Файл: Ден Г.Н. Механика потока в центробежных компрессорах.pdf

на рис. 7.23, там же нанесена зависимость Ѳх (Ѳл), определенная

по формуле (7.60). Значения углов Ѳ1( найденные по опытным характеристикам ступени, тем сильнее отличаются от вычисленных по формуле (7.60), т. е. без учета изменения момента количества движения газа, чем больше угол поворота лопаток в. р. а. Ѳл.

О совершенстве в. р. а. можно судить по величине его коэффи­ циента потерь (,8 —9 , который удобно определять как. разность полных напоров перед и за лопатками аппарата, отнесенную к ки­ нетической энергии перед в. р. а. q8,

коэффициенты, зависящие от конструкции аппарата; для радиаль­ ного в- р. а., схема которого показана на рис. 7.22, А — 20, В = = 2,5 при условии, что Ѳл задан в радианах.

Изменение ширины лопаток в- р. а. в достаточно широких пределах практически не влияет на значения А и В (при опытах отношение bjL, где L — длина поворотной части лопатки, изме­

нялось от 0,3 до 1,0). Величина £8_9 (0) возрастает при уменьше­ нии Ь9 [изменение b9IL в указанных выше пределах вызывало

увеличение £8_а (0) от 0,15 до 0,30]. Для радиального в. р. а., лопатки которого являлись продолжением лопаток о. н. а. пре­ дыдущей ступени (рис. 7-24), коэффициент В оказался таким же, как у в. р. а., расположенных во всасывающей камере (рис. 7.22) при меньшем значении А = 4.

Потери во в. р. а. зависят от условий подвода потока к его лопаткам. Малые радиальные габариты всасывающих камер при-

230

водят к окружной неравномерности потока перед в. р. а. и увели­ чению коэффициента потерь І8_д. При подводе потока к радиаль­ ному в. р. а. из свободного пространства к- п. д. ступени оказы-

5-6

Рис. 7.24. Схема в. р. а ., лопатки которого являются продолжением лопаток о. п. а ., с устройством для измерения момента, действующего на лопатку со сто­ роны потока

вается более высоким, чем у ступени с тем же в- р. а., расположен­ ным внутри всасывающей камеры.

Расчет потенциального обтекания лопаток радиального в. р. а. при подводе потока из свободного пространства может быть выпол-

Рис. 7.25. Распределение углов потока перед лопатками радиального в. р. а ., расположенного во всасывающей камере

нен теми же методами, что и расчеты потока в других лопаточных системах ступени, при этом угол потока в «бесконечности» перед лопатками аа«, = 90°. Расчет течения в в. -р. а., расположенном внутри всасывающей камеры, требует знания распределения углов

231

потока перед лопатками по окружности. При малых габаритах ка­ меры углы потока Ѳ8 перед лопатками переменны и, согласно из­ мерениям В. Г. Соловьева, могут достигать 70° (рис. 7.25). Распре­ деления скоростей по лопаткам радиального в. р. а. при подводе из свободного пространства, подсчитанные по измеренным давле­ ниям на лопатках с помощью уравнения Бернулли без учета из­ менения полного давления в каналах, показаны на рис. 7.26. Рас­ четные распределения скоростей по.лопатке при потенциальном’ обтекании хорошо согласуются с опытными данными.

При одном и том же угле поворота лопаток Ѳл радиальные в. р. а- позволяют обеспечить поворот потока в аппарате на боль­

Поэтому при одних и тех же углах Ѳл углы закрутки потока за радиальными в. р. а. с достаточно большими отношениями U R 0

превосходят углы закрутки потока Ѳза осевыми аппаратами, в ре­ зультате чего при одних и тех же Ѳл глубина регулирования сту­

Следовательно, чем больше отношение саІи2, тем существеннее, сказываются потери в в. р. а. на к. п. д. ступени.

Дросселирование потока в в- р. а. приводит к увеличению объемного расхода через колесо. Кроме того, закрутка потока.

232

Г л а в а 8_____________________________________

Га з о д и н а м и ч е с к и е у с и л и я ,

ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА РОТОР И ЛОПАТКИ ДИФФУЗОРОВ и входны х РЕГУЛИРУЮЩИХ АППАРАТОВ

В предыдущих главах рассмотрено течение в отдельных элементах проточных частей центробежных ступеней, при этом основное внимание обращено на кинематику потока,, выяснение механизма потерь энергии и газодинамические характеристики элементов ступени. К рассмотренным вопросам непосредственно примыкает группа задач, связанная с обеспечением надежности конструкции ступени за счет правильной оценки силового воздей­ ствия потока на ротор и лопатки диффузоров и в. р. а.

До тех пор, пока центробежные компрессорные машины созда­ вались для работыприсравнительно небольших плотностях сжимае­ мой среды, необходимость в уточнении системы сил, приложенных со стороны потока к ротору, в определении величин сил, дей­ ствующих на ротор и лопатки направляющих и регулирующих аппаратов, в стационарных ц. к. м. почти не возникала. При про­ ектировании можно было ограничиваться определением момента, который требуется приложить к ротору со стороны привода, а также приближенным определением осевого усилия, действую­ щего на ротор при расчетном режиме работы машины и необходи­ мого для разработки упорного подшипника компрессора.

Проблема уменьшения газодинамических сил, действующих 'на ротор в стационарных ц. к. м., возникла лишь при конструиро­ вании и отработке ступеней, предназначенных для работы при высокой плотности газа (рн = 3 кг/м3 и выше). Эта проблема стала острой при создании нагнетателей природного газа для магист­ ральных газопроводов. В ходе доводки таких нагнетателей потре­ бовалось выяснить действительную систему сил, приложенных к ротору при отсутствии круговой симметрии потока за рабочим колесом. Полученные данные позволили выяснить влияние кон­ струкции диффузора и выходного устройства на распределения скоростей и давлений за колесом и силовые воздействия потока на ротор 193, 68]; установить влияние осевых зазоров между дис­ ками колеса и корпусом на осевые усилия [67,]; разработать ме­ тоды подсчета радиальных усилий, возникающих в ступенях с бездиффузорными улитками [3]; уточнить методы оценки осевых уси­ лий и предложить эффективные способы их снижения [4, 19, 22].

Насосостроение занялось изучением сил, действующих на ро­ тор со стороны потока, значительно раньше, чем компрессоростроение. В работах А. И. Степанова приведены эмпирические формулы

234

для подсчета радиальных нагрузок на ротор и имеются указания о влиянии осевых зазоров между колесом и корпусом на осевые усилия. А. А. Ломакин исследовал влияние радиальных зазоров

вуплотнениях ротора на давления около дисков колеса. Имеется ряд работ, содержащих данные об осевых и радиальных усилиях

внасосах с различными конструкциями выходных элементов [74, 76].

Если изучение сил, действующих на ротор, требуется для отыскания путей снижения динамических напряжений в его дета­ лях и расчета подшипников, то данные о силах и моментах, при­ ложенных со стороны потока к лопаткам диффузоров и в. р. а., необходимы для разработки механизмов привода поворотных лопаток. Эти данные в литературе по ц. к. м. до недавнего времени практически отсутствовали, тогда как они совершенно необхо­ димы для создания работоспособных механизмов привода, расчета осей, на которых поворачиваются лопатки.

8.1. СИ ЛЫ , ДЕЙ СТВУЮ Щ И Е СО СТОРОНЫ ПОТОКА НА РОТОР ЦЕНТРОБЕЖ НОЙ СТУП ЕН И

В двухпоточных ступенях при одинаковом подводе потока к каж­ дой половине колеса и осевой симметрии полей скоростей и давле­ ний около наружных поверхностей дисков и за колесом ротор

Рис. 8.1. Система газодинамических сил, приложенных к рабо­ чему колесу со стороны потока

полностью разгружен от осевых и радиальных усилий, связанных с течением газа через ступень. В однопоточной конструкции вслед­ ствие изменения направления потока в колесе из осевого в ради­ альное и различия в давлениях перед входом в колесо и за ним возникает осевое усилие, воспринимаемое упорным подшипником. Это усилие можно найти с помощью теоремы об изменении

235

количества движения газа, применив ее к области вокруг рабочего колеса. Для вычисления осевого усилия необходимо знать рас­ пределения скоростей и давлений перед и за колесом и распреде­ ления давлений по наружным поверхностям (дисков колеса, т. е. по границам рассматриваемой области (рис. 8.1). При осевой сим­ метрии потока вокруг колеса, однородном потоке при входе (в се­ чении 0—0) и радиальном направлении его за колесом в меридио­ нальной плоскости осевоеусилие Т, действующее со стороны потока на ротор, определяется соотношением

где ра — атмосферное давление; рр — давление около рабочего диска колеса; рп — давление около покрывающего диска колеса; гл,р-— средний радиус лабиринтных уплотнений рабочего диска; гл- п —средний радиус лабиринтных уплотнений покрывающего дис­ ка; гв — средний радиус уплотнений вала перед рабочим колесом.

При отсутствии осевой симметрии потока вокруг колеса

В этом случае помимо осевого усилия появляется также радиаль­ ное газодинамическое усилия R, воспринимаемое опорными под­ шипниками. Проекции этого усилия на оси х и у (рис. 8.1) связаны с распределениями скоростей и давлений при выходе из колеса

соотношениями:

'

.

где Ь'ч— ширина колеса на выходе с учетом толщин рабочего

ипокрывающего дисков.

Формально, при определении радиального усилия следует

учитывать составляющие, обусловленные конусностью наружных поверхностей дисков колеса. Если ftp и ■&„ — углы между каса­ тельными к образующим дисков и радиусом г, то добавки к состав­ ляющим радиального усилия вследствие конусности дисков легко вычислить. Для этого необходимо располагать распределениями.

236