книги / Центробежные компрессоры

можно предложить модель аэродинамического резонанса. Рас­ смотрим межлопаточный канал диффузора, на вход которого поступают периодические возмущения в виде пульсаций с часто­ той пг2. Если считать канал достаточно узким (большое число лопаток) и пренебречь изменением скорости по длине канала /, кривизной канала, а также дифракцией на открытых концах, то для получения аэродинамического резонанса необходимо выпол­ нение условий

где къ k2 — целые числа; а, с — скорости звука и потока; i =

=1, 2, ...

Отсюда условия резонанса имеют вид

где М — число Маха.

В целом рассматриваемая задача аналогична решенной в ра­ ботах [46; 61; 62] задаче акустического резонанса в осевой ре­ шетке, который возникает из-за колебаний лопаток в нестационар­ ном потоке. Отметим также, что возможно появление поперечных резонансов в межлопаточных каналах решетки.

Влияние неравномерности, создаваемой лопаточным диффу­ зором. Это — основной вид возмущений, приводящих в доста­ точно широко распространенных ступенях с лопаточными диффу­ зорами к повышенным динамическим напряжениям в рабочих колесах. Сами возмущения достаточно просто измеряются с по­ мощью дренажей статического давления на стенках лопаточного диффузора. На рис. 7.6, а приведены результаты измерения рас­ пределения статического давления по шагу перед решеткой лопа­

режимов по расходу в широком диапазоне изменения частоты вращения. На рис. 7.6, б представлены результаты измерения амплитуды неравномерности давления в диффузоре. Из пред­ ставленных данных видно, что во всем диапазоне изменения рас­ хода, т. е. угла атаки i3i неравномерность, создаваемая диффу­ зором, значительна и достигает при отрицательных углах атаки значений 0,15р2г/|. В рабочем колесе эта неравномерность давле­ ния вызывает пульсации, амплитуда которых в 1,2—2,5 раза пре­ вышает амплитуду неравномерности за рабочим колесом. Пуль­ сации давления распространяются по каналу рабочего колеса, вплоть до входа на решетку. В связи с тем что при распростра­ нении по переднему и заднему торцевым зазорам с внешней сто­ роны рабочего колеса возмущения от неравномерности быстро затухают, на покрывающий и основной диски колес действует

существенная аэродинамическая нагрузка, вызывающая колеба­ ния межлопаточных отсеков рабочих колес и высокие динамиче­ ские напряжения.

Как и в рассмотренном выше лопаточном диффузоре, в каналах рабочих колес могут возникать аэродинамические резонансы, при которых амплитуда пульсаций давления возрастает в 2—3 раза по сравнению с режимом без резонанса. Следует отметить, что если в лопаточном диффузоре возмущения, порождающие резонанс,

Рис 7 6 Распределение статического давления на передней стенке лопаточного диффузора по шагу перед решеткой в зависимости от расхода и частоты враще­ ния рабочего колеса

распространяются по потоку, а отраженные от открытого конца решетки — против потока, то в рабочем колесе картина противо­ положная: возмущения, порождающие резонанс, распростра­ няются против потока и, отразившись от открытого конца решетки, идут по потоку.

В целом проблема аэродинамического резонанса изучена не­

ственно влияние улитки в ступенях с очень коротким безлопаточным диффузором типа использовавшихся ранее в проточной части нагнетателя магистрального газопровода 280. Такая улитка лишь на оптимальном расходе обеспечивает малый уровень неравномер­ ности распределения давления по окружности колеса, при откло-

йении расхода от оптимального неравномерность резко возрастает и амплитуда ее достигает значений 0,2р2и1. Пульсации давления в рабочем колесе при этом имеют амплитуду до 0,7p2«‘j [21].

Из-за полигармонического характера распределения не­ равномерности давления по угловой координате даже при срав­ нительно невысокой частоте вращения колеса появляются интен­ сивные аэродинамические резонансы в каналах рабочих колес [21 ]. Для ответственных конструкций применение улитки с корот­ ким безлопаточным диффузором недопустимо. В современных конструкциях применяются боковые сборные камеры и развитый безлопаточный диффузор. В таких ступенях неравномерность давления на порядок меньше, чем в рассмотренных выше улитках, что благоприятно для динамических нагрузок на рабочие колеса. Однако необходимо отметить, что развитый безлопаточный диф­ фузор способствует более раннему появлению вращающегося срыва.

7.4. Нестационарные процессы, вызванные глобальной потерей устойчивости

Один из основных видов нестационарных процессов этого типа — помпаж. Он связан с потерей устойчивости движения во всей системе компрессор — сеть. Вопросы устойчивости компрес­ сора рассмотрены в работе [25]. Отметим, что при помпаже наблю­ даются существенные нагрузки на рабочие колеса и подшипники, в связи с чем помпаж недопустим при нормальной эксплуатации компрессора.

Помпажу, как правило, предшествует вращающийся срыв, который не сопровождается такими характерным изменением шума и вибрациями, как при помпаже. Однако опасность вращающегося срыва заключается прежде всего в увеличении нагрузок на рабо­ чие колеса компрессора.

Вращающийся срыв — сложный автоколебательный процесс, существующий в проточной части компрессора в виде волн давле­ ния (скорости), перемещающихся с угловой частотой, не равной частоте вращения ротора. Поэтому частоты пульсаций давления и скорости в рабочем колесе в неподвижных элементах ступени различны.

Достаточно важный вопрос при исследовании вращающегося срыва — это определение причин появления срыва. Анализ функ­ циональной схемы проточной части (см. рис. 7.5) показывает, что вращающийся срыв может возникнуть в любом элементе проточ­ ной части из-за трехмерного отрыва, инициированного отрывом по расходной составляющей скорости при наличии закрученного потока. Механизм отрыва в решетке профилей (вращающейся или неподвижной) аналогичен образованию вращающегося срыва в осевых решетках, и в первом приближении в качестве критерия отрыва можно принять угол атаки iv Для элементов типа безлопаточного диффузора и торцевых зазоров у рабочего колеса

критерием отрыва можно считать угол наклона донной линии тока. Задача определения критерия отрыва усложняется взаимодей­ ствием течения в различных элементах проточной части, т. е. перестройкой течения в элементах проточной части из-за появле­ ния отрыва в каком-либо из элементов.

На основании большого количества экспериментов, проведен­ ных в промежуточных и концевых ступенях с рабочими колесами с цилиндрическими лопатками, можно утверждать, что рабочее колесо более устойчиво к срыву, чем лопаточные и особенно безлопаточные диффузоры. Практически в таких ступенях враща­ ющийся срыв всегда возникает в безлопаточном диффузоре при а3 <10-^12° и в лопаточном диффузоре (на входе в решетку) при is > 7-7-10°. В ступенях с осерадиальными колесами враща­

ющийся срыв возникает в области входа в рабочее колесо при k > 8 ч-9°.

ПРИЛОЖЕНИЕ

Атлас унифицированных ступеней I и II типа

В атласе приведены газодинамические характеристики унифицированных ступеней ЛПИ двух типов, использование которых позволяет быстро проектиро­ вать высокоэффективные проточные части ПЦК с относительно малыми осевыми и радиальными размерами и большой степенью унификации. Тип ступеней опре­ деляется параметрами исходного (с наибольшим b2lD2) рабочего колеса — коэф­ фициентами фт. р и ФР. Внутри типа ступени различаются величинами Б2у ё4 и 55, за счет чего ступени каждого типа перекрывают некоторый диапазон ФР.

-f-БЛ Д (ЛД)-}-ОНА; всасывающей ступени, т. е. промежуточной ступени с вход­ ным патрубком радиального типа; концевой ступени Р К + Б Л Д (ЛД)-(- ВУ типа кольцевой камеры. Входные патрубки и кольцевые камеры одинаковы для всех типов ступеней обоих типов. Идентичные по б2 ступени I и II типов с БЛД отли­

Основные геометрические параметры (рис. П.1): гтах = 1,80 (максимальный радиальный размер ПЧ по поворотному колену ОНА; г4 = 1,55); I < 0 ,8 8 — относительное осевое расстояние между соседними рабочими колесами ступеней промежуточного типа; гвТ = 0,25 (до 0,34 при ФР < 0,070 для ступеней I типа и при ФР < 0,045 для ступеней II типа). Величина гвТ > 0,25 допустима также и при ФР больше указанных за счет незначительного снижения эффек­ тивности. Остальные геометрические соотношения для ступеней приведены

втабл. П.1.

Воснове представленных ниже газодинамических характеристик лежат

экспериментальные характеристики промежуточных ступеней, разработанных и испытанных кафедрой компрессоростроения ЛПИ им. М. И. Калинина. Сту­ пени включали рабочие колеса конструкции ЛПИ, осевой входной патрубок, БЛД или ЛД, ОНА. Лопаточные решетки ОНА идентичны применяемым в УЦКМ конструкции СКВ по компрессоростроению. Изменение высоты лопаток РК типа 1, 1а и 2 осуществлялось параллельным переносом без изменения формы покрывающего диска. Ступени типов 1 и 1а отличаются лишь углом наклона покрывающего диска РК. Эти варианты ступеней имели высокие аэродинамиче­

ские показатели (к. п. д. отдельных ступеней достигал т|* тах = 0,845-ь 0,85,

запас по помпажу ФКР/ФР — до 0,28).

На базе характеристик этих ступеней путем пересчета получены скорректи­ рованные характеристики промежуточных, всасывающих и концевых унифици­ рованных ступеней. В случае промежуточных ступеней осуществлена коррекция характеристики в зависимости от изменения ширины ОНА. Ширина ОНА вы­ биралась из условия наилучшего согласования этого элемента с двухзвенной ступенью (см. п. 5 2), что достигалось выбором оптимального угла атаки на ло­ патках ОНА для каждого варианта РК с различной относительной шириной.

Для обозначения вариантов ступеней использованы цифровые индексы: первая цифра — тип ступени, затем величина гвТ и значение относительной ши­

фузора добавляются ЛД и циф­ ры, обозначающие входной угол лопаток а лз в градусах.

ступени ЛПИ и всасывающего патрубка (рис. П.2), применяющегося в унифици­ рованных компрессорах СКБ-К, получены расчетным путем при использо­

За исходные данные расчета характеристик концевой ступени были приняты экспериментальные характеристики двухзвенной ступени ЛПИ геометрические параметры кольцевой камеры СКБ-К (рис. П.З) с расчетом потерь в выходном устройстве по методике, приведенной в работе [45].

Приводимые ниже характеристики унифицированных ступеней полу­ чены при М„, равном 0,6; 0,79 и 0,915, — соответственно кривые 1> 2, 3 на рис. П.4—П.36.

На рис. П.1—П З показаны схемы ступеней, на рис. П.4—П.8 — харак­ теристики промежуточных ступеней первого типа, на рис. П.9—П.13 — всасы­ вающих ступеней первого типа, на рис. П.14—П.18 — концевых ступеней пер­ вого типа, на рис. П 19—П 24 — промежуточных ступеней второго типа, на рис. П.25—П.30 — всасывающих ступеней второго типа, на рис. П.31—П 3Q концевых ступеней второго типа,

Рис. П.З. Схема входного патрубка СКБ-К (при­ меняется во всасывающих унифицированных ступе­ нях ЛПИ)

Рис. П.4. Характеристики промежуточной ступени 1-0,25-0,060 при различ­ ных М.и