E н
>О z А
■ К p О
is
E о
О
< К
O О
Работа турбокомпрессоров на сеть неизбежно связана с необходимостью согласования газодинамических характеристик (ГДХ) компрессора с характеристикой сети, что решается применением одного или нескольких способов регулирования.
Среди известных способов регулирования режимов работы [1] центробежных компрессоров наиболее эффективным является регулирование изменением числа оборотов ротора [2, 3], далее, по эффективности, следует способ — изменение угла поворота лопаток входного направляющего аппарата (ВНА) с целью изменения закрутки потока перед рабочим колесом (РК).
Сочетание одновременно двух и более способов регулирования, например, изменения числа оборотов ротора и угла поворота лопаток ВНА называется комбинированным регулированием, что позволяет расширить диапазон рабочих режимов компрессора под требуемые параметры газа в сети.
Таким образом, для прогнозирования режимных параметров компрессора в случае того или иного способа регулирования необходимо располагать размерными ГДХ в зависимости от изменения числа оборотов ротора и изменения угла поворота лопаток ВНА в виде:
V = /(ф2, Ми);
V = Ми); n = Ми);
V = 0J; V, = ej; n = Дф^ e)
Р = ш »J; N, = »J; n = f(Q, nj;
Рк = f(Q, eJ
N, = f(Q, ej n = eJ
где Рк — конечное давление газа, Па; N. — внутренняя мощность ступени компрессора, кВт; Г|Л — политропный КПД; поб — число оборотов ротора, об/мин; 0л — угол поворота лопаток ВНА, град.
Указанные зависимости могут быть получены либо экспериментально, либо теоретически.
В дальнейшем, для практических целей и научного анализа, размерные ГДХ приводятся к безразмерному виду согласно алгоритмам (табл. 1). В итоге можно получить аналогичные безразмерные ГДХ в виде:
Теоретический способ получения ГДХ основан на решении задач обтекания решеток профилей РК, течения газа в неподвижных лопаточных и безлопаточных аппаратах методами вычислительной газодинамики с использованием пакетов программ ANSYS CFX, NUMECA FINE/Turbo и др. [4, 5]. Такой способ имеет безусловные перспективы применения и динамично и постоянно развивается в области проектирования турбомашин. Однако для расчёта высоконапорных компрессорных ступеней с осерадиальными рабочими колесами, режимы работы которых характеризуются достаточно высоким уровнем условных чисел Маха (более 0,5...0,6), погрешности расчета методами CFD возрастают и нуждаются в экспериментальном подтверждении [6-8].
Экспериментальный способ получения ГДХ безусловно, более достоверен, но при этом необходимо наличие экспериментальных стендов с возможностями реализации комбинированных способов регулирования. Проведение подобных исследований в широком диапазоне режимов регулирования достаточно трудоемко и также требует финансовых затрат.
Следует заметить, что зачастую экспериментальные исследования центробежных компрессорных ступеней проводятся лишь для одной частоты вращения ротора и без учета влияния закрутки потока перед РК, создаваемой ВНА.
В связи с этим определённую актуальность имеет такой способ прогнозирования вида ГДХ ступени турбокомпрессора:
— получение «базовых» ГДХ вида Рк = f(Q); Ne = f(Q); n, = f(Q) на одной частоте вращения поб = побном без закрутки потока ел= 0°;
— пересчет «базовых» ГДХ на другие условия работы при изменении поб и ел
Таблица 1. Пересчет размерных характеристик в безразмерные Table 1. Conversion of dimensional characteristics into dimensionless ones
Размерный параметр Безразмерный параметр Формулы пересчета
N,, Вт V, м=М1/Ф = Р1МУн К<2 ■ P„)
Рк, Па Ч„ = К/U/o hn = Т] п/7 (/-1)RTH{ (7 к )it - Т)
ло6, об/мин Ми Mo = и2//ШТи = 7tD2 По6/((30 JkRTR)
Q, м3/с Ф2 находится итерационным методом 1. Q — задается; 2. /p2o[l+Q( ■ Ml ■ -/ - 1)]Лп/'/RT ■ Q 3. чо o 2 / - ; 7 D2■ (b2/ Di - ■ /p2 ' 00 2 4. >0r o 1-ЧТ cfgp^2 -■lZ- 'sinP„2, или ЧП o Ч,/ I1 ■ pnp ■ p„„); 5. Qol- ■ ч2 )/- ■ Ч,.
Использование такого подхода к прогнозированию вида ГДХ также является общепринятым, и он широко используется в практике проектирования компрессорных машин и при их эксплуатации [9, 10]. Методики пересчета «базовых» ГДХ на другие условия работы являются достоверными и хорошо согласуются с экспериментом в следующих случаях:
— частоты вращения ротора в безразмерном виде не превышают значения условных чисел Маха 0,6;
— компрессор имеет одну ступень сжатия;
— рабочее колесо ступени закрытого типа с углом выхода лопаток Рл2 < 70
В других случаях существующие методики пересчета ГДХ имеют погрешность, которая возрастает с ростом чисел Маха, количества ступеней, угла выхода лопаток РК [11, 12].
Достоверные методики теоретического пересчета ГДХ турбокомпрессора на другие условия работы необходимо иметь для целей практической реализации математических моделей и алгоритмов регулирования режимов работы компрессора в условиях переменных эксплуатационных параметров, для расчетно-теоретической оценки возможных диапазонов работы на различных режимах при проектировании нового компрессора с использованием характеристик модельных ступеней.
Условия работы турбокомпрессора, на которые необходимо пересчитывать ГДХ, могут быть в общем случае: изменение частоты вращения ротора, изменение угла поворота лопаток ВНА, изменение состава газа, изменение температуры и давления газа на входе в компрессор.
В [12] показано, что для высоконапорных ступеней, работающих в области условных чисел Маха
более 1, при пересчёте ГДХ на другие обороты необходимо вводить поправки к безразмерным коэффициентам напора и расхода, компенсирующие отклонение от кинематического и динамического подобия. В результате, методика пересчета ГДХ на другие частоты вращения может быть скорректирована введением поправочных коэффициентов:
«» = 8(Р2 • Ф2 ; (1)
< = 8чб, • бб ; (2)
Че=8Чр'Чр- (3)
Здесь со штрихрм «'» обоз=ачены параметры, соответствующие той частоте вращения, на которую выполняется пересчёт (или соответствующему этой частоте вращения условному числу Маха).
Проверка данбосо (соложения выполнена на другом объекте исследования, аналогичном [12], но в условиях ра=обы ч бсчее низком диапазоне условных чисел Маха 0,5...0,7. Объектом исследования являлабб ценчроОежная компрессорная ступень, включающая осевой ВНА, полуоткрытое осерадиальное рабобее кблес« (ПО ОРК), осевой лопаточный диффузор (ОЛД) и сборную камеру.
Основные парамесры ПСЮРК ступени [13]: наружный диаметр _02 = 0,173 м; относительная ширина РК на выходе Ь2/Д2 = 0,04; угол выхода лопаток Рл2 = 90°; число лопаоок е2 = 28; вт=лочное отношение Овт/В2 = 0,2775; отношение входного диаметра периферийной части лопаток к наружному диаметру Д1/Д2 = 0,6127. В исходом положении лопатки ВНА повернуты по направлению тасательной к средней линии лопатки от 0 = —5,0 ° до 0В0 = —3,0 °.
Tаблица 2. Значения скоростей вращения ротора Table 2. Values of rotor rotation speeds
№ п/п Обозначение О6ороты ротора, о6/мин Доля относительно частоты 1 Окружная скорость U2, м/с Условное число Маха, Ми
1 ло61 26500 1,000 240,1 0,70
2 Ло62 24624 0,929 223,1 0,65
3 ло63 22800 0,860 206,5 0,60
4 Ло64 20862 0,787 189,0 0,55
5 ло65 18952 0,715 171,7 0,5
<-> > «¡О
о 35
Ei < <
m >
Чо
< <
1,40 1,35 1,30 1,25 1Д0 1,15 1.10
9-+15" * 26500 06/М1Ш ♦ 24624 об/мин • 22800 об/мин ■ 20862 об/мин
;к 18952 об/мин ^ч \
V \
11,0 13,0 15,0 17,0
О,,. M'.'MHH
3,0 5,0 7,0 9,0 11,0 13,0 15,0 17,0 19,0 Q„ м3/шш а) положение лопаток ВНА в сторону вращения на 8 = +15°
Q». м^/ннн
б) положение лопаток ВНА в сторону вращения на 8 = +75°
I ■
О
IIS
I В
il
OS О О E н T х
>О z А
■ К p О
is
E о
О
< К
O О
1,10 1,05
п^2б500 об/шш
1 И '»"Tl! nf, "J 1
•0=0° »9—1-15 \ \ îw ^
■ 0=+ЗО ♦ е=+45 * IJ- 60 «0-+75 \ г \
10,0 12,0 14,0 16,0 18,0 20,0
QH, м mit
71ла=1К952 об/шш
re ir".r:,iT
•9=0°
»В-+15° \ \
■ е=+зо°
♦S=+45° ть тЬ
*S=+60a %
8=+75°
10,0 12,0
QH, м3/мин
в) частота вращения n = 26500 об/мин
г) частота вращения n б = 18952 об/мин
Рис. 1. Газодинамические характеристики центробежной ступени Fig. 1. Gas-dynamic characteristics of the centrifugal stage
a) position of the inlet guide vanes in the direction of rotation by an angle 8 =+15°
b) position of the inlet guide vanes in the direction of rotation by an angle 8л=+75°
v) rotation speed 26500 rpm g) rotation speed 18952 rpm
Рис. 2. Результаты приведения размерных ГДХ центробежной компрессорной ступени к безразмерному виду Fig. 2. The results of the recalculation of the dimensional gas-dynamic characteristics of the centrifugal compressor stage into a dimensionless form
Проведена серия экспериментальных иссле22ова-ний в диапазоне частот вращения на быстроходном валу ЦК (табл. 2). Снятие газодинамических хер ак-теристик компрессорной ступени произвочилось дросселированием на нагнетании от полностью открытого положения дроссельной задвижки дх пеех-жения, при котором начинали появляться при 2 ак 2 помпажа (характерный звук и появление пулчса==й давления и расхода). При обработке экспериментальных данных, точки, соответствующие ба==бе компрессора в зоне помпажа, исключены.
Для каждой из 5-ти частот вращения от 26СС0 об/мин (Ми = 0,7) до 18952 об/мин (Ми = 0,5) с шагом через 0,5 Ми были выполнены исследовании е=я 9-ти положений лопаток ВНА: 0л = 0°, +15°, +30°, + 45°, +60°, +75°, -15°, -30°, - 45°.
Числа оборотов ротора и соответствующие им окружные скорости (и2 = к02поб/60) и условные числа Маха (Ми=(кЯТн)0'5) сведены в табл. 2.
На рис. 1 представлены экспериментальные размерные ГДХ: зависимости отношения отасс-ческих давлений кк = Рк/Рн и потребляемой мощности N от объемной производительности О. На рис. 1а показаны ГДХ ступени в диапазон * оборотов ротора, указанном в табл. 1, с углом закрутки лопаток ВНА в сторону вращения РК 0л= + 15°, а на рис. 1б для 0 =+75°. На рис. 1в, г представссны
ГДХ ступени в диапазоне положительных закруток от 0л = 0° до 0л=+75 ° для максимальных оборотов 26500 об/мин (Ми=0,7) и минимальных оборотов 18952 об/мин (Ми= 0,5).
Результаты приведения размерных ГДХ к безразмерному виду представлены на рис. 2. Безразмерные ГДХ получены в виде зависимостей коэффициентов мощности у., политропного КПД Г|п, коэффициента политропного напора уп от коэффициента расхода ф2 и условного числа Маха Ми для различных углов поворота лопаток ВНА 0 : у. =
= í(ф2, Ми), П„ = ^ Ми), у = ^ Ми).
Анализ полученных безразмерных ГДХ показал, что в исследованном диапазоне частот вращения условия автомодельности по условным числам Маха очень хорошо выполняются для зависимости уп = = /(ф2, Ми), а для зависимостей у = Дф2, Ми) имеются расхождения до 8 %, что, вероятно, связано с неточностью измерения перепада температур в ступени. Расхождение в значениях коэффициента внутреннего напора для различных условных чисел Маха сказывается и на расхождении в значениях политропного КПД.
Анализ зависимости у. = /(ф2, Ми) показывает наличие точки перегиба характеристик, т. е. переход от пологой части к вертикальному участку. Точка перехода к вертикальному участку называется границей «запирания» ступени компрессора, т. е. режим максимальной производительности, при котором изменение положения дроссельной задвижки на нагнетании не приводит к изменению производительности.
Классическая методика пересчета или моделирование ГДХ на другие частоты вращения ротора основана на теории подобия, которая базируется на выполнении условий геометрического, клнема-тического и динамхческого «одобия.
Пересчет ГДХ та другие частоты вращения рз-тора автоматичесои обзопечовает геометрическое подобие, а выполнение кинематического и ¿щнама-ческого подобия счодст«ч ]с чыполхению равенства безразмерных коэффицоенсоа расхода «2 с «»» и теорстсчаркохо насо»»а -»г = о3 М5» сеодстеен-ных точек ра ГДХ [ 1, 2].
Прс всшолнении условна aстoмтдслтности по условным числам Рейн«ль=се с Меоа (Яо»>54О5 и Моче,ч...3 ,ч) косффириенхы т-хлесоогс оействия татже будут одинаковы чп = ч'п ■ Быдyт одана косыми -с «ооффицоенеы с»боcисeленыx сотерь в зазоре между лопатками рабочего солеос и корпнсом С» = С =
Согласно определению, коэс^с|оициб»нс мощно -сти м,- = оо •( , оогдо о* = М . Т.к. ч»о = ы„ , _а коэффициент политропного оапсрч МП = чп • М,- ,
* *
то оч = ос .
Равесство коэффициентов расхода «ы = «'2 , т. е. подобие треугольникоч сооростейна сходственных режомах приоодит к изсестномусоотношению для определения прооз ведотелхности
Q=Q' .^n.ibil. , n' k'
(4)
где кг 2 = =н/ о2 = л- 2/ Лн — коэфф ицое нтизменения удельного объема (плотности) в сечении на входе вкомпрессорную ступень и на выходеиз РК.
Из равенства коефКпциентов политропного напора следует формула для расчетаотношения дав-ленийпри изменении частоты вращения
1 +
■¥] -к'17e-1)
(5)
где о = т/(л _ 1) — число политропьг сжатия.
Коэффициент изменения плотности может быть определен чере= гезразмерные параметры
kr3=[l + (k - 1)-Q • MU J"-1,
(6)
где О — коэфф ициент реакции.
В качестве «базовой» выбрана максимальная частота вращ е=ия (поб = 26500 о б/мин; М;=0,7), на которой достигнут максимальный уровень поли-тропного (изоэнтропного) КПД. Относительно «базовой» выпалняеася пиапсчат ГДХ на другие частоты вращения.
Результаты пересчета ОДХ относительно «базовой» частоты вращения по формулам (4) — (6) представлены нл р=рс. 3 лля углов установки лопаток ВНА перед ПООРК 0л = +15° и 0л=+75°.
На рис. 3 салмелтно с пересчитанными ГДХ на другие обороты (пунктирные линии) нанесены экспериментальные ГДХ (сплошные линии) для тех же оборотов. Анализ полученных результатов показывает, что имеет место расхождение в форме кривых в правой части характеристики (в области больших расходов), причем расхождение увеличивается пропорциона=ьно отношению оборотов (отношению условных чисел Маха). Кроме того, заметно различие п п=лпжении границы устойчивой работы (границы помпажа), которое также возрастает пропорционально лтношению оборотов (отношению Ми'/Ми). Причем характер различия изменения левой и врав вй границ характеристик в зависимости от чи сла о бор о=ов разный. Экспериментально полученная левая граница (граница помпажа) при снижен=м оборотов сдвигается влево, т. е. в сторону меньших расходов по сравнению с теоретически полумен=ой границей при пересчете ГДХ. Экспериментально полученная правая граница характеристики (м а=симамь ный расход), наоборот, смещается правее, чем полученная при теоретическом пересчете.
Максимальная погрешность в определении границы помпажа д=я минимольных оборотов (Ми'/Ми = 0,7) составила 6н % °лв угла поворота лопаток; ВНА 0л=+15° и 75 % для 0л=+75°. Значение максимально0 производительности (правой крайней точки на ГДХ) определено с погрешно стью от 4 до 6 % в зависим ости от нгла пово а/ ота лопаток ВНА.
Расхождение между экспериментальными и пересчитанными з=ач ениями полезного напора (отношение давлений) практически отсутствует, в связи с чем отсутствует нробходимость авлдения поправочного коэффициента к коэффициенту по-литропного напора а. .
Анализ влияния угла поворота лопаток ВНА на смещение границы помпажа при снижении числа оборотов не позволил установить корреляционной связи (рис. 4). Тем не менее очевидно, что прослеживается связь изменения границы помпажа с изменением числаоборотов (отношения Ми'/Ми).
Для решения задачи по корректировке вида напорной характеристики ступени, при ее пересчете, необходимо выполнить ее трансформацию так, чтобы левая часть была смещена левее, а правая часть —
10,0 12,0 б)
Рис. 3. Результаты пересчета ГДХ центробежной компрессорной ступени на другие числа оборотов по «классической» методике Fig. 3. The results of the recalculation of the gas dynamic characteristics of the centrifugal compressor stage to other revolutions according to the «classical» method
Рис. 4. Зависимость изменения границы помпажа центробежной компрессорной ступени при изменении числа оборотов ротора и угла поворота лопаток ВНА Fig. 4. Dependence of the change in the boundary of the surge
of the centrifugal compressor stage with a change in the number of rotations of the rotor and the angle of rotation of the blades of the input guide device
правее. Предложена гипотеза, согласно которой за точку, относительно которой необходимо выполнить трансформацию вида характеристики, выбрана точка перегиба зависимости у = /(ф2, М;), соответствующая коэффициенту расхода при переходе к режиму «запирания», т.е. к вертикальному участку зависимости, обозначив ее ф2ос.
В результате получена зависимость поправочного коэффициента к коэффициенту расхода в виде:
о
а)
nK Граница помпажа
1,35 (эксперимент)
1,30 \ У7 Граница помпаж^г / w
1,25 (пересчет) / * \ / /
1,20 / /
А 26500 об/мин
1,15 ♦ 24624 об/мин
• 22800 об/мин ■20862 об/мин ж 18652 об/мин
1,10 24624 об/мин(пересчет)
° 22800 об/мин(пересчет) ° 20862 об/мин(пересчет)
1,05 * 18952 об/мин(пересчет)
Макс.расход —(эксперимент)
18,0 20,0 QH, М3/МИН
а)
1,34 1,30 1,26 1,22 1,18 1,14 1,10 1,06 1,02
Граница помпажа (эксперимент)
Граница помпа» (пересчет)
а 26500 об/мин
♦ 24624 об/мин
• 22800 об/мин ■ 20862 об/мин ж 18952 об/мин
24624 об/мин(пересчет) ° 22800 об/мин(пересчет) ° 20862 об/мин(пересчет) ж 18952об/мин(пересчет)
QH, м3/мин
б)
Рис. 5. РезультатыпересчетаГДХ центробежной компрессорной ступени на другие числа оборотов по «уточнённой»методике Fig. 5. The resultsoftherecalculation of the gas dynamic characteristics of the centrifugal compressor stage to other revolutions according to the «refined» method
Снижение КПД, определенного через электрическую мощность относительно КГ.« на максимальной частоте вращения (М = 0,7),
< = 8Пл • Чп(Ми =0,7)
(10)
На рис. 5 показаны результаты теоретического пересчета ГДХ относительно «базовой» частоты вращения (пунктирные линии), совмещенные с экспериментально полученными ГДХ (сплошные линии) для углов поворота лопаток ВНА 0л=+15° и 0 =+75°.
л
Для наглядности анализа изменения положения границы помпажа и границы максимального расхода крайние точки на ГДХ (рис. 5) соединены линиями. По сравнению с результатами, приведенными на рис. 3 с использованием классической методики пересчета ГДХ, очевидно лучшее совпадение рассчитанной границ помпажа и максимального расхода по предложенной скорректированной методике с экспериментальными данными.
Применение предложенной уточненной методики позволило повысить точность пересчёта ГДХ центробежной компрессорной ступени в рассматриваемом диапазоне изменения чисел оборотов ротора для всего диапазона углов поворота лопаток ВНА. Максимальная погрешность в определении границы помпажа составила 10 % для угла поворота лопаток ВНА 0л=+15° и 20 % для 0Л=+75 Значение максимальной производительности (правой крайней точки на ГДХ) вычисляется с погрешностью не более 1.3 %.
Предложенная корректировка «классической» методики пересчёта ГДХ справедлива для центробежных компрессорных ступеней с полуоткрытыми рабочими колесами в диапазоне условных чисел Маха от 0,7 до 0,5.
Список источников
8ф2 =
Ф1
(1-MU/Ми)
(7)
Анализ безразмерные характеристик коэффициентов внутреннего каеора а политропного КПД показал тенденцию с снижению КПД и росту внутреннего напора пре снисенил оЛоротов (условных чисел Маха). Для корректеровки КПД при пересчете ГДХ предложхна оледующая зависимость:
= i - k
i -
М7
М
U(0,7)
(8)
где кп — опытный коэрфициент, который по результатам обработки эксперимзхта реккмендован в диапазоне к = 0,6.0,8.
Таким образом = испотчзовав полученные поправочные коэффициенты, мыыыкно оьаполнить пересчет ГДХ относительно сбазокой» частоты вращения ротора на другие частоты] на которых получены экспериментальные ГДХ.
В этом случае формула (1» п реобразуется к виду
п' к'
Q' = Q • ^ . ^ 8ф
(9)
1. Ден Г. Н. Проектирование проточной части центро6еж-ных компрессоров. Ленинград: Машиностроение, 1980. 232 с.
2. Рис В. Ф. Регулирование электроприводных нагнетателей природного газа // Энергомашиностроение. 1983. № 9. С. 23-26.
3. Евдокимов В. Е. Оптимальный спосо6 регулирования компрессоров о6щего назначения // Энергетическое машиностроение. Экспресс-информация. Москва: НИИЭинформ-энергомаш, 1980. Вып. 1. С. 1-4.
4. Лю6имов А. Н., Неверов В. В., Чеглаков И. В. Разра6от-ка проточной части и испытания воздушного центро6ежного нагнетателя с полуоткрытыми осерадиальными ра6очими колесами // Компрессоры и компрессорное о6орудование: тр. 21-го Междунар. симп. им. К. П. Селезнёва. Санкт-Петер6ург: Изд-во Политехн. ун-та, 2019. С. 17-26.
5. Rekstin A. F., Drozdov A. A., Solovyeva O. A., Galer-kin Y. B. Two mathematical models centrifugal compressor stage vaneless diffuser comparison // AIP Conf. Proc. 2018. Vol. 2007. 030035-1-030035-12. DOI: 10.1063/1.5051896.
6. Trebinjac I., Kulisa P., Bulot N. [et al.]. Effect of Unsteadiness on the Performance of a Transonic Centrifugal Compressor Stage // Journal of Turbomachinery. 2009. Vol. 131 (4). 041011. DOI: 10.1115/1.3070575.
7. Mangani L., Casartelli E., Mauri S. Assessment of Various Turbulence Models in a High Pressure Ratio Centrifugal Compressor With an Object Oriented CFD Code // Journal of Turbomachinery. 2012. Vol. 134 (6). 061033. DOI: 10.1115/1.4006310.
8. Karabanova V. V., Vanyashov A. D., Yusha V. L. Results of CFD Calculations Verification of High Pressure Centrifugal
Compressor Stage with Inlet Guide Vanes // AIP Conference Proceedings. 2020. Vol. 2285. 030052. P. 030052-1-030052-10. DOI: 10.1063/5.0029656.
9. Рис В. Ф. Центробежные компрессорные машины. Ленинград: Машиностроение, 1981. 351 с.
10. ПР 51-31323949-43-99. Методические указания по проведению теплотехнических и газодинамических расчетов при испытаниях газотурбинных газоперекачивающих агрегатов. Москва: ООО ВНИИГАЗ, 1999. 26 с.
11. Ваняшов А. Д. Применение методов пересчета газодинамических характеристик многоступенчатых и многосекционных турбокомпрессоров на другие условия работы в различных технологических установках // Омский научный вестник. Сер. Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2018. Т. 2, № 1. С. 42-52. DOI: 10.25206/2588-03732018-2-1-42-52.
12. Ваняшов А. Д., Юша В. Л., Грехнёв А. В., Васильев В. К. Особенности пересчета газодинамических характеристик высоконапорной ступени турбокомпрессора при изменении частоты вращения // Компрессорная техника и пневматика. 2013. № 6. С. 34-39.
13. Vanyashov A., Karabanova V., Yusha V., Nedovenchaniy A., Nefedov A. Analysis of the Results of Experimental Studies of a Centrifugal Compressor with an Inlet Guide Vane // AIP
Conference Proceedings. 2021. Vol. 2412. 030037. P. 030037-1030037-6. DOI: 10.1063/5.0075863.
ВАНЯШОВ Александр Дмитриевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Холодильная и компрессорная техника и технология» Омского государственного технического университета, г. Омск.
SPIN-код: 1103-5921 AuthorID (РИНЦ): 285096 AuthorID (SCOPUS): 8300390600 Адрес для переписки: [email protected]
Для цитирования
Ваняшов А. Д. Корректировка методики пересчета газодинамических характеристик высоконапорной центробежной компрессорной ступени при изменении частоты вращения ротора // Омский научный вестник. Сер. Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2022. Т. 6, № 2. С. 27-35. DOI: 10.25206/2588-0373-2022-6-2-27-35.
Статья поступила в редакцию 03.03.2022 г. © А. Д. Ваняшов
О
lis I >
N1
OS О О E н T х >0 z А
■ К р О
wh
E о
О
< К
O О
UDC 621.6:621.515
DOI: 10.25206/2588-0373-2022-6-2-27-35
CORRECTION OF PROCEDURE FOR CONVERSION OF GAS-DYNAMIC CHARACTERISTICS OF HIGH-PRESSURE CENTRIFUGAL COMPRESSOR STAGE IN CASE OF FREQUENCY
CHANGE ROTOR ROTATION
A. D. Vanyashov
Omsk State Technical University, Russia, Omsk, Mira Ave., 11, 644050
The proposed corrected method of conversion of gas-dynamic characteristics of high-pressure stage of turbocharger operating in the area of high circumferential speeds (conditional Mach numbers > 0,5) to other rotor speeds is given in the work, taking into account deviation from kinematic and dynamic similarity conditions. The method of combined control due to creation of swirling of flow in front of impeller and simultaneous change of rotation speed is considered. Analysis of experimental and theoretical results is done.
Keywords: centrifugal compressor stage, inlet guide device, axial-radial impeller, gasodynamic performances, whirl of flow.
References
1. Den G. N. Proyektirovaniye protochnoy chasti tsentrobezhnykh kompressorov [Design of the flow path of centrifugal compressors]. Leningrad, 1980. 232 p. (In Russ.).
2. Ris V. F. Regulirovaniye elektroprivodnykh nagnetateley prirodnogo gaza [Control of electric natural gas blowers] // Energomashinostroyeniye. Energomashinostroyeniye. 1983. No. 9. P. 23-26. (In Russ.).
3. Evdokimov V. E. Optimal'nyy sposob regulirovaniya kompressorov obshchego naznacheniya [The best way to regulate general purpose compressor] // Energeticheskoye mashinostroyeniye. Ekspress-informatsiya. Energeticheskoye Mashinostroyeniye. Ekspress-informatsiya. Moscow, 1980. Issue 1. P. 1-4. (In Russ.).
4. Lyubimov A. N., Neverov V. V., Cheglakov I. V. Razrabotka protochnoy chasti i ispytaniya vozdushnogo tsentrobezhnogo nagnetatelya s poluotkrytymi oseradial'nymi rabochimi kolesami [Development of the flow path and testing of an air centrifugal supercharger with semi-open axial radial impellers] // Kompressory i kompressornoye oborudovaniye. Compressors and Compressor Equipment. St. Peterburg, 2019. P. 17-26. (In Russ.).
5. Rekstin A. F., Drozdov A. A., Solovyeva O. A., Galer-kin Y. B. Two mathematical models centrifugal compressor stage vaneless diffuser comparison // AIP Conf. Proc. 2018. Vol. 2007. 030035-1-030035-12. DOI: 10.1063/1.5051896. (In Engl.).
6. Trebinjac I., Kulisa P., Bulot N. [et al.]. Effect of Unsteadiness on the Performance of a Transonic Centrifugal Compressor Stage // Journal of Turbomachinery. 2009. Vol. 131 (4). 041011. DOI: 10.1115/1.3070575. (In Engl.).
7. Mangani L., Casartelli E., Mauri S. Assessment of Various Turbulence Models in a High Pressure Ratio Centrifugal Compressor With an Object Oriented CFD Code // Journal of Turbomachinery. 2012. Vol. 134 (6). 061033. DOI: 10.1115/1.4006310. (In Engl.).
8. Karabanova V. V., Vanyashov A. D., Yusha V. L. Results of CFD Calculations Verification of High Pressure Centrifugal Compressor Stage with Inlet Guide Vanes // AIP Conference Proceedings. 2020. Vol. 2285. 030052. P. 030052-1-030052-10. DOI: 10.1063/5.0029656. (In Engl.).
9. Ris V. F. Tsentrobezhnyye kompressornyye mashiny [Centrifugal compressor machines]. Leningrad, 1981. 351 p. (In Russ.).
10. PR 51-31323949-43-99. Metodicheskiye ukazaniya po provedeniyu teplotekhnicheskikh i gazodinamicheskikh raschetov pri ispytaniyakh gazoturbinnykh gazoperekachivayushchikh agregatov [PR 51-31323949-43-99. Guidelines for conducting heat engineering and gas-dynamic calculations during testing of gas turbine gas compressor units]. Moscow, 1999. 26 p. (In Russ.).
11. Vanyashov A. D. Primeneniye metodov perescheta gazodinamicheskikh kharakteristik mnogostupenchatykh i mnogosektsionnykh turbokompressorov na drugiye usloviya raboty v razlichnykh tekhnologicheskikh ustanovkakh [Application of methods of recalculation of gasdynamic characteristics of multi-staged and multisection turbocompressors on other conditions of work in various technological installations] // Omskiy nauchnyy vestnik. Ser. Aviatsionno-raketnoye i energeticheskoye mashinostroyeniye. Omsk Scientific Bulletin. Series AviationRocket and Power Engineering. 2018. Vol. 2, no. 1. P. 42-52. DOI: 10.25206/2588-0373-2018-2-1-42-52. (In Russ.).
12. Vanyashov A. D., Yusha V. L., Grekhnev A. V., Vasil'yev V. K. Osobennosti perescheta gazodinamicheskikh kharakteristik vysokonapornoy stupeni turbokompressora pri izmenenii chastoty vrashcheniya [Features of recalculation gas dynamic characteristics of the high-pressure stage of the turbocompressor at change of frequency of rotation of the rotor] // Kompressornaya tekhnika i pnevmatika. Compressor Technology and Pneumatics. 2013. No. 6. P. 34-39. (In Russ.).
13. Vanyashov A., Karabanova V., Yusha V., Nedovencha-niy A., Nefedov A. Analysis of the Results of Experimental Studies of a Centrifugal Compressor with an Inlet Guide Vane // AIP Conference Proceedings. 2021. Vol. 2412. 030037. P. 030037-1030037-6. DOI: 10.1063/5.0075863. (In Engl.).
VANYASHOV Aleksandr Dmitriyevich, Candidate of Technical Sciences, Associate Professor of Refrigeration and Compressor Equipment and Technology Department, Omsk State Technical University, Omsk. SPIN-code: 1103-5921
AuthorlD (RSCI): 285096 AuthorlD (SCOPUS): 8300390600 Correspondence address: [email protected]
compressor stage in case of frequency change rotor rotation // Omsk Scientific Bulletin. Series Aviation Rocket and Power Engineering. 2022. Vol. 6, no. 2. P. 27-35. DOI: 10.25206/25880373-2022-6-2-27-35.
For citations
Vanyashov A. D. Correction of procedure for conversion Received March °3, 2°22. of gas-dynamic characteristics of high-pressure centrifugal © A D. Vanyash°v
I ■
О
IS I >
Ni
OS О О E н T x >0 z А
■ К p О
is
E о
О
< К
O О
