книги из ГПНТБ / Ден Г.Н. Механика потока в центробежных компрессорах

Вторичные токи в лопаточных диффузорах при отсутствии от­ рывов не могут быть интенсивными, так как диффузорные каналы слабо изогнуты —■угол поворота средней линии лопатки не превосходит 10—15°. Поэтому трудно ожидать больших потерь в канале, связанных с существованием поперечных токов. Если принять, что потерн на торцевых стенках имеют такую же вели­ чину, как потери на трение о лопатки, то при густоте 2,4—2,8 получается удовлетворительное согласование между расчетными и опытными коэффициентами потерь в области углов атаки до ±2°. Однако при малой густоте подобный учет влияния потерь на трение о торцевые стенки лишь немного приближает расчетные значения £ к опытным.

а)

В настоящее время отсутствует достаточно общий метод опре­ деления потерь на расширение в турбулентном ядре потока. Оценка этих потерь, по опытным данным о потерях на расширение в конических диффузорах, эквивалентных каналу лопаточного диффузора при нулевом угле атаки, приводит к весьма малым ве­ личинам, так как углы раскрытия эквивалентных конических диффузоров оказываются малыми. Для получения согласования расчетных и опытных данных о потерях в этом случае приходится вводить переменный, зависящий от густоты, поправочный коэф­ фициент к вычисленным потерям на расширение.

В настоящее время не представляется возможным рекомендо­ вать для практического использования какой-либо приближен­ ный метод расчетного определения действительной величины по­ терь в лопаточных диффузорах ц. к. м. Однако из отсутствия метода расчета величины потерь энергии в лопаточном диффузоре не следует бесполезность оценок отдельных видов потерь энергии в нем. Несмотря на отсутствие количественного совпадения между опытными значениями коэффициентов потерь диффузоров и расчет­ ными коэффициентами потерь на трение о лопатки, результаты

150

. Г л а в а 5________________________

Л о п а т о ч н ы е

ОБРАТНЫЕ НАПРАВЛЯЮЩИЕ АППАРАТЫ

В промежуточных ступенях после уменьшения кинети­ ческой энергии в диффузоре поток необходимо подвести к рабо­ чему колесу следующей ступени. Для передачи потока из диффу­ зора одной ступени в колесо другой служат обратные направля­ ющие аппараты (о. н. а.). В ц. к. м. используются два основных типа о. н. а.— лопаточный и канальный. Лопаточные о. н. а. располагаются после лопаточного или безлопаточного диффу­ зоров. В этом случае поток, выходящий из диффузора, сначала попадает в безлопаточное кольцевое пространство или кольцевое колено, расположенное между сечениями 4—4 и 5—5, а затем входит в межлопаточные каналы о. н. а. В обратных направля­ ющих аппаратах второго типа каналы о. н. а. являются непосред­ ственным продолжением диффузорных каналов; диффузор и о. н. а. составляют единое целое — диафрагму насосного типа. Течение в подобных устройствах рассматривается в гл. 6.

Экспериментальные данные о потерях энергии в отдельных элементах проточных частей центробежных машин свидетельствуют о том, что на расчетном режиме работы ступени относительные потери энергии или уменьшение к. п. д. ступени из-за потерь в диффузорах и о. н. а. соизмеримы между собой. В среднем можно принять, что в ступенях с достаточно высоким к. п. д. на опти­ мальном режиме в диффузоре и в о. н. а. теряется по 5% от энер­ гии, затрачиваемой на вращение рабочего колеса. Средняя ско­

рость потока за рабочим колесом с2 в 1,5—2,5 раза выше, чем при выходе из диффузора, т. е. кинетическая энергия цг в три—шесть раз выше, чем кинетическая энергия за диффузором Следова­ тельно, коэффициент потерь о. н. а. £4_0 должен быть значи­ тельно большим, чем коэффициент потерь диффузора £3_4. Как следует из данных, приведенных в двух предыдущих главах, мини­

мальные значения £3_4 находятся на уровне 0,1—0,15. Минималь­ ные значения £4_0 достигают 0,6—0,8, т. е. в четыре—шесть раз превосходят коэффициенты потерь диффузоров. Эти результаты показывают, что именно за счет совершенствования о. н. а. можно рассчитывать на дальнейшее повышение к. п. д. промежуточных ступеней. Поэтому исследованию и отработке проточных частей о. н. а. необходимо уделять не меньшее, а может быть даже боль­ шее внимание, чем отработке колес и диффузоров,

152

Поведение потока перед о. н. а. определяется предшествующим диффузором. От конструкции диффузора зависит направление потока перед о. н. а. при различных режимах работы ступени, распределение скоростей по ширине канала на входе, а также величина кинетической энергии Поэтому для выяснения осо­ бенностей работы о. н. а., расположенного за лопаточным или за безлопаточным диффузором, необходимо рассмотреть резуль­ таты экспериментального исследования течения и потерь в о. н. а. в этих двух случаях.

Приведенные ниже данные получены при исследовании типич­ ной ступени промежуточного типа, спроектированной для работы с лопаточным диффузором, из которого затем для изучения безлопаточного варианта лопатки были удалены. Ступень имела рабочее_колесо диаметром 305 мм с углом выхода лопаток ß2jI =

= 45°, bа = 0,0625 и z2 = 16. Лопаточный диффузор с 20 обтекае­ мыми лопатками относительной толщиной 5% и средней линией, изогнутой по дуге круга (ос3л = 20°, а4л = 32°). Радиальные раз­

Безлопаточный диффузор имел такие же радиальные габариты на выходе, как лопаточный. Ширина безлопаточного диффузора bs — 1,05Ь2. Обратный направляющий аппарат в обоих случаях

был один и тот же. Его основные соотношения: Db = Z)4 = 1,54;

Скорости и давления измерены в четырех контрольных сечениях (рис. 5.1): за диффузором при г = 1,57г2; на входе в межлопаточ­ ные каналы о. н. а. при г = 0,991г5; примерно в середине ка­ нала при г = 0,55г 5 и за о. н. а. Измерения производились ци­ линдрическими трехканальными зондами, перемещавшимися по ширине канала и по шагу лопаток. Для контроля показаний зон­ дов вблизи стенок использовались результаты измерений давлений с помощью статических дренажей. Схема ступени с расположением мест измерений приведена на рис. 5.1.

Различия в условиях работы о. н. а., расположенного после лопаточного или безлопаточного диффузора, прежде всего свя­ заны с различиями в поведении потока за этими типами диффузо­ ров при отклонении режима работы ступени от расчетного. Без­

размерная средняя скорость потока за диффузором ср4 = с4/и2 зависит от коэффициента расхода срг 2, среднего угла выхода по­

тока из диффузора а4, изменения плотности газа в диффузоре и

153

потока а4 остается практически неизменным для всех режимов работы ступени. Поэтому ф4 оказывается пропорциональным ко-

ВидА

эффициенту расхода ступени срг2 (при небольших значениях М„ в области рабочих режимов отношение плотностей меняется мало). Увеличение фг2 в ступени с лопаточным диффузором ведет к уве­ личению ср4) а следовательно, и кинетической энергии

В ступени с безлопаточным диффузором увеличение коэффи­

циента расхода фг2 вызывает возрастание угла а4) а величина ф4 при этом изменяется мало. Поэтому величина д4 при изменении режима работы ступени с безлопаточным диффузором почти -не меняется.

154

За безлопаточным диффузором поток обладает симметрией относительно оси ступени, за лопаточным — всегда есть шаго­ вая неравномерность полей скоростей. Следует отметить, что не­ смотря на небольшие изменения кинетической энергии за безло­ паточным диффузором поля скоростей при различных режимах

ступени несмотря на неизменность угла а4 также несколько раз­ лична. Эти различия вызывают изменения коэффициента Корио­ лиса Кі при изменении срг2. _

Коэффициент потерь о. н. а. £4_6 в ступени с безлопаточным диффузором изменяется при изменении режима работы ступени.

Величина £4_в минимальна при безударном входе потока в каналы о. н. а. и возрастает при отклонении направления потока перед лопатками-о. н. а. от безударного. В ступени с лопаточным диф­

фузором коэффициент потерь £4_е также несколько изменяется при изменении фг2. Согласно опытным данным, увеличение коэф­

фициента Кориолиса Кі ведет к увеличению £4_0 в ступени с ло­

паточным диффузором, однако пределы изменения £4_е при этом меньше, чем при безлопаточном диффузоре.

(1.43). В ступени с лопаточным диффузором коэффициент диффузорности Кд резко меняется при изменении режима работы сту­

пени. При увеличении срг2, а следовательно, и угла a s коэффициент диффузорности Кд уменьшается. Следовательно, при этом возра­

стает величина Дті4_в. При. уменьшении срг2 угол а 3 уменьшается, а Кд возрастает, поэтому уменьшаются относительные потери в о. н. а., характеризуемые величиной Ат)4_0. Даже при малых изменениях коэффициента потерь о. н. а. в ступени с лопаточным диффузором относительные потери Дц4_е существенно изменяются при изменении режима работы ступени. При этом Аг)4_6 тем больше, чем больше коэффициент расхода фг2 или чем меньше кд. Большое влияние изменения режима работы ступени на уменьшение ее к. п. д. связано с потерями в о. н. а., вызывающими существенное увеличение крутизны характеристики т]пол (фг2) у ступени с ло­ паточным диффузором при больших коэффициентах расхода. При этом также возрастает крутизна напорной характеристики

Ф (фгг)• В безлопаточном диффузоре кд мало меняется при изменении

режима работы, поэтому относительные потери в о. н. а. Дт]4_6 в ступени с безлопаточным диффузором изменяются прежде всего за счет изменения £4_„. При одинаковых радиальных габаритах ступени коэффициент диффузорности лопаточного диффузора на расчетном режиме всегда больше, чем у безлопаточного. Поэтому при одинаковых значениях £4_6 снижение к. п. д. ступени,

155'

связанное с потерями энергии в о. н. а., в ступени с безлопаточиым диффузором оказывается на расчетном режиме большим, чем при лопаточном диффузоре. После замены лопаточного диффузора на безлопаточный с такими же радиальными габаритами к. п. д. промежуточной ступени при умеренных значениях М„ всегда уменьшается.

Ухудшение к. п. д. ступени после удаления диффузорных лопаток связано не столько с увеличением потерь в безлопаточном диффузоре, сколько с увеличением потерь в о. н. а. вследствие уменьшения коэффициента диффузорности кд. Большая крутизна характеристик ступеней с лопаточными диффузорами по сравне­ нию с характеристиками проточных частей с безлопаточными диф­ фузорами объясняется не только формой характеристик собственно диффузоров, но и особенностями работы о. н. а. за этими двумя типами диффузоров.

Потери энергии в кольцевом колене, расположенном перед лопатками о. н. а., составляют значительную долю от всех потерь в обратном направляющем аппарате. В ступени с лопаточным диффузором коэффициент потерь кольцевого колена £4_5, согласно опытным данным, практически не зависит от режима работы сту­

пени; в исследованном случае была получена величина £4_в =

=0,36.

Вступени с безлопаточиым диффузором при изменении на­ правления потока перед кольцевым коленом £4_0 несколько изме­

с изменением средней длины траектории потока в колене, влия­ ющим на потери трения, и с изменением кривизны этой траектории,

что влияет на вихревые потери. При увеличении а4 длина траек­ тории уменьшается, а кривизна возрастает, следовательно, умень­ шаются потери на трение и увеличиваются вихревые потери.

При уменьшении а4 возрастает длина траектории, но умень­ шается ее кривизна, поэтому увеличиваются потери на трение и

уменьшаются вихревые. Противоположное влияние изменения а4 на эти две составляющие потерь приводит к тому, что при каком-то

оптимальном значении сс4 потери энергии в кольцевом колене минимальны. Величина этого минимума и соответствующее ему

значение а4 зависят от геометрии колена и полей скоростей перед ним.

При движении закрученного.потока вязкого газа через кольце­ вое колено помимо потерь давления в потоке имеют место также потери момента количества движения. Вследствие уменьшения

момента количества движения в колене величина гъсиЪпри выходе из колена оказывается меньшей, чем /"4сн4 перед коленом (рис. 5.3). Следовательно, угол потока аъпри выходе из колена перед лопат­

156

ками о. н. а. оказывается большим, чем при течении невязкого газа. При отсутствии потерь момента количества движения в ко­ лене

В описываемых опытах измерения углов и скоростей произ­ водились при г —0,991/"5, т. е. уже в межлопаточном канале

о. н. а., поэтому подсчет угла а5 по формуле (5.2) пришлось про-

изводить с учетом загромождения сечения лопатками. В ступени

с лопаточным диффузором опытные углы а 5 оказались большими, чем рассчитанные по формуле (5.2) примерно на 5°, а за безлопа­ точным диффузором— на 8° (рис. 5.3). Расхождения между изме­

ренными углами а 5 и подсчитанными по формуле (5.2) объясняется не только потерями момента количества движения в колене, но

иобратным влиянием лопаток о. н. а. на поток перед ними.

Вступенях с лопаточными диффузорами в зоне рабочих режи­

мов углы потока а4 всегда меньше, чем выходные углы диффузорных лопаток аіл. Потери момента количества движения в кольце­

вом колене несколько увеличивают угол потока а5 по сравнению со случаем течения невязкого газа. В результате «компенсации»

157

угла отставания потока в лопаточном диффузоре 6а4 возрастанием

угла а в колене при D4 = D5 и 64 = b&углы а5 оказываются близкими к углам а4л.

Для ступеней с лопаточными диффузорами оценка угла а5 может производиться по формуле

В ступенях с безлопаточными диффузорами при определении

угла а5 следует учитывать возрастание угла потока в кольцевом колене вследствие потерь момента количества движения.

Потери энергии в кольцевом колене, предшествующем лопат­ кам о. н. а. и типичном для НЗЛ, согласно нашим опытным данным, составляют около 40% от всех потерь в о. н. а. Остальные 60% приходятся на долю каналов о. н. а. и выходного колена, распо­ ложенного за лопатками (рис. 5.2).

Большая величина коэффициента потерь каналов о. н. а. отчасти связана с большим углом поворота лопаток о. н. а. Ло­ патки о. н. а. должны обеспечить отсутствие закрутки потока перед рабочим колесом следующей ступени — направление по­ тока за о. н. а. должно быть близким к осевому. Поэтому угол выхода лопаток о. н. а. обычно задается равным 90° (если при­ держиваться единого правила отсчета углов а за колесом, за диф­

фузором и в о. н. а., то угол ос6 = 270° или —90°, а угол й5 я=* *=« —а4, так как за входным кольцевым коленом и далее до выхода

из о. н. а. сг <2 0). Угол поворота лопаток о. н. а. а„„ — достигает 50—60°.

Так как число лопаток о. н. а. конечно, то лопаточная ре­ шетка о. н. а. не может обеспечить полную раскрутку потока. За лопатками о. н. а., как и за всякой аэродинамической решеткой с конечным числом лопаток, всегда имеет место отставание потока— решетка несколько недоворачивает поток до направления выход­ ных кромок лопаток. Перед о. н. а. окружная составляющая ско­

рости си > 0. Следовательно, при |а 6л| = 90° величина с„0 > 0 и поток за о. н. а. имеет небольшую закрутку в сторону вращения

колеса, т. е. |ав | < 90° (точнее ав > 270°). Для круговой решетки лопаточного диффузора, как указано в предыдущей главе, угол

отставания потока 6а4 может быть приближенно определен по формуле (4.7), справедливой для плоских диффузорных решеток. Однако для решеток о. н. а. формула (4.7) не может быть исполь­ зована, так как она дает значительно большие углы отставания

потока ба8, чем углы, получаемые на основании опытных данных. За исследованным о. н. а. угол закрутки потока, согласно опыт­ ным данным, не превосходил 5—7°, тогда как по формуле Хоуэлла этот угол получился близким к 15°,

158'

Коэффициент потерь каналов о. н. а. и следующего за ним

кольцевого колена ^_о' в исследованном случае превосходил 0,5. Лопатки о. н. а. имели постоянную толщину б, одна из торцевых стенок диафрагмы была плоской, а другая — образована кони­ ческой поверхностью. При такой форме межлопаточных каналов площадь их поперечных сечений сначала увеличивается, а затем уменьшается: первая треть канала расширяющаяся, а остальная часть — сужающаяся. Наличие диффузорного участка в канале в сочетании с большим углом изгиба средней линии лопатки при­

водит к большим значениям £Б_6. При монотонном изменении поперечного сечения канала, обеспечиваемом соответствующим профилированием либо лопаток о. н. а., либо стенок диафрагмы, к. п. д. ступени удается увеличить на 1,0—1,5% относительных [44 ]-. Такой выигрыш в к. п. д. ступени соответствует уменьше­ нию коэффициента потерь каналов о. н. а. £ Б _ 6 примерно на 30—40%.

Зависимости £Б_о- (чѵг) и аБ(фг2 ), приведенные на рис. 5.2 и 5.3, показывают, что в ступени с безлопаточным диффузором

коэффициент £5 - 0 ' минимален при а5 = сх5 Л, т. е. при безударном входе потока в каналы, соответствующем условию і5 = аБл — аБ л* 0. Возрастание коэффициента потерь ≤ 5 − 0 при отрицательных

углах атаки іБ, т. е. при аБ> ссБл связано с появлением срывов с входных кромок лопаток и образованием застойных зон. Эти зоны вызывают уменьшение проходных сечений каналов и резкое снижение давления в первой половине межлопаточных каналов.

При положительных углах атаки гБ, т. е. при а 5 < аБл, в каждом канале о. н. а. также появляется застойная зона, располага­ ющаяся около выпуклых поверхностей лопаток примерно в сере­ дине канала (сечение 5а—5а на рис. 5.1).

Застойная зона первоначально возникает в одном из углов по­ перечного сечения канала, а затем расширяется по мере возраста­

ния угла атаки гБ (т. е. при уменьшении коэффициента расхода ступени ф,.2). Распределения скоростей по ширине сечения 5а—5а,

в котором была обнаружена застойная зона при іъ > 0 , показаны на рис. 5.4. Около вогнутой поверхности лопатки поток заполняет всю ширину канала. Внутри застойной зоны направленное тече­ ние газа отсутствует, а давление слегка изменяется во времени с малой частотой. Частоту колебаний давления удается зафикси­ ровать даже с помощью обычного водяного манометра. Увеличе­ ние размеров застойной зоны сопровождается возрастанием ампли­ туды колебаний давления. Как и в случае возникновения застой­ ной зоны при выходе из лопаточного диффузора, колебания давления в застойной зоне в каналах о. н. а. появляются при больших коэффициентах расхода фг2, чем колебания показаний манометров, подключенных к нагнетательному трубопроводу. Застойные зоны в каналах о. н. а. возникают при нерасчетных

159