CC BY
92
УДК 621.6:621.515 А. Д. ВАНЯШОВ
А. В. ЖЕРЕЛЕВИЧ А. В. ГРЕХНЕВ Д. Я.ДУДЬЕВ
Омский государственный технический университет Омское моторостроительное конструкторское бюро
РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ЦЕНТРОБЕЖНОЙ КОМПРЕССОРНОЙ СТУПЕНИ С ОСЕРАДИАЛЬНЫМ РАБОЧИМ КОЛЕСОМ И ВХОДНЫМ РЕГУЛИРУЮЩИМ АППАРАТОМ___________________________________________
Представлены результаты экспериментальных исследований высоконапорной центробежной компрессорной ступени, включающей полуоткрытое осерадиальное рабочее колесо, лопаточный диффузор и входной регулирующий аппарат, приводится анализ влияния закрутки потока перед рабочим колесом, создаваемой входным регулирующим аппаратом и изменения частоты вращения ротора на основные газодинамические характеристики ступени.
Ключевые слова: центробежная компрессорная ступень, входной регулирующий аппарат, газодинамические характеристики.
Согласование газодинамических характеристик центробежных компрессоров (ЦК) с характеристиками потребителя (сети) необходимо для обеспечения высокой экономичности их функционирования. Это возможно, например, за счет регулирования числа оборотов привода и создания закрутки потока на входе в рабочее колесо (РК) поворотом лопаток входного регулирующего аппарата (ВРА). Последний способ может быть реализован установкой осевого ВРА для ступеней ЦК с осе радиальным и рабочими колесами (ОРК) как закрытого, так и полуоткрытого (без покрывающего диска) типов.
Благодаря таким преимуществам осерадиальных рабочих колес полуоткрытого типа (ПООРК) с пространственными лопатками, как улучшенные прочностные характеристики при повышенных окружных скоростях, высокие значение коэффициентов расхода и напора, позволяют уменьшить число ступеней и снизить массогабаритные показатели компрессора [1]. В связи с этим ПООРК традиционно широко используются в авиационном машиностроении в составе газотурбинных двигателей и в транспортном машиностроении в составе агрегатов наддува двигателей внутреннего сгорания.
В последнее время наблюдается ин терес к использованию ОРК в стационарных промышленных ЦК в качестве первых ступеней при модернизации существующих для повышения производительности и (или) напора и при создании новых машин [2 - 5).
Достижение высокой экономичности при эксплуатации как стационарных, так и транспортных ЦК в процессе их эксплуатации возможно за счет совершенствования алгоритмов регулирования |б|, в частности, применения комбинированных способов,
например комбинацию ре1улирования частотой вращения и закруткой потока на входе. Такие схемы могут использоваться в агрегатах турбонаддува силовых дизельных установок на транспорте.
При проектировании проточных частей ЦК стационарных и транспортных установок наиболее надежным являет ся метод основанный на теории подобия и позволяющий получать газодинамические характеристики и геометрические размеры натур-
Рнс. 1. Схема ступени центробежного компрессора: ВРЛ -входной регулирующий аппарат; ПООРК - полуоткрытое осераднальное рабочее колесо; РЛД- радиальный лопаточный диффузор; ОЛД - осевой лопаточный диффузор
Рис. 2. Схема испытательного стенда:
1 - расходомериый коллектор; 2 - дроссель; 3 - воздуховод; 4 - ресивер; 5 - компрессор; 6 - выхлопная система;
7,8 - дальний и ближний дроссели; 9 - компенсатор; 10 - улитка; 11 - основной мультипликатор; 12 - соединительный вал; 13 - эластичная муфта; 14 - промежуточный мультипликатор; 15-электродвигатель; 16 - двойная сетка;
17 - противопомпажный клапан
кпд
пых ступеней, используя результаты экспериментальных испытаний модельных ступеней (7,8|.
Для проведения исследований центробежных ступеней с ПООРК (рис. 1), которые можно использовать в качестве модельных ступеней, была использована экспериментальная база ОАО «Омское моторостроительное конструкторское бюро».
Забор воздуха на всасывание компрессора (рис. 2) осуществляется из атмосферы через расходомерный коллектор I, выброс сжатого воздуха производится также в атмосферу через выхлопную систему 6. Привод компрессора осуществляется электродвигателем мощностью Мм = 1000 кВт, через промежуточный 14 и основной 11 мульти пли каюры.
Для определения газодинамических параметров ЦК предусмотрено препарирование контрольных сечений ступени датчиками давления и температуры в соответствии со схемой (рис. 3). В расходомерном коллекторе установлены два датчика температуры (/*), четыре датчика статического давления (ДЛИ); в ресивере — четыре датчика ст атического давления и два термометра сопротивления; на входе в компрессор — две семиточечных гребенки полного давления (Л/*,*); на выходе из компрессора - четыре четырехточечные гребенки полного давления (АЛ*), четыре трехточечные термопары (/“). Обороты ротора замеряются с помощью частотомера. Температура окружающего воздуха 1а измерялась ртутным термометром, а а тмосферное давление На, мм. рт. ст. — барометром.
Все датчики подключаются к измерительно-вычислительному комплексу АССО-Ю, который совместно с программой сбора и обработки информации обеспечивают:
— вывод на монитор в процессе эксперимента заданной частоты вращения ротора, измеренной и приведенной частоты вращения ротора, интегральных параметров компрессора;
— вывод текущих измеренных значений сдатчиков давлений и температур;
— возможность исключения указанных точек из алгоритма расчета;
— расчет и сохранение измеренных значений на жесткий диск;
— расчет и сохранение параметров помпажной точки;
— расчет и вы вод на экран интегральных параметров ЦК.
Испытания по снятию газодинамических характеристик ЦК осуществлялись на нескольких заданных частотах вращения. Изменение расхода производилось дросселированием на нагнетании. Выполнялось снятие параметров дая не менее 8 контрольных точек с выходом на границу устойчивой работы. Перепад давлений помпажной точки контролировался визуально по пьезометру.
Обработка результатов испытаний выполнялась по традиционным зависимостям:
— массовая производительность
Є = 0.7854*/
-0»98^|
М*. Р.
0,5 /?7;
кг/с,
где ^ — коэффициент перевода показаний жидкостных манометров в давление, <1Н—диаметр входного коллектора, м;
— давление торможения на входе в компрессор Р' = 133,3* /Л-ЛЛХ,Па;
Рис. 3. Схема препарирования датчиками контрольных сечений ступени компрессора
Л!,*вт
¿5 0,. ф«Д
Рис. 5. Зависимость максимальных значений адиабатного КПД центробежной ступени от угла поворота лопаток ВРА и приведенной частоты вращения
Рис. 4. Приведенные газодинамические характеристики центробежной ступени при различных углах поворота лопаток ВРА на частоте вращения пм=33б83 об/мин
•13 -10 *3 0 3 10 13 20 25 0,. Ф«Л
Рис. б. Зависимость максимальных значений отношения давлений центробежной ступени от угла поворота лопаток ВРА и приведенной частоты вращения
— статическое давление на входе в мерное сопло
Ря =1333-/у, ,Па;
— температура торможения на входе в мерное
сопло Г* = /* + 273, К;
— статическая температура на входе в мерное
сопло г =г[ —----------I * . К;
" *\133,3 Нй)
— давление торможения в конечном сечении
р; = 133.3 //, +кГ'\И], Па;
— температура торможения в конечном сечении
Тш =/; + 273, К:
— отношение давлений торможения п\ = Р\/Р\ ;
— адиабатный КПД по полным параметрам
— внутренний напор компрессора
И, =(Г; - О« Аж/кг;
— внутренняя мощность компрессора
Ni = С-Я„ Вт;
— приведенный массовый расход
101325 .
^‘°Ш“7Г,|5Г/С!
— приведенная внутренняя мощность
М1пр = СпрН,. Вт;
— приведенная частота вращения
=«„«7288/7'» •оГ>/ мин.
По результатам испы таний строятся зависимости
при
различных значениях утла поворота лопаток ВРА0л. Экспериментальная ступень включала в себя, кро-
ме ПООРК, осевой входной регулирующий аппарат, лопаточный диффузор, осевой диффузор для подвода газа в камеру сгорания (рис. 1). Основные параметры РК ступени: диаметр Ог = 0,268 м; Относительная ширина Ь./й2 — 0,0285; угол выхода лопаток Рхг = 71-3'; число лопаток = 32; втулочное отношение = 0,3874; отношение входного диаметра
О^Ог = 0,5681.
Целью проведения экспериментальных исследований центробежной ступени с ВРА являлось изучение влияния закрутки потока перед ПООРК на изменение КПД, отношения давлений в ступени, расхода воздуха и потребляемой мощности.
В результате проведенных испытаний получены приведенные газодинамические характеристики для семи значений частот вращения, соответствующие следующим значениям приведенных частот:
Ищи = п/«) пи* = 38940 об/мин (100 %); =37538 об/мин
(96,4 %)\пяра= 36136 об/мин (92.8 %); лп/М = 35058 об/ мин (90,1 %);лп;)5 = 33683об/мин (86,5%);п1ч£ = 30840 об/мин (79,2 %); п11р1 = 28076 об/мин (72,1 %) и для пяти положений лопаток ВРА: 0л = 0*, - 10°, - 15е,
+ 10’, +20®, ч-ЗО* (рис. 4).
Из представленных результатов видно, что увеличение угла закрутки потока в сторону вращения РК до +30°, приводит к значительному снижению эффективности центробежной ступени, тогда как в диапазоне 0Д = - 15 - +20’ изменение адиабатного КПД ступени незначительно.
Получена зависимость максимальных значений адиабатного КПД от угла поворота лопаток ВРА для разных часгот вращения (рис. 5), из которой следует, что для больших частот вращения (от л^,^ до 86,5% отппртах) оптимальным является режим работы без закрутки, т.е. при 0л = 0*. При работе ступени на пониженных частотах вращения (79.2% и 72,1 % от л^,1ге1Х). наблюдается повышение КПД при больших поло-жительных углах закрутки (до +20*). Однако при КПЗ
ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 2 (90) 2010 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ
Рис. 7. Зависимость максимальных значений приведенного массового расхода центробежной ступени от утла поворота лопаток ВРАи приведенной частоты вращения
увеличении закрутки до + 30* происходит некоторое снижение КПД, но при этом не столь значительное как для частот вращения выше 86,5% от ппр ош|1.
Таким образом установлено, что диапазон наиболее эффективного регулирования для центробежной ступени с ПООРК поворотом лопаток ВРА составляет от — 15* до +20“.
Получены зависимости максимального отношении давлений в ступени /г*1ПМ (рис. 6), максимального Спрма* (рис. 7) и минимального массового расхода воздуха от угла поворота лопаток ВРА для разных частот вращения. Характер зависимостей
/(*. ;я^)и ~ в /№ примерно одинаков, и общей тенденцией является сужение диапазона изменения газодинамических параметров центробежной ступени с ПООРК (отношения давлений и производительности) при снижении числа оборотов ротора.
Таким образом, более чувствительное регулирование поворотом лопаток в диапазоне 0д от — 15е до + 20* можно получить при высоких частотах вращения (от максимальной до 86,5%).
Экспериментально установлено (рис. 6), что при отрицательной закрутке (0Д<0*) величина л'калА практически не изменяется по сравнению с 0Д = 0°, что противоречит теоретическим предпосылкам, согласно которым отрицательная закругка приводит к увеличению напорности ступени. Данное обстоятельство связано, на наш взгляд прежде всего с увеличением доли потерь энергии на трение в РК и диффузоре (рис. 5).
В диапазоне угла закруток от — 10° до — 15е максимальный и минимальный расходы также либо не увеличиваются, либо происходит их снижение. Таким образом, при увеличении 0Д свыше -10* происходит сужение области рабочих режимов по расходу. На наш взгляд ограничение пропускной способности ступени связано, с одной стороны, с запиранием межлопаточных каналов либо непосредственно РК, либо лопаточного диффузора, с другой стороны, с раз-ш ви гием срывных зон в межлопаточных каналах и уве-
£ личением потерь из-за перетечек на поверхностях
5 лопаток.
Заключение.
Проведенные экспериментальные исследования х работы высоконапорных центробежных компрес-
1 сорных ступеней на режимах регулирования соз-
| данием закрутки поворотом лопаток ВРА и изме-
$ нением частоты вращения ротора позволяют оценить
| возможные диапазоны изменения газодинамических
| параметров ступеней и пределы приемлемой их
эффективности.
ЮТП Необходимо проведение дополнительного анализа
потерь в центробежной ступени с ПООРК на режимах ре!улирования поворотом лопаток ВРА для переменных частот вращения ротора.
Дальнейший анализ полученных результатов может быть направлен на оценку принципиальной возможнос ти применения таких ступеней с комбинированными системами регулирования (n(ip = var и 0Д = va г) в стационарных или транспортных силовых установках в составе агрегатов наддува воздуха в рабочую полость двигателя.
Библиографический список
1. Евдокимов, В.Е. Результаты экспериментальных исследований промежуточной ступени ЦКМ с осерадиальными колесами / В.Е. Евдокимов. А.И. Репринцев, М.Х. Мильнер // Разработка, исследование и доводка ГГУ. компрессоров, нагнетателей и их элементов. — Труды ЦКТИ. 1990. — Вып. 261 - С. 127-134.
2. Ваняшов, АД. Оценка возможности повышения напор-ности центробежных нагнетателей природного газа за счет применения ступеней с осераднальными рабочими колесами /
A.Д. Ваняшов, T.A. Гурова, С.В. Кононов. ДА. Новосельцев // Омский научный вестник. — 2005. — No 1. — С. 117—127.
3. Зарипов, В.А. Направлении модернизации центробежных компрессоров общего назначения типа К-500-61-1 /
B.А. Зарипов, А.Я. Альтапов // Доклад II Всероссийской студенческой науч.-практич. копф. «Вакуумная, компрессорная техника и пиевмоагрегатм». — М.: МГТУ им. Н.Э. Баума на, 2009.-
C. 64—73.
4. Зарипов, В. А Анализ вариантов разработки и модернизации воздушных центробежных компрессоров общего назначения типа К-500 / В.А. Зарипов. Т.А. Гурова // Тез. докл. VIII Международной научно-технической конференции молодых специалистов «Исследование, конструирование и технология изготовления компрессорных машин». - Казань: Изд-во Слово. 2009. - С. 31--33.
5. Симонов, А.М. Выбор оптимальных параметров ступени с осерадиальным центробежным рабочим колесом холодильного компрессора / А.М. Симонов, А.М. Смагоринский // Компрессорная техника и пневматика. —2008. — Nal. — С. 28-30.
6. Евдокимов, В.Е . Оптимальный способ регулирования компрессоров общего назначения / В.Е. Евдокимов // Энергетическое машиностроение. Экспресс-информация. Вып. 1.— М. НИИЭинформэнергомаш, 1980. — С. 1-4.
7. Рис. В.Ф. Центробежные компрессорные машины / В.Ф. Рис. - Л.: Машиностроение, 1981. — 351 с.
8. Ден, Г.Н. Проектирование проточной части центробежных компрессоров/Г.Н. Деи. — А: Машиностроение, 1980.— 232с.
ВАНЯШОВ Александр Дмитриевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Компрессорные и холодильные машины и установки» Омского государственного технического университета.
Адрес для переписки: e-mail: adv@omgtu.ru ЖЕРЕЛЕВИЧ Александр Витальевич, студент 5-го курса, гр. ВК-514 нефтехимического института Омского государственного технического университета.
Адрес дли переписки: 644050, г. 0мск-50, пр. Мира. 11. ГРЕХНЕВ Андрей Владимирович, ведущий инженер-конструктор ОАО «Омское моторостроительное конструкторское бюро».
ДУДЬЕВ Дмитрий Яковлевич, заместитель генерального директора по конструкции и расчетам ОАО «Омское моторостроительное конструкторское бюро». Адрес для переписки: e-mail: niov@mail.ru
Статья поступила в редакцию 17.03.2010 г.
© А. Д. Ваняшов, А. В. Жерелевич, А. В. Грехнев, Д Я. Дудьев
