CC BY
50
УДК 621.515
Перспективы применения осерадиальных колес во фреоновых холодильных центробежных компрессорах
Канд. техн. наук В. А. КОРОТКОВ1, канд. техн. наук Ю. В. ТАТАРЕНКО2 1malishev.zav.kaf@irbt-itmo.ru, 21ауГа;@тай.т
Университет ИТМО 191002, Санкт-Петербург, ул. Ломоносова, 9
Проведен анализ эффективной работы ступени холодильного центробежного компрессора (ХЦК) с рабочими колесами двух типов: радиального и осерадиального. Вследствие запирания входных сечений радиальных колес, уменьшается зона эффективной работы ступени ХЦКМ, также начинает уменьшаться к.п.д. Проанализированы характеристики транспортных центробежных компрессоров с осерадиальными колесами. Приведены результаты физического эксперимента концевой хладоновой ступени с осерадиальным рабочим колесом. Приводятся геометрические параметры исследуемого осерадиального рабочего колеса. Также в составе концевой ступени было проведено исследование лопаточного диффузора, геометрические параметры которого также приведены в тексте статьи. В результате физического эксперимента получены газодинамические характеристики ХЦКМ с осерадиальным колесом. Рассматривается характеристика полной удельной работы ступени, которая подтверждает, что в исследованном диапазоне производительностей нет признаков запирания исследуемого осерадиального рабочего колеса. После анализа характеристик следует, что наибольший к.п.д. исследуемой концевой ступени 0,8 соответствует числу Маха 1,0 при отношении давлений 2,2. Произведен расчет и анализ условного коэффициента расхода при изменении чисел Маха от 0,8 до 1,5. Приводятся рекомендации области применения исследованной модельной ступени для нескольких типоразмеров осерадиальных колес. Ключевые слова: исследование, центробежная компрессорная ступень, рабочее колесо, диффузор, характеристики, холодопроизводительность.
The use of axial-radial impellers in halocarbon refrigeration centrifugal compressors
Ph. D. V. A. KOROTKOV1, Ph. D. Yu. V. TATARENKO2
1malishev.zav.kaf@irbt-itmo.ru, 2lavrtat@maiLru
ITMO University 191002, Russia, St. Petersburg, Lomonosov str., 9
The article analyses effective work of refrigeration centrifugal compressor stage with radial and axial-radial impellers. Due to blockage of radial impeller inlets effective work area of refrigeration centrifugal compressor stage decreases, coefficient of performance decreasing also. Transport centrifugal compressors with axial-radial impellers are analyzed in terms of refrigerant stream characteristic and losses. Experimental results for halocarbon end stage with axial-radial impeller are given. Geometric parameters of the axial-radial impeller in question are given. Vaned diffuser is also analyzed as a part of end compressor stage, its geometric parameters being given in the article. Gas-dynamic characteristics for refrigeration centrifugal compressor with axial-radial impeller are obtained experimentally. Characteristics for full specific work of the stage prove the absence of axial-radial impeller blockage signs in performance range being analyzed. Analysis of the characteristics proves that maximum coefficient ofperformancefor the end stage in question is 0.8 is for M =1.0 at n* =2.2. Conditional discharge coefficient is calculated and analyzed when M changes from 0.8 to 1.5. Application domain of model stage in question for different sizes of axial-radial impellers is recommended.
Keywords: research, centrifugal compressor stage, impeller, diffuser, characteristics, cooling capacity.
Для фреоновых холодильных центробежных компрессорных машин характерно применение рабочих колес радиального типа с выходными лопаточными углами Р2 л < 45о ^ 60о. Область эффективной работы таких колес ограничивается условными числами Маха М = 1,0 ^ 1,2, причем большим значениям относительной ширины ¿2 соответствуют меньшие величины М [1]. Это связано с особенностью геометрии входных сечений межлопаточных каналов, площадь которых у радиальных
колес ограничена конструктивными соображениями [2, 3]. При таких значениям М , отношение давлений в ступени с колесами радиального типа невелико, что заставляет выполнять фреоновые холодильные компрессорные машины двух и трехступенчатыми. Это приводит к увеличению массы и габаритов холодильных центробежных компрессорных машин (ХЦКМ) и, кроме того, снижает эффективность регулирования производительности с помощью входного регулиру-
ющего аппарата (ВРА), который обычно расположен перед первой ступенью.
Низкие скорости звука во фреонах позволяют ХЦКМ работать при значительно более высоких М , однако даже небольшое увеличение М до 1,3 ^ 1,4 обычно вызывает уменьшение к.п.д. и зоны эффективной работы ступеней с радиальными колесами, как правило, вследствие запирания входных сечений колес.
Работы по повышению эффективности работы радиальных колес при высоких М показали, что при увеличении М до 1,3 можно незначительно улучшить к.п.д. ступени за счет специального профилирования входных кромок лопаток. Однако, отношение давлений в таких ступенях все же остается недостаточным для одноступенчатой холодильной машины.
В то же время, в транспортных центробежных компрессорах широко применяются осерадиальные колеса. Они имеют осевой вращающийся направляющий аппарат, площадь проходного сечения которого, путем специального профилирования, может быть выполнена значительно большей, чем у колес радиального типа. В осерадиальных колесах поворот потока из осевого направления в радиальное происходит в межлопаточных каналах [4-6]. Вследствие этого он лучше организован, чем в радиальных колесах, и сопровождается меньшими потерями. Поэтому транспортные ступени с осеради-альными колесами способны эффективно работать при Мм У-1,3 [7], обеспечивая отношение давлений до 2,8^5 при значениях изоэнтропного к.п.д. порядка 0,75^0,81.
Так, центробежные компрессоры агрегатов наддува, применяемые в отечественных турбопоршневых двигателях, имеют эффективные высоконапорные ступени с осерадиальными колесами. Например, компрессор турбонагнетателя ТК-40 имеет отношение давлений п* = 2,9 при изоэнтропном к.п.д. п = 0,76 [6]. Компрессор турбонагнетателя ТКР-11В при таком же п* имеет П = 0,75 [7].
Хорошими показателями отличаются ступени с осерадиальными колесами, применяемые в транспортных газотурбинных двигателях (ГТД) малой мощности. Ступень центробежного компрессора ГТД "Крейслер 120" [9] имеет отношение давления п*к = 4,5 при изоэнтропном к.п.д. п = 0,78. Ступень компрессора ГТД "Боинг" при п* = 5 имеет к.п.д. п = 0,75. Увеличение п* до 6 приводит к снижению к.п.д. всего на 1% до 0,74. Ступень компрессора ГТД "Турмо-11" фирмы "Турбомека" имеет п*к = 4,2 при п = 0,8.
Сопоставление ступеней, имеющих разные п* по энергетической эффективности правильнее производить, используя политропный к.п.д., зависящий только от показателя политропы сжатия. Связь между политроп-ным и изоэнтропным к.п.д. представлена выражением
к-\, к
Таблица 1
-1пя„
Лпол :
1п
к-1
- + 1
* п к пг Лпол * п к пг Лпол
2,9 0,75 0,784 4,5 0,78 0,821
2,9 0,76 0,793 5,0 0,75 0,8
4,2 0,8 0,835 6,0 0,74 0,795
В табл. 1 приводится сопоставление только, что рассмотренных ступеней с осерадиальными колесами по политропному к.п.д., из которого видна эффективность
этих ступеней. У более совершенных высоконапорных ступеней, транспортных ГТД при п*к = 4^- 6 значения к.п.д. Ппол = 0,795^0,835 выше на 2-5 % абсолютных, чем у ступеней турбонагнетателей, при меньших п* = 2,8 ^ 2,9. Такие значения п имеют отработанные ступени стандартных центробежных компрессоров с радиальными колесами, но при меньших значениях п* =1,5 ^ 1,7.
Все это указывает на большие возможности ступеней с радиальными колесами, которые вполне могут быть применимы в одноступенчатых ХЦКМ, работающих в широком диапазоне температур кипения.
Существенным преимуществом одноступенчатых ХЦКМ является возможность с наименьшими затратами применить высокоэффективный способ регулирования производительности поворотом лопаток диффузора. Конструктивное решение механизма поворота лопаток и системы регулирования только для одной ступени будет наиболее простым.
Проведено экспериментальное исследование концевой ступени фреоновой ХЦКМ с осерадиальным колесом, имеющим следующие геометрические параметры: наружный диаметр колеса D = 0,305 м; относительная ширина меридианного сечения при выходе = 0,044; относительные диаметры втулки и периферии вращающегося направляющего аппарата (ВНА) с!0 = 0,262, £>0 = 0,557; число лопаток колеса = 18, из них при входе в ВНА половина лопаток укорочена [10, 11]. Профиль лопаток ВНА параболический. Лопаточный диффузор с числом лопаток 23 = 22 имеет параллельные стенки, развитой безлопаточный участок с относительным диаметром при входе Щ =1,15. Лопатки симметричного аэродинамического профиля относительной толщиной 7% и средней линией, изогнутой по дуге окружности, установлены под углом а3 л = 14о. Относительный диаметр при выходе диффузора £)4 = 1,385. Отношение ширины диффузора к ширине колеса при выходе Ь3/Ь2 = 1,0. За лопаточным диффузором установлена кольцевая камера [12]. Интегральные характеристики исследованной ступени представлены на рис. 1.
На режиме М = 1,0 при п* =2,2 получен наибольший к.п.д. ступени п* = 0,8. Увеличение М до 1,5 сопровождается повышением п*к до 5. С ростом Ми к.п.д. снижается и составляет при М = 1,3 п* = 0,78, при М = 1,4
А и 7 1 пол ' ' А и 7
п* = 0,76 и при М = 1,5 п* = 0,75.
пол и пол
Из графика зависимостей полной удельной работы ступени, показанного на рис. 2, видно, что во всем исследуемом диапазоне производительностей и чисел М нет признаков запирания рабочего колеса, которое обычно проявляется в том, что при предельных производитель-ностях полная удельная работа ступени уменьшается.
0,6 0,5 0,4 0,3
---
"N
M„= 0.8 1.0 11.2 \1.4 Mu.=l,5
0,05 0 ,1 0 б 15 0 ,2 0 ,25 МСН
4,5 4 3,5 3 2,5 2 1,5
1
0.
1,4 M„ = l,5
----- 1.2
\ 11,0 M„=0,S
,05
0,1
0,15
0,2
0,25 М
Рис. 1. Газодинамические характеристики ступени ХЦКМ с осерадиальным колесом: а — п* = f (M , M);
г ' пол ^ ' сн и
б — п* = f(M , M)
к х сн и
м*
46 42 38 34 30
26 22 18 14
10
---1,5
-----1 4
__ 1,2
~~--— 1,
M„ = 0,8
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
М„,
М„
jiD|
где ^ — площадь входного сечения ступени, для которого определялась приведенная производительность М .
Таблица 2
Диапазон изменения Ф на всех режимах работы
Mu Фш.п Фо„1 Фш1х. эф Фтах
0,8 0,0333 0,0370-0,0427 0,0534 0,0557
1,0 0,0422 0,0454-0,0499 0,0590 0,0597
1,2 0,0504 0,0569-0,0607 0,0663 0,0681
1,4 0,0628 0,0680-0,0700 0,0754 0,0770
1,5 0,0686 0,0712-0,0742 0,0782 0,0802
Рис. 2. Зависимость полной удельной работы ступени ХЦКМ от М при различных значениях М
сн г г и
В связи с тем, что в последнее время возрос интерес к высокорасходным колесам, которые можно применять в первых ступенях многоступенчатых ХЦКМ, следует отметить, что при M = 1,2-1,5 получен довольно высокий условный коэффициент расхода, который при оптимальных производительностях находится в пределах Ф „ = 0,6-0,74.
opt ^ ^
Диапазон изменения Ф на всех режимах работы показан в табл. 2. При данном сравнении Ф . — соответствует началу помпажа, Ф , — наибольшей производительно-
J 7 max. эф 1
сти, при которой к.п.д. не ниже 0,7 и Ф — предельной производительности ступени.
Значение условного коэффициента расхода рассчитывалось как в работах [11, 12]:
м F ф = 4Мсп н ,
Для оценки возможной области применения исследовательской модельной ступени с осерадиальным колесом для трех значений температуры конденсации t = 30, 40 и 50 оС были рассчитаны температуры кипения, которые можно получить при п* , соответствующих оптимальным к.п.д. и холодопроизводительности, в диапазоне изменения M = 1,0-1,5.
U 7 7
По полученным данным можно сделать вывод, что одноступенчатая ХЦКМ при D2 = 0,25 м обеспечивает холодопроизводительность Q0 = 800-1200 кВт, при D2 = 0,35 м — Q0 = 1600-2300 кВт и при D2 = 0,48 м — Q0 = 3000-4400 кВт.
Таким образом, открывается возможность создания на основе типоразмерного ряда семейства фреоновых холодильных машин с одноступенчатыми ХЦКМ, способных работать как в режимах кондиционирования воздуха, так и при более низких температурах кипения до -15 оС в диапазоне холодопроизводительностей от 800 до 4400 кВт. Применение одноступенчатых компрессоров позволит значительно упростить конструкцию, улучшить технологию изготовления, сборки и сократить металлоемкость ХЦКМ.
Это указывает на перспективность ступеней с осера-диальными колесами и делает необходимым расширение научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ по их применению в холодильном машиностроении.
Список литературы (References)
1. Бухарин Н. Н, Евстафьев В. А., Короткое В. А. Моделирование характеристик ступени центробежного компрессора при работе на газах с различными физическими свойствами // Химическое и нефтяное машиностроение. 1995. № 11. С. 24-29. [Bukharin N. N., Evstaf'ev V. A., Korotkov V. A. Modeling of characteristics of a step of the centrifugal compressor during the work on gases with various physical properties. Khimicheskoe i neftyanoe mashinostroenie. 1995. No 11. p. 24-29. (in Russian)]
2. Aungier, R. H. Centrifugal Compressor: a strategy for aerodynamic design and analysis ASME Press (2000), pp.99-101.
3. Tamaki, H., Masaru, U., Tomoki, K., Yutaka, H. Aerodynamic Design of Centrifugal Compressor for AT14 Turbocharge. IHIEngineering Review. 2010. Vol. 43. No 2.pp.70-76.
4. Tamaki, H., Yamaguchi, S. The Experimental Study of Matching Between Centrifugal Compressor Impellers and Vaneless Diffuser for Turbochargers Proceedings of ASME TURBO EXPO 2007 GT2007-28300 (2007).
а
к
5. Sarevski, M. N., Sarevski, V. N. Characteristics of water vapor turbocompressors applied in refrigeration and heat pump systems. International Jornal oof Refrigeration. United Kingdom, 2012.08. vol. 35. No 5. P. 1484-1496.
6. Centrifugal Compressor Surge, Modeling and Identification for Control/ by Jan van Helvoirt / Eindhoven: Technische Universiteit Eindhoven, 2007. 200 p.
7. Kowalski S., Fakhri S., Pacheco J., Sorokes J. Centrifugal Stage Performance Prediction and Validation for High Mach Number Applications. Turbomachinery Symposium Proceedings, Houston, USA, 2012.
8. Иванов Г. И. Некоторые результаты испытаний центробежной ступени компрессора с регулируемым лопаточным диффузором. — Энергомашиностроение, 1972. № 8. с. 15-18. [Ivanov G. I. Some results of tests of a centrifugal step of the compressor with the adjustable scapular diffuser. Energomashinostroenie, 1972. No 8. p. 15-18. (in Russian)]
9. Бейков Б. П., Бордусков В. Г., Иванов П. В., Дейч Р. С. Турбокомпрессоры для наддува дизелей. — Л.: Машиностроение, 1975. 200 с. [Beikov B. P., Borduskov V. G., Ivanov P. V.,
Deich R. S. Turbocompressors for pressurization of diesels. Leningrad: Mashinostroenie, 1975. 200 p. (in Russian)]
10. Бухарин НН, Коротков В. А., Татаренко Ю. В. Новые пространственные колеса для холодильных центробежных компрессоров, работающих при высоких числах Mu. // Холодильная техника и кондиционирование. 2008. № 1. С. 26-27. [Bukharin NN, Korotkov V. A., Tatarenko Yu. V. New spatial wheels for the refrigerating centrifugal compressors working in case of high numbers M^ KholodiVnaya tekhnika i konditsionirovanie. 2008. No 1. p. 26-27. (in Russian)]
11. Коротков В. А., Татаренко Ю. В. Безразмерные характеристики осерадиального колеса центробежной компрессорной ступени. // Вестник Международной академии холода. 2014. № 4. с. 44^7. [Korotkov V. A., Tatarenko Yu. V. The dimensionless characteristics of centrifugal compressor stage axial-radial impeller. Vestnik Mezhdunarodnoi akademii kholoda. 2014. No 4. p. 44^7. (in Russian)]
12. Бухарин Н. Н. Моделирование характеристик центробежных компрессоров. — Л.: Машиностроение, 1983. с. 214. [Bukharin N. N. Simulation of characteristics of centrifugal compressors. Leningrad. 1983. p. 214. (in Russian)]
Статья поступила в редакцию 13.02.2015
