Научные основы и рекомендации по первичному проектированию сверхзвуковых ступеней осевых компрессоров тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Сахранавард Махди

• Сахранавард Махди
• кандидат наук
• 2024

Оглавление диссертации кандидат наук Сахранавард Махди

ВВЕДЕНИЕ

1 ГАЗОДИНАМИЧЕСКОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА

1.1 Актуальность и сложность проектирования и расчета осевых компрессоров. Основные понятия

1.2 Пример инженерного метода моделирования характеристик

1.3 Одномерные и двухмерные подходы к проектированию осевых компрессоров

1.4 Применение методов вычислительной газовой динамики к проектированию и расчету осевых компрессоров

1.5 Основы первичного проектирования дозвуковых ОК в русскоязычной литературе

1.6 Пример моделирования характеристик сверхзвуковых ступеней коммерческим CFD-пакетом

1.7 Программа СПбПУ РРОК-ГПД для расчета осевого сверхзвукового компрессора

1.8 Общие заключения по состоянию вопроса

2 МЕТОДИКА РАСЧЕТНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ

2.1 CFD - моделирование объекта исследования Rotor

2.2 Верификация программы СПбПУ РРОК-ГПД

3 РАСЧЕТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СВЕХЗВУКОВОЙ СТУПЕНИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА. Выработка рекомендаций ПО ПРОЕКТИРОВАНИЮ

3.1 Объект исследования

3.2 Влияние типа проточной части и изменения расходной скорости по длине проточной части

3.3 Влияние втулочного отношения при отсутствии закрутки потока на

входе в ступень

3.4 Влияние втулочного отношения при положительной закрутке потока на входе в ступень

3.5 Разработка математической модели параметров расчетного режима сверхзвуковой осевой компрессорной ступени

3.6 Выработка рекомендаций по первичному проектированию

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК СОКРАЩЕНИЙ И УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:

ВВЕДЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Научные основы и рекомендации по первичному проектированию сверхзвуковых ступеней осевых компрессоров»

Актуальность темы диссертации

Осевые компрессоры (ОК) - наиболее мощные из всех промышленных и цикловых компрессоров. В доменном процессе мощность ОК порядка 30 МВт. Мощность ОК в составе энергетических турбин и авиадвигателей измеряется сотнями МВт. Эффективность газодинамического проектирования очень важна. Во всем мире инженеры и ученые накопили огромный опыт в этой области. Однако опыт промышленных компаний является их собственностью. Научные публикации содержат ценную информацию, но не представляют замкнутой системы хотя бы первичного проектирования. Коммерческие CFD - программы недешевы и не всегда гарантируют корректный результат. CFD - оптимизация может быть эффективной на последнем этапе проектирования. Для рационального выбора сочетания основных параметров проектирования - коэффициентов расхода и напора, втулочного отношения, окружной скорости и количества ступеней необходимо первичное проектирование на основании инженерных моделей. В зарубежной литературе исследования в этом направлении не представлены. В СПбПУ разработаны математические модели и программы, пригодные для исследования влияния параметров проектирования на КПД, составляющие потерь, размеры сверхзвуковых осевых компрессоров и ступеней. Систематическое исследование параметров проектирования даст полезные результаты для теории и практики проектирования.

Степень разработанности темы диссертации

Аналогичные по решаемой задаче работы выполнены в СПбПУ применительно к центробежным компрессорам. В литературе отсутствуют данные о подобных исследованиях применительно к осевым компрессорам. В силу особенностей кинематики течения и динамики процесса, для осевых компрессоров эта задача намного сложнее.

Цель исследования состоит в выработке рекомендаций по первичному проектированию сверхзвуковой осевой компрессорной ступени по результатам

численного исследования влияния параметров проектирования на характеристики ступени при помощи инженерной компьютерной программы.

Для достижения поставленной цели решены следующие задачи:

- обзор методов расчета и проектирования осевых компрессоров,

- выбор методики расчетного исследования,

- исследование влияния параметров проектирования (втулочного отношения и предварительной закрутки потока) на КПД, коэффициент напора, отношение давлений, кинематику потока, полные и статические давления и температуры, структуру потерь напора в рабочем колесе и направляющем аппарате на 40 осесимметричных поверхностях тока, размеры первой ступени сверхзвукового осевого компрессора,

- разработка математической модели параметров расчетного режима сверхзвуковой осевой компрессорной ступени,

- выработка рекомендаций по первичному проектированию сверхзвуковой осевой компрессорной ступени.

Научная новизна состоит в том, что впервые представлены результаты исследования параметров проектирования (втулочного отношения и предварительной закрутки потока) на КПД, коэффициент напора, отношение давлений, кинематику потока, полные и статические давления и температуры, структуру потерь напора в рабочем колесе и направляющем аппарате на 40 осесимметричных поверхностях тока, размеры первой ступени сверхзвукового осевого компрессора.

Теоретическая значимость работы. Систематические расчеты в корректной постановке выявили важный для теории факт взаимного влияния параметров потока на соседних осесимметричных поверхностях тока. В частности, на расчетном втулочном радиусе при отсутствии закрутки потока на входе, теоретический напор больше, чем при отсутствии закрутки у втулки, но при наличия положительной закрутки потока на выше расположенных осесимметричных поверхностях.

Практическая значимость работы. В результате исследования сформулированы рекомендации по первичному проектированию сверхзвуковых осевых компрессорных ступеней и предложена математическая модель для оценочного расчета КПД и теоретического напора ступеней с разным втулочным отношением и разной предварительной закруткой потока на входе в рабочее колесо. Эта информация может быть использована в практике проектирования.

Методология и методы исследования. В качестве метода исследования использован численный эксперимент. В качестве основного инструмента применялась программа СПбПУ РРОК-ГПД, основанная на инженерных математических моделях дозвукового и сверхзвукового течения.

Основные положения, выносимые на защиту: результат идентификации программы СПбПУ РРОК-ГПД по результатам испытания объекта исследования Rotor 37, математическая модель параметров расчетного режима сверхзвуковой осевой компрессорной ступени, рекомендации по первичному проектированию сверхзвуковой осевой компрессорной ступени.

Степень достоверности результатов. Для расчетного исследования использована программа СПбПУ РРОК-ГПД. Дозвуковая часть ее математической модели ранее идентифицирована и верифицирована по результатам заводских испытаний 36-ти многоступенчатых осевых компрессоров Невского машиностроительного завода и Уральского турбомоторного завода. Совместно сверхзвуковая и дозвуковая модели программы СПбПУ РРОК-ГПД идентифицированы в рамках представленной работы по КПД, отношению давлений и структуре потока на выходе из объекта Rotor 37. Результаты исследования демонстрируют логичную взаимосвязь между структурой течения, геометрическими и режимными параметрами и разными видами потерь напора, КПД, коэффициентом теоретического напора и отношением давлений ступени.

Личный вклад состоит в идентификации программы СПбПУ РРОК-ГПД по объекту Rotor 37, в численном исследовании влияния параметров проектирования (втулочного отношения и предварительной закрутки на входе в

рабочее колесо) на КПД, коэффициент напора, отношение давлений, кинематику потока, полные и статические давления и температуры, структуру потерь напора в рабочем колесе и направляющем аппарате на 40 осесимметричных поверхностях тока, размеры первой ступени сверхзвукового осевого компрессора, разработке математической модели параметров расчетного режима сверхзвуковой осевой компрессорной ступени, выработке рекомендаций по первичному проектированию сверхзвуковых ступеней осевых компрессоров.

Апробация работы. Результаты работы были представлены на:

- Всероссийской конференции молодых ученых «Вакуумная, компрессорная техника и пневмоагрегаты». МГТУ им. Н. Э. Баумана, г. Москва, 2022 г,

- 8-я международная конференция «Advances in Energy Research» институт энергетических наук и инжиниринга, г. Мумбаи, Индия, 2022,

- XII конгресс молодых ученых «Эффективные инженерные решения в энергомашиностроении». ИТМО, г. Санкт-Петербург, 2023 г. Публикации.

По теме диссертации автором опубликовано 4 печатные работы, из них 3 работы в журналах из перечня ВАК («Компрессорная техника и пневматика», «Известия высших учебных заведений», «Глобальная Энергия»).

1 ГАЗОДИНАМИЧЕСКОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА

1.1 Актуальность и сложность проектирования и расчета осевых

компрессоров. Основные понятия

Осевой компрессор обычно состоит из нескольких ступеней, каждая из которых включает в себя ротор и статор (вращающаяся решетка и неподвижная решетка соответственно - Рисунок 1.1). Зная свойства воздуха на входе компрессора, можно рассчитать свойства воздуха на выходе по данным решетки [16] или по другим корреляционным данным [17], а также по другим литературным источникам, например [17, 18, 19] (неизменяемая геометрия) и [20, 21] (переменная геометрия).

ротор статор ротор - статор

Рисунок 1.1 - Примеры рядов лопаток ротора и статора 9-ступенчатого осевого

компрессора [19]

Характеристики всего компрессора рассчитываются путем последовательного расположения ступеней компрессора: условия на входе типичной ступени получают по условиям на выходе предыдущей ступени. Наибольшее влияние на рабочие характеристики ступени оказывают трение, вихреобразование, ударные волны, уровни скоростей (расчетный режим) и режим обтекания - углы атаки.

Компрессор является узлом, который наиболее сильно влияет на рабочие характеристики газовой турбины. На рисунке 1.2 показано расположение осевого компрессора в газовой турбине.

Заборное устройство Камера сгорания Турбина Форсажная камера

Компрессор

Рисунок 1.2 - Пример авиационной газовой турбины - расположение компрессора

(компрессоров) [18] Для высокопроизводительных компрессоров, обеспечивающих высокую степень сжатия на каждой ступени, необходимо наличие потока с высокой скоростью в межлопаточных каналах. Скорость потока связана с потерями энергии, когда направление потока не совпадает с направлением межлопаточных каналов. Таким образом, при работе в нерасчетном режиме КПД компрессора может значительно меняться. Для снижения потерь при работе компрессора применяют переменную геометрию. Положение статорных лопаток (направляющих аппаратов) во время работы меняется для приближения к безударному обтеканию при изменении расхода и оборотов (Рисунок 1.3).

В таблице 1. 1 показано изменение газодинамических параметров, в рабочем колесе и направляющем аппарате, представленных на рисунке 1.4.

Статоры с переменной геометрией

Рисунок 1.3 - Компрессор с переменной геометрией [22] Таблица 1.1 - Термодинамические процессы

Термодинамические процессы

Рабочее Колесо Направляющий Аппарат

Статическое давление Увеличение Увеличение

Полное давление Увеличение Небольшое уменьшение

Статическая температура Увеличение Увеличение

Полная температура Увеличение Постоянная

Относительная скорость Уменьшение -

Абсолютная скорость Увеличение Уменьшение

Энтальпия Увеличение Постоянная

Плотность Увеличение Увеличение

Схематический чертеж осевого компрессора, установленного в турбореактивном двигателе, показан на рисунке 1.5. В общей конфигурации первый ряд лопаток - входной направляющий аппарат (ВНА) - передает вращение воздуху для создания заданного распределения скорости. Предварительное вращение потока увеличивается в первом рабочем колесе (РК), и, таким образом, имеет место передача энергии в соответствии с уравнением Эйлера. Эта энергия проявляется как повышение полной температуры и полного давления воздуха. Передача газу механической энергии двигателя

сопровождается увеличением статического давления и абсолютной скорости потока. В последующем ряде неподвижных лопаток - направляющем аппарате (НА) - скоростной напор преобразуется в статическое давление. НА также создает нужное распределение потока для последующего РК. По мере повышения давления увеличивается плотность газа, а площадь проходного сечения уменьшается в соответствии с уменьшающимся объемом. Это изменение площади может быть достигнуто за счет изменения наружного диаметра или диаметра втулки, либо и того, и другого. В рабочем процессе имеют место потери энергии газа, которые приводят к увеличению энтропии. Таким образом, при прохождении через компрессор скорость, давление, температура, плотность, энтропия и радиус данной частицы воздуха изменяются в каждом из рядов лопаток.

решетка лопаток по средней линии

Р. К.

Н. А.

направление вращения

Рисунок 1.4 - Лопатки осевого компрессора [1]

Рисунок 1.5 - Осевой компрессор в турбореактивном двигателе [17]

В целом осевой компрессор обладает высоким КПД и высокой производительностью по воздуху на единицу площади лобовой поверхности. В таблице 1.2 приведены некоторые примеры развития осевых компрессоров ГТД за последние десятилетия.

Таблица 1.2 - Эволюция осевого компрессора ГТД

Двигатель Год Тяга (кН) Отношение давлений Количество ступеней

Avon 1958 44 10 17

Spey 1963 56 21 17

RB-211 1972 225 29 14

Trent 1995 356 41 15

При проектировании компрессора ряд конструктивных и газодинамических параметров имеет большое значение.

Окружная скорость. При проектировании следует обратить внимание на эту величину в связи с максимальной прочностью материалов, используемых для

лопаток и дисков (или барабанов). У современных ОК окружная скорость может приближаться к 500 м/с.

Осевая скорость, коэффициент скорости, коэффициент расхода.

Высокая осевая скорость необходима для обеспечения высокого массового расхода на единицу площади лобовой поверхности, что важно для газовой турбины с высокими рабочими характеристиками, но осевая скорость в осевом компрессоре ограничена по аэродинамическим причинам.

Коэффициент осевой скорости - соотношение осевых скоростей на выходе и на входе - поддерживается около 1,0 для того, чтобы снизить осевую нагрузку, и исключить вероятность отрыва меридионального потока.

Коэффициент расхода - отношение осевой скорости на входе к тангенциальной скорости (лопатки) - будет выбираться в диапазоне от 0,5 до 0,75. Чем выше это значение, тем выше относительное число Маха и возможность более высоких волновых потерь.

Число Маха на входе - высокое числа Маха на входе уменьшает площадь лобовой поверхности, но приводит к высоким относительным скоростям потока на периферии лопатки первой ступени, что ведет к снижению КПД. Обычно значения находятся в диапазоне от 0,4 до 0,6, при этом самый высокий уровень имеет место в сверхзвуковых ОК.

Число Маха на выходе. Это значение не должно быть более 0,35 (в идеальном случае 0,25), что важно для подачи воздуха в камеру сгорания.

Втулочное отношение - соотношение между радиусом втулки и наружным радиусом. При высоких значениях втулочного отношения влияние зазора между лопатками будет сравнительно больше из-за меньшей высоты лопатки. При низких втулочных отношениях напряжения лопатки могут стать недопустимыми, а вторичные потоки - мощными. Вследствие этих двух факторов влияния втулочное отношение должно быть больше 0,60 для первой ступени и выше для остальных ступеней, хотя вентиляторы больших двухконтурных двигателей имеют втулочное отношение до 0,35. Отметим, что российские специалисты

(ниже) большее внимание уделяют влиянию втулочного отношения на изменение кинематики потока по высоте лопаток.

Осевой канал компрессора. Проходные сечения в осевом направлении образуют осевой канал. Этот канал практически влияет на рабочие характеристики компрессора, поэтому он должен тщательно проектироваться. Хорошо спроектированный осевой канал будет иметь своим результатом компрессор с высоким КПД. Отсутствие тщательного проектирования приведет к компрессору с низким КПД, где разработка, безусловно, потребует повторного проектирования канала (Рисунок 1.6).

Использование постоянного внутреннего диаметра часто встречается в промышленных установках, позволяя использовать диски ротора одного и того же диаметра, что снижает производственные затраты.

Рисунок 1.6 - Канал осевого компрессора [18]

Расчётный режим - это условие, при котором задаются параметры цикла для разработки машины. В расчётном режиме, как правило, КПД элементов проточной части является максимальным. Расчётный режим выбирается как условие, при котором компрессор будет работать в течение более длительного времени.

Нерасчётный режим. При отклонении частоты вращения или массового расхода воздуха от расчётного режима ОК не будет иметь тот же самый КПД. Характеристики в нерасчётном режиме определяются как рабочие характеристики компрессора при условиях расхода и оборотах, отличных от тех, для которых компрессор был специально спроектирован. Анализ характеристик в нерасчетном режиме отличается от расчетного случая тем, что геометрия компрессора задается, и задача заключается в том, чтобы найти условия на выходе компрессора для определенного диапазона оборотов и массового расхода. Если компрессор имеет переменную геометрию, то рабочий диапазон в нерасчетном режиме больше, и его КПД и степень повышения давления можно увеличить для каждого требуемого массового расхода, выбирая соответствующие настройки лопаток НА.

Вычисление характеристик в нерасчетном режиме называется «прямой задачей компрессора», в то время как исходный расчет называется «обратной задачей». Анализ характеристик в нерасчетном режиме является одной из самых сложных задач для проектировщиков компрессоров. [17]. Типичная диаграмма характеристик осевого компрессора показана на рисунке 1.7.

Области диаграммы характеристик, которые находятся справа от линии границы помпажа / срыва вдоль линий постоянной частоты вращения - это рабочая зона ОК. На характеристике компрессора значения частоты вращения и массового расхода показаны относительно расчетных значений, выраженных приведенными оборотами и приведенным массовым расходом, где Т01 и Р01 представляют собой полную температуру и полное давление в условиях окружающей среды. Каждая кривая представляет собой одну отдельную частоту вращения. В расчетной точке частота вращения составляет 100%, что показано на рисунке 1.7 как 1,0. В хорошо спроектированном компрессоре эта точка будет точкой максимального КПД.

Рисунок 1.7 - Схема эксплуатации осевого компрессора [18]

Для других постоянных частот вращения (приведенных) компрессор будет работать в нерасчетных режимах. Таким образом, для каждой кривой частоты вращения, в расчетном или нерасчетном режиме, можно определить значение степени повышения давления и КПД для каждого значения массового расхода (приведенного).

Кривые постоянных частот вращения ограничиваются минимальным массовым расходом в местах срыва (или помпажа) и максимальным массовым расходом, при котором имеет место запирание потока.

Граница срыва (или линия помпажа) представляет собой геометрическое место точек минимального расхода непосредственно перед резким ухудшением рабочих характеристик компрессора.

1.2 Пример инженерного метода моделирования характеристик

Несмотря на значительные достижения в области физического происхождения потерь компрессора, обусловленные как экспериментальным, так и численным анализом, общая теория для их оценки пока не существует. Наиболее перспективным способом точной и общей оценки потерь является использование вычислительной гидродинамики (CFD), с помощью которой в литературе были задокументированы значительные результаты. В инженерной практике по-прежнему применятся приближенные методы, основанные на обобщении экспериментальных данных.

Пример дают работы [23], [24], с надежными результатами для дозвуковых компрессоров. Работа [25] подтверждает это. Дальнейший шаг требуется, когда необходимо иметь дело с входными сверхзвуковыми потоками (как в случае трансзвуковых ступеней), для которых прогнозные модели даны [26], является на сегодняшний день наиболее используемым.

Как хорошо известно, со ссылкой на общий этап сжатия (Рисунок 1.8), отклонение потока происходит на каждом выходе каскада вследствие не бесконечного числа направляющих лопаток, а также из-за фактического падения рабочего профиля, развала и толщины, числа Маха и трехмерных эффектов, имеющих место вблизи ступицы лопатки и наконечника. Для профилей NACA 65 или двухдуговых отставание потока 5 можно оценить с помощью уравнения 1.1 и рисунок 1.8.

Рисунок 1.8 - Эскиз ступени компрессора (слева) и геометрия каскада в середине

пролета (справа) [28]

1

К

(кД(Зо )10 +

+ АЗге/ + ( ^) ^ - К/ ) , М3/с, (1.1)

гГе/

где:

К - коэффициент сжимаемости, о - густота решетки,

(К8)г = /(^тах / I),

(до)1о - основное отклонение для симметричных профилей толщиной 10% к хорде, (т)о-1 - параметр, относящийся к решетке с густотой 1, А - угол изогнутости профиля.

Лдге/ = МаI, х/Ь) зависит от фактического каскадного числа Маха и (Шё/&)г,ге/Ыге/) учитывает влияние нерасчетный характеристик на отклонение путем оценки фактического угла падения I по отношению к исходному углу Iге/.

Члены уравнения 1.1 обычно приводятся в графической форме [23], но могут быть легко реализованы численно.

Как правило, потери в ступени делятся на профильные, вторичные (на ограничивающих поверхностях) и потери в зазоре. Предусмотрены поправки для изменения основных потерь профиля с учетом эффектов Рейнольдса и числа

Маха. Наконец, вводятся аддитивные термины для оценки волновых потерь при возникновении сверхзвукового набегающего потока.

Учет различных источников потерь в соответствии со уравнением 1.2:

где:

С(м=0) - основной коэффициент потерь для несжимаемого потока,

XR - коррекция на критерий Рейнольдса,

ХМ - коррекция на критерий Маха,

Сяк - поправка на удар,

С - коэффициент вторичных потерь,

& - коэффициент потерь в зазоре,

Км - коэффициент влияния числа Маха на ударные потери.

Потери рассчитываются для РК и НА с использованием уравнений 3 и 4:

С _ С(М_0)%R%M + Сяк + С, + С8 + КМ (I ) ,

(1.2)

_ к2 к21я; С _ к3 ^

(1.3)

-, k-1

г 1 k k

С- 1/ 0,5 (к -1) М2 <¡1 + 0,5 (к -1) М2 - (1 -ет)(1 + 0,5 (к -1) М2) ^ + [(1.4)

т - обычный коэффициент потери полного давления (уравнение 5):

шк _ (0,5рха)\), ет, _ Лр° (0,5^2®22)

(1.5)

При оценке профильных потерь базовый коэффициент потерь представляет функцию ряда параметров по формуле 6:

шр = 2

[ \

V

К1У

(

а

со——

со——

V/

К С0—У

2Н

\Г Г Л

к 3Н - 1у

Л-3

1 -Н

V

К 1у

а

со——

(1.6)

Где: и/1 - безразмерная импульсная толщина пограничного слоя лопатки, которая зависит от коэффициента местной диффузорности Либлейна (уравнение 7):

DRK = Ш

1,12 + 0,61

cos2 Д

с и

tan Д tan Д

с

т1

с

т1

г 2 ^

1 - Г2

2

Г1У

К

DRS = ^

с

1,12 + 0,61———2-

tan—

с

т3

tan—

с

т 2

(1.7)

где:

аi - угол входа потока (а = в для РК),

аех - угол выхода потока (т. е. аех = в2 для РК),

Н - коэффициент формы, значения которого находятся между 1,05 и 1,2. Поправка на критерий Рейнольдса:

XR

ШрМ ^р,тв/ сг м

(1.8)

где = f(Re) - коэффициент трения гладкой плоской пластины.

Коррекция на основе Маха (хм) предлагает объяснение эффектов сжимаемости, которые становятся не пренебрежимо, когда число Маха превышает, хМ = 0,3 когда М > 0,75 и хМ > 1,5 когда М > 1.

Коррекция ударных потерь применяется только к сверхзвуковым лопастям и может быть рассчитана достаточно хорошо с использованием двумерной модели потери удара, представленной [26].

Вторичные потери обусловлены как трением о торцевые стенки, так и вторичной завихренностью, расположенной в плоскостях, перпендикулярных оси вала. По словам [27], вторичные потери связаны с коэффициентом диссипации энергии Сс1, что зависит от геометрии профиля и параметра работы относится к профилю среднего размаха (Ф), будучи последним эмпирически (уравнение 1-9):

С = Хк (^ + 0,004), (1.9)

где:

р = /(Ш,

1а - осевая хорда лопатка,

Ь - высота лопатки,

Хк - коррекция на основе Рейнольдса.

Ещё строгое моделирование для вторичных потерь будет разрушать вклад из-за трения торцевой стенки и вторичной завихренности в соответствии по формуле (действительным для лопатка ротора):

С

S annulus

0,004%к

I, / ь

(1 + Y ) 8епрх

/ л

Ю

ой

+ Y

С

S _ уогИег^у

0,032^к У

* ('а / Ь Г

0,15

(1 + Y ) senpx

V Ю У г \

г \

С«£

V Ю У

ю

ой

V Ю1 У

3 / \з

(1.10)

+ Y

V Ю У

Где: 3^=0,5(31Я+32Я) и с^ = 0,5(с28 +с33).

Потери в зазоре являются сложной функцией геометрии профиля, и функциональных параметров. В. Траупель предлагает уравнение для лопасти ротора:

= K8

Ka>t 1 a>1S Ds8

l U j s senTts I Dmb ,

(111)

Где:

yts - угол установки профиля, измеренный относительно тангенциального направления,

K5 - эмпирически выведенный коэффициент, функция отношения между фактическими коэффициентами расхода и расчетными коэффициентами расхода, его значения находятся в диапазоне [0,8 - 2] когда ф/ф* в диапазоне [0,8 - 1,3], 5 - зазор,

(A^t / u2)s - коэффициент напора РК.

Корреляции, представленные выше, способны дать разумное представление о механизмах потерь и выявить правильные сущности для различных источников, задействованных как в расчетных, так и в нерасчетных условиях.

Пример прогноза, полученного с использованием такого подхода, приведен на рисунке 1.9, где карта ступени компрессора Rolls-Royce HP9 [29] была предсказана и сопоставлена с имеющимися экспериментальными данными.

Другой пример приведен [30], где было проведено предварительное проектное исследование с использованием корреляций для определения усовершенствованного основного компрессора для использования в новых турбовентиляторных двигателях с высоким коэффициентом перепуска, которые будут введены в коммерческую эксплуатацию в 1980-х годах.

>4

И и

g о, «

В

U #

С") 0«

1 1 экспериментальный Точка проектирования

904 <Г ^ -— 25 ч. 1 ^х/ >4

----^ Sv—---V.....{---------

предсказанный 954 X * 1004 ч/

\ \ > \ \ i

6.5

7.5

8.5

9.5

10

10 £

и и 1>

л О 14 Н к <о

•е

•е-

а о и

Линия пульсации (экспериментальная)

/ А.

Линия пульсации (предсказанная)

\ I

X

X

100if"<

"Точка

проекпфования

», 105% , ПОЧ

И

\

Х- N1 А\ 1\| 1

.954 \

л! • \

'.90% Ч . у

\ i \ \! V

......\..........V............

•. 704 ; •

ч

•V

_1_

_L

J_

4 5 6 7 8 9 10 11

Исправленный массовый расход [кг/с]

Рисунок 1.9 - Экспериментальная и прогнозная карта компрессора Rolls-Royce

HP-9 [29]

1.3 Одномерные и двухмерные подходы к проектированию осевых

компрессоров

Общая схема проектирования. Независимо от рассматриваемого конкретного случая, современная философия проектирования компрессора может быть обобщена на рисунке 1.10.

подробное проектирование

Рисунок 1.10 - Блок-схема конструкции компрессора [28]

Предварительный проект обычно выполняется сначала с целью определения некоторых основных характеристик, таких как количество ступеней, радиусы входа и выхода и длина. Выбор коэффициента напора и реактивности устанавливается также на основе предварительных критериев, обусловленных основной теорией и экспериментами. Такая процедура основана на одномерных (Ш) методах, где характеристики каждой ступени конденсируются в "расчетный блок", к которому применяются основные уравнения термо- и гидродинамики. Затем ступени складываются вместе, чтобы определить общую конструкцию компрессора, независимо от какого-либо взаимного взаимодействия ступеней. В рамках этого процесса, который будет описан ниже, технологические и технологические ограничения, а также ограничения по весу и стоимости играют важную роль, которую необходимо должным образом учитывать. В этой структуре некоторые ранние варианты могут быть пересмотрены и подвергнуты проверке аэродинамических критериев, так что итерационный процесс

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Сахранавард Махди, 2024 год

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:

1. Ю. Б. Галеркин. Турбокомпрессоры. Монография. М.- Издательство ООО «ИИЦ КХТ». - 2010. - С. 750.

2. Селезнёв К.П., Подобуев Ю.С. Теория и расчёт осевых и центробежных компрессоров. - Ленинград: Изд. Машиностроение, 1957-395 с.

3. К. П. Селезнев, Ю. Б. Галеркин, С. А. Анисимов, В. П. Митрофанов, Ю. С. Подобуев. Теория и расчет турбокомпрессоров. Учебное пособие. Машиностроение. - Л. -1986.

4. Кампсти, Н. Аэродинамика компрессоров: [перев. с англ.] / Н. Кампсти. - М.: Мир, 2000. - 688 с.

5. Комаров, А.П. Исследование плоских компрессорных решеток / А. П. Комаров // Лопаточные машины и струйные аппараты, Сб. статей, Вып. 2. -М.: Машиностроение, 1967. - С. 67-110. 254.

6. Ю. Б. Галеркин, Ю. А. Попов, А. Ю. Прокофьев. Анализ эффективности элементарных решеток осевых компрессоров по данным продувок плоских решеток. Компрессорная техника и пневматика. - № 1, 2005 г., М. - С. 13-19.

7. Ю. Б. Галеркин, Ю. А. Попов. Расчетный анализ характеристик осевых компрессорных ступеней. Компрессорная техника и пневматика. - № 5. - М. -2005. - С. 26-33.

8. Ю. Б. Галеркин, Ю. А. Попов. Анализ эффективности пространственных лопаточных решеток осевых компрессоров по данным продувок плоских решеток. Компрессорная техника и пневматика. - № 3. - М. - 2005. - С. 22-28.

9. Ю. Б. Галеркин, Попов Ю. А. Оптимизация проточной части осевых компрессоров на стадии вариантного расчета. Часть 1. Компрессорная техника и пневматика. - № 5. - 2009. - С. 2-10

10. Ю. Б. Галеркин, Попов Ю. А. Оптимизация проточной части осевых компрессоров на стадии вариантного расчета. Часть 2. Компрессорная техника и пневматика. - № 6. - 2009. - С. 11-20.

11. Журавлев. Ю.И. // Разработка, оптимизация и унификация проточных частей компрессорных машин газоперекачивающих агрегатов головных компрессорных станций. Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук, г. Екатеринбург, 2005.

12. Г. Н. Абрамович. Прикладная газовая динамика. - М.: Государственное издательство технико-теоретической литературы, 1953 - 00 736 с.

13. Труды 2-й Открытой Конференции Пользователей NUMECA в России

14. Холщевников К.В. Теория и расчет авиационных лопаточных машин. — М.: Машиностроение, 1986 - 432 с.

15. Попов Ю. А. Создание методики газодинамического расчета, оптимизация и анализ проточной части осевых компрессоров и ступеней: канд. техн. наук: 05.04.06 - Санкт-Петербургский Государственный Политехнический Университет, Санкт-Петербург, 2010 - 151 с.

16. Abbott, I. H. Theory of Wing Sections, 1959.

17. Johnsen I. A., Bullock R. O. NASA SP -36, Aerodynamic design of axial flow compressors. NASA, 1956.

18. Saravanamuttoo, H. I. H., Rogers, G. F. C., Cohen, H. Gas Turbine Theory, 1996.

19. Mattingly, Jack D. Elements of Gas Turbine Propulsion. McGraw Hill, 1996.

20. Bobula, G.A., Soeder, R.H., Burkardt, L. A. Effect of variable guide vanes on the performance of a high-bypass turbofan engine. Journal of Aircraft, Vol. 20, No. 4, April 1983, p. 306 - 311.

21. Serovy, G. K., Kavanagh, P., Considerations in the design of variable geometry blading for axial-flow compressor stages. AGARD CP-34, Paper No. 10, September 1968.

22. Tomita, Jesuino Takachi, Barbosa, Joao Roberto, A model for numerical simulation of variable stator axial flow compressors, 17th International congress of mechanical engineering, November 10-14, 2003, Sao Pauolo, Spain.

23. Koch, C. C. & Smith, L. H. (1976). Loss sources and magnitudes in axial-flow compressors. ASME Transactions, Journal for Engineering and Power, Vol. 98, No. 3, pp. 411-424.

24. Lieblein, S. (1960). Incidence and deviation angle correlations for compressor cascades. Trans. ASME Journal of Basic Engineering, Vol. 82, pp. 575-587.

25. Schobeiri, M. T. (1996). Advanced Compressor Loss Correlations, Part I: Theoretical Aspects. International Journal of Rotating Machinery. Vol. 3, No. 3, pp. 163-177, ISSN (printed): 1023-621X.

26. Miller, G.R.; Lewis, G.W. & Hartmann M.J. Jr (1961). Shock Losses in Transonic Compressor Blade Rows, Trans. ASME Journal of Engineering for Power, Vol. 83, July, pp., 235- 242.

27. Suter, P. (1960). Theoretische Untersuchung uber die Seitenwandgrenzschikter in Axialverdichtern. Mitt. Inst. Therm. Turbomasch. ETH Zürich, n. 5.

28. Injeti, Gurrappa, Gas Turbines, 2010, page 5.

29. Ginder, R.B. & Harris D. (1989). AGARD Pep Working Group 18: Compressor Test Case E/CO-3, Royal Aerospace Establishment.

30. Wisler, D. C.; Koch, C. C. & Smith, L. H. Jr. (1977). Preliminary design study of advanced multistage axial flow core compressors. NASA Report -CR-135133.

31. Casey, M.V. (1987). A mean-line prediction method for estimation the performance characteristics of an axial compressor stage. Proceedings of the IMechE 1987, Turbomachinary Efficiency Prediction and Improvement, pp. 145-55, ISBN: 0852986300.

32. Howell, A. R. (1942). The present Basis of Axial Flow Compressor Design: Part 1 Cascade Theory and performance. 2095. Aeronautical Research Council Reports and Memoranda.

33. Emery J. C.; Herrig L. J.; Erwin J. R. & Felix A. R. (1957). Systematic Two-Dimensional Cascade Test of NACA 65-Series Compressor Blades at Low Speeds. NACA Rept. 1368.

34. Horlock J. H. (1958). Axial-flow Compressors, Butterworths, London, UK.

35. Mellor G. (1956). The NACA 65-Series Cascade Data. Gas Turbine Laboratory Charts, MIT, Cambridge, MA.

36. Novak, R. E. (1967). Streamline curvature computing procedures for fluid-How problems. J. Eng. Power (Trans. ASME), Vol. 89, No. 4, pp. 478-490.

37. Marsh, H. (1968). A digital computer program for the throughflow fluid mechanics in an arbitrary turbomachine using a Matrix Method. Aeronautical Research Council. 3509.

38. Von Backström & T.W. & Roos, T.H. (1993). The streamline through-flow method for axial turbomachinery flow analysis. Papers from the Eleventh International Symposium on Air Breathing Engines, Tokyo, Japan, pp. 347 - 354.

39. Dunham, J. (1997). Modelling of spanwise mixing in compressor through-flow computations. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Journal of Power and Energy, Vol. 211, No. 3, pp. 243-251, ISSN: 0957-6509.

40. Sturmayr, A. & Hirsch, Ch. (1999). Throughflow model for design and analysis integrated in a three-dimensional Navier-Stokes solver. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Journal of Power and Energy. Vol. 213, No. 4, pp. 263273, ISSN: 0957-6509.

41. Massardo, A.; Satta, A. & Marini M. (1990). Axial Flow Compressor Design Optimization: Part II—Throughflow Analysis. Journal of Turbomachinery. Vol. 112, No. 3, pp. 405- 411, ISSN: 0889-504X.

42. Goldberg, D. E. (1989). Genetic Algorithms for Search, Optimization and Machine Learning, Reading, MA, Addison Wesley, ISBN: 0201157675.

43. Schwefel, H.-P. (1995). Evolution and optimum seeking, Wiley, New York, ISBN: 0471571482.

44. Obayashi, S. (1997). Pareto Genetic Algorithm for Aerodynamic Design Using the Navier-Stokes Equations, In: Genetic Algorithms in Engineering and Computer Science, Quagliarella et al. Eds., Wiley, New York.

45. Pierret, S. (1999). Three-Dimensional Blade Design by Means of an Artificial Neural Network and Navier-Stokes Solver. VKI Lecture Series 1999-02 on Turbomachinery Blade Design Systems.

46. Köller, U.; Mönig, R.; Küsters, B. & Schreiber, H.-A. (2000). Development of Advanced Compressor Airfoils for Heavy-Duty Gas Turbines - Part I: Design and Optimization. Journal of Turbomachinery, Vol. 122, pp. 397-405, ISSN: 0889-504X.

47. Küsters, B.; Schreiber, H.-A.; Köller, U. & Mönig, R., (2000). Development of Advanced Compressor Airfoils for Heavy-Duty Gas Turbines - Part II: Experimental and Theoretical Analysis. Journal of Turbomachinery, Vol. 122, pp. 406-415, ISSN: 0889- 504X.

48. Toffolo, A. & Benini, E. (2003). Genetic Diversity as an Objective in Evolutionary Algorithms. Evolutionary Computation, Volume 11, No. 2, pp. 151-167, ISSN 10636560.

49. Benini, E. & Toffolo, A. (2002). Development of High-Performance Airfoils for Axial Flow Compressors Using Evolutionary Computation. Journal of Propulsion and Power, Vol. 18, No. 3, pp. 544-554, ISSN: 0748-4658.

50. Ahmadi, M. (1998). Aerodynamic inverse design of turbomachinery cascades using a finite volume method on unstructured meshes. Inverse Problems in Science and Engineering, Vol. 6, Issue 4, pp. 281-298, ISSN: 1741-5977.

51. Lighthill, M. (1945). A new method of two-dimensional aerodynamic design. Aeronautical research Council RxM 2104.

52. Giles, M. & Drela, M. (1987). Two-dimensional transonic aerodynamic design method. AIAA Journal, Vol. 25, No. 9, 1199-1205, ISSN: 0001-1452.

53. Leonard O. & Van Den Braembussche, R. (1992). Two-dimensional Transonic aerodynamic design method. Journal of Turbomachinery, Vol. 114, No.3, pp. 553-560, ISSN: 0889- 504X.

54. Lee S.-Y. & Kim, K.-Y. (2000) Design optimization of axial flow compressor blades with three-dimensional Navier-Stokes solver. KSME International Journal. Vol. 14, No. 9, pp. 1005-1012, ISSN: 1226-4865.

55. Sieverding, F.; Ribi, B. & Casey, M. (2004). Design of Industrial Axial Compressor Blade Sections for Optimal Range and Performance. Journal of Turbomachinery, Volume 126, No. 2, pp. 323-332, ISSN: 0889-504X.

56. Benini, E. (2004). Three-Dimensional Multi-Objective Design Optimization of a Transonic Compressor Rotor. Journal of Propulsion and Power, Vol. 20, No. 3 (May/June), pp. 559-565, ISSN: 0748-4658.

57. Samad, A.; Kim, K.-Y.; Goel, T.; Haftka, R.T. & Shyy, W. Multiple (2008). Surrogate Modeling for Axial Compressor Blade Shape Optimization, Journal of Propulsion and Power. Vol. 24, No. 2, pp. 302-310, ISSN: 0748-4658.

58. Chung, J.; Martin G. & Lee, K. D. (2004). Aerodynamic Design of 3D Compressor Blade Using an Adjoint Method. AlAA Paper 2004-0027.

59. Zangeneh, M. (1991). A compressible three-dimensional design method for radial and mixed flow turbomachinery blades. International Journal of Numerical Methods in Fluids. Vol. 13, pp. 599-624, ISSN: 0271-2091.

60. Demeulenaere, A. & Van Den Braembussche, R. A. (1996). Threedimensional inverse method for turbomachinery blading design. ASME paper 96-GT-39.

61. Dulikravich, G. S. & Baker, D. P. (1999). Aerodynamic shape inverse design using a Fourier series method. AIAA paper 99-0185.

62. Tiow, W. T.; Yiu, K. F. C. & Zangeneh M. (2002). Application of simulated annealing to inverse design of transonic turbomachinery cascades. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Journal of Power and Energy, Vol. 216, No. 1, pp. 59-73, ISSN: 0957-6509.

63. Denton, J. D. (1986). The use of a distributed body force to simulate viscous effects in 3D flow calculations. ASME paper 86-GT-144.

64. Dang, T. Q.; Van Rooij, M. & Larosiliere, L. M. (2003). Design of Aspirated Compressor Blades Using Three-Dimensional Inverse Method. NASA/TM—2003-212212.

65. Kirkpatrick, S.; Gelatt, C. D. & Vecchi, M. P. (1983). Optimization by simulated annealing. Science, Vol. 220, pp. 671-680.

66. Royce D. Moore and Lonnie Reid. Performance of Single-Stage Axial-Flow Transonic Compressor with Rotor and Stator Aspect Ratios of 1.19 and 1.26, Respectively, and With Design Pressure Ratio of 2.05. NASA Technical Paper 1659. 1980