книги из ГПНТБ / Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания

Г.И V\’ür.rtob РАСШИРЕНИЕ ДИАПАЗОНА РАБОТЫ

КОМПРЕССОРА

ДИАПАЗОН РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА

Диапазон работы компрессора по расходу воздуха при неизменной окружной скорости колеса характеризуется разно­ стью между максимальным и минимальным значениями расхода через компрессор, т. е. ДG = Gmах— GmmОбычно компрессор с точки зрения возможности его работы при различных значени­ ях расхода воздуха оценивается по относительной величине диапазона

работы компрессора по расходу воздуха. Его величина в значи­ тельной степени определяет возможность работы комбинирован­ ного двигателя по заданной характеристике.

Проблема расширения диапазона работы центробежного компрессора возникает в связи с созданием высокофорсирован­ ных комбинированных двигателей, в которых в связи с ростом давления наддува и увеличением окружной скорости колеса центробежного компрессора наблюдается сужение его диапазо­ на работы по расходу. Последнее ограничивает возможный диапазон изменения нагрузок двигателя и ухудшает его динами­ ческие характеристики.

элементов проточной части компрессора. Поэтому задача расши­ рения диапазона работы компрессора должна решаться как в направлении сдвига границы помпажа в область меньшего расхода, так и в направлении увеличения пропускной способно­ сти элементов компрессора.

Для характеристики работы компрессора большое значение имеет запас устойчивости компрессора по расходу, характери­ зующий удаленность линии совместной работы компрессора и потребителя воздуха от границы помпажа. Величина запаса устойчивости зависит от крутизны характеристики компрессора, снятой при неизменной окружной скорости колеса: при более крутой характеристике и одинаковой разнице между расходом

70

в точке совместной работы и минимальным расходом граница помпажа располагается левее. Поэтому запас устойчивости обычно оценивается коэффициентом

пажа при работе на режиме и2лр = const.

При увеличении окружной скорости колеса линия совместной работы приближается к максимальным значениям расхода ступени, при которых наблюдается резкое уменьшение к. п. д. компрессора. Поэтому при проектировании ступеней приходится определять пропускную способность элементов компрессора и оценивать степень удаленности линии рабочих режимов от режимов максимального расхода.

ОГРАНИЧЕНИЕ МИНИМАЛЬНОГО РАСХОДА ЧЕРЕЗ СТУПЕНЬ

Расширение диапазона работы компрессора в сторону мини­ мальных расходов путем смещения границы помпажа влево при условии сохранения неизменной пропускной способности ступени является весьма сложной задачей, решение которой пока не найдено. Авторы большинства работ, посвященных исследова­ ниям помпажа в компрессорах, рассматривают возможность неустойчивого движения газа в системе, включающей компрес­ сор и трубопроводы, не учитывая особенности конструктивного выполнения компрессора. Отыскание условий, при которых наступает помпаж в компрессоре, работающем в системе воздухоснабжения комбинированного двигателя, затрудняется слож­ ностью системы. В то же время представляет интерес рассмотре­ ние влияния ряда факторов на положение границы помпажа.

Известно, что наступлению помпажа в компрессоре пред­ шествует возникновение срывных зон, появляющихся при обте­ кании лопаток вращающегося колеса и диффузора с большими положительными углами атаки [36, 42]. Рассматривая физиче­ скую картину течения газа при малых углах входа потока, можно по аналогии с ударным обтеканием лопаток осевых компрессоров предположить возможность образования вра­ щающихся срывных зон при расходе, несколько большем расхо­ да при помпаже. Наличие вращающихся срывных зон в колесе, перемещающихся в направлении вращения колеса с угловой скоростью, составляющей приблизительно 11 —14% угловой ско­ рости колеса, было экспериментально установлено при значе­ ниях окружной скорости колеса и2 = 311 ч- 327 м/с [42]. При более высоких значениях окружной скорости (и2 = 334 м/с) вра­ щающиеся срывные зоны не наблюдались, и при уменьшении

71

расхода до определенного значения сразу наступал резкий силь­ ный помпаж. Однако наличие зон срыва потока на лопатках ВНА не является обязательным условием наступления помпажа. В качестве доказательства можно указать на тот факт, что уменьшением площади каналов лопаточного диффузора удается

жа при весьма больших значениях углов атаки на входе в коле­ со. При этом наблюдается малая зависимость к. п. д. и напора колеса компрессора от расхода при уменьшении последнего (как видно из приведенной на рис. 44 в качестве примера харак­ теристики колеса компрессора ТК-34 с безлопаточным диффу­ зором) .

Необходимо иметь также в виду, что некоторое снижение параметров за колесом, вызванное появлением зон срыва потока при больших положительных углах атаки входящего в колесо потока, способствует уменьшению углов атаки при входе потока на лопатки диффузора и тем самым повышает устойчивость течения газа в диффузоре. Большое значение для положения

72

границы помпажа имеет характер течения в колесе. Так, увели­ чение диффузорности каналов в радиальной части колеса умень­ шает диапазон работы из-за сдвига границы помпажа в область больших расходов [40]. По-видимому, наличие зон срыва потока во входном участке колеса, в радиальной части которого течение воздуха носит диффузорный характер, способствует неустойчи­ вому движению воздуха. Для расширения диапазона, следова­ тельно, необходимо избегать, во-первых, больших углов атаки на входе в колесо на расчетном режиме, а во-вторых, диффузорного характера течения воздуха в радиальной части колеса.

В противоположность колесу устойчивое обтекание лопаток диффузора при больших положительных углах атаки практиче­ ски невозможно. Опыт показывает, что помпаж в компрессоре наступает при углах атаки лопаток диффузора, обычно не превы­

диффузора. Так, из испытанных компрессоров наибольший диапазон работы имел компрессор ТК-23. При расходах возду­ ха, которым соответствовали равные нулю значения углов атаки на периферии входного сечения колеса этого компрессора, углы атаки при входе потока на лопатки диффузора также равнялись нулю.

Необходимо отметить, что влияние геометрии элементов проточной части компрессора, характера течения воздуха и потерь энергии на положение границы помпажа исследовано недостаточно.

ОГРАНИЧЕНИЕ РАСХОДА ЧЕРЕЗ СТУПЕНЬ РАБОЧИМ КОЛЕСОМ

При изознтропическом течении газа ограничение расхода в каком-либо сечении канала, вращающегося или неподвижного, наступает при достижении в этом сечении критической скорости потока (когда скорость потока становиться равной местной ско­ рости звука). При наличии потерь энергии скорость потока становится равной скорости звука в сечении, расположенном по потоку несколько ниже сечения, ограничивающего расход. Мно­ гочисленные эксперименты подтверждают, что расход воздуха в компрессоре обычно ограничивается каналами рабочего колеса или лопаточного диффузора. Другие элементы ступени (вход­ ной патрубок, безлопаточный диффузор и воздушная улитка) из-за низкой расходной составляющей скорости воздуха в них не ограничивают расход.

Воздух поступает в каналы рабочего колеса с относительной скоростью w, величина которой обычно меньше скорости звука.

В связи с этим движение газа для различных струек тока от входного сечения до критического (сечения, ограничивающего

74

вдоль средней линии, как правило, изменяется. Если при дви­ жении газа во вращающемся канале окружная скорость частиц газа увеличивается, то ускорение потока сопровождается под­ водом механической работы. Потери энергии на трение и вихреобразование возвращаются воздуху в виде тепла, т. е. даже при отсутствии теплообмена с окружающей средой, которым, как правило, пренебрегают, движение газа происходит с внутрен­ ним подводом тепла. При таком сложном воздействии на поток пока не представляется возможным проинтегрировать уравнение движения газа. Упрощением, значительно облегчающим решение задачи, является предположение об адиабатичности процесса, причем отличие реального процесса от изоэнтропического может быть легко учтено введением коэффициента изоэнтропичности

Будем считать, что закон изменения параметров вдоль канала колеса элементарной ступени описывается уравнением обобщенной адиабаты (37)

(67)

где р и Т — плотность и температура газа в некотором сечении

струйки; pay, и TWl — плотность и температура заторможен­ ного потока в относительном движении во входном сечении струйки.

Выражение для определения предельной скорости потока может быть выведено из условия достижения максимума плот­ ности потока массы (удельного массового расхода) в каком-либо сечении канала эффективной площадью

(68)

Уравнение энергии для потока газа в каналах колеса имеет вид

Из уравнения (68) с учетом уравнений (69), состояния и адиабаты получаем

(70)

75

изменяется только температура потока Т. Поэтому для опреде­

ления максимума функции -------- возьмем первую производную А/эф

выражения (70) по Т и приравняем ее нулю:

(Т*т— Т) + срТ = 0.

Тогда предельная температура, соответствующая максимуму расхода через рассматриваемое сечение,

Эта температура имеет место при критической скорости в ог­ раничивающем расход сечении канала

Из выражений (67) и (71) можно определить в рассматри­ ваемом сечении максимальную плотность потока массы

и максимальный расход газа через элементарную струйку

Задача в определении пропускной способности колеса заклю­ чается в отыскании максимальных расходов через каждую элементарную струйку с последующим их суммированием для отыскания максимального расхода через поперечное сечение каналов колеса:

О вероятности ограничения расхода тем или иным сечением можно судить, если рассчитать для какого-либо расхода изме­ нение величины плотности потока массы рw вдоль элементар­

76

ной ступени и сопоставить его со значениями ркр^кр для ряда сечений:

Ркр^кр

В том сечении, где отношение q меньше всего отличается от единицы, и следует ожидать возникновения предельной скорости потока при увеличении расхода.

Аналогичная задача для неподвижного канала, например канала лопаточного диффузора, значительно упрощается, так как предельная плотность потока массы вдоль него неизменна. Тогда максимальному значению (рш)тах = Ркр^кр в каком-либо сечении канала соответствует минимальная площадь.

Для облегчения анализа влияния режима работы, потерь энергии, закручивания потока на входе в колесо на величину РкрШкр преобразуем уравнение (73), выразив величину шкр через параметры торможения на входе в канал колеса.

Зависимости между температурой торможения в абсолютном и относительном движении в различных сечениях струйки имеют вид:

-и\(г2- -2ѵ)

77

Тогда предельная плотность потока массы в каналах элемен­

максимального расхода, пропускаемого тем или иным сечением

что возможно, если ограничивающее расход сечение расположе­

уравнения для неподвижного канала, например канала лопаточ­

тим, что выражение (78) могло быть выведено путем рассмотре­ ния условного политропического процесса расширения воздуха1, при постоянном показателе политропы п. Тогда зависимость между коэффициентами k, о и п выразится соотношением

В реальной машине величина предельного расхода будет зависеть от нестационарности и неравномерности набегающего»

78

потока в окружном направлении, а рост пограничного слоя на стенках и возможные отрывы потока уменьшают эффективную площадь сечения. Учесть влияние перечисленных факторов можно отдельными коэффициентами, так что суммарный коэф­ фициент расхода

тропы п, в дальнейшем этот вид потерь будем учитывать коэф­ фициентом а.

При испытаниях выделить отдельное влияние каждого из перечисленных факторов весьма затруднительно. Сопоставляя действительный максимальный расход через канал с теорети­ ческим при изоэнтропическом течении газа, находят непосред­ ственно величину коэффициента расхода рк.

АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ НА ПРОПУСКНУЮ СПОСОБНОСТЬ КОЛЕСА

Как следует из выражения (78), величина максимального расхода через рассматриваемое сечение колеса зависит от пол­

в компрессор, так как при движении газа во входном патрубке

гии во входном патрубке компрессора. Коэффициент восстанов­ ления полного давления в патрубке овх может быть определен по формуле (8).

Для диапазона работы компрессора имеет значение не столько абсолютная величина 0ВХ, сколько характер ее измене­ ния с изменением расхода воздуха и, следовательно, скорости С\.

Уменьшение овх с ростом Ач происходит более интенсивно при высоких значениях коэффициента потерь £вх в патрубке. Применение коленообразных патрубков, различных шумопогло­ щающих устройств и т. п., характеризующихся высокими коэф­ фициентами потерь, уменьшает авх и, следовательно, снижает пропускную способность колеса. Поэтому целесообразно приме­ нять осевые входные патрубки.

79