Влияние некоторых геометрических элементов рабочего колеса ступени центробежного нагнетателя на уровень вихревого шума и экономичность Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.436.038.001

ВЛИЯНИЕ НЕКОТОРЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ЭЛЕМЕНТОВ РАБОЧЕГО КОЛЕСА СТУПЕНИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАГНЕТАТЕЛЯ НА УРОВЕНЬ ВИХРЕВОГО ШУМА И ЭКОНОМИЧНОСТЬ

Е.Н. Власов, В.К. Мамаев

Кафедра теплотехники и турбомашин Российского университета дружбы народов

Россия 117198, Москва, ул. Миклухо-Маклая, 6

Рассмотрены результаты экспериментальных исследований по влиянию геометрических элементов рабочего колеса на вихревой шум ступени центробежного нагнетателя.

Результаты анализа [1] показывают, что для уменьшения вихревого шума в источнике его зарождения необходимо обеспечить:

равномерный поток на входе в ступень путем исключения косого задува в ступень, предупреждения образования толстого пограничного слоя на стенках канала, а также удаления ВНА и других тел, расположенных на входе в ступень;

оптимальный угол входа потока на рабочие лопатки;

смещение точки отрыва пограничного слоя на профиле лопатки (путем применения полупроницаемых лопаток из пористого материала или перфорированных лопаток, а также сеток на входе и выходе;

оптимальный зазор между лопатками ротора и статора.

Экспериментальные исследования по влиянию некоторых элементов проточной части ступени центробежного компрессора на вихревой шум и экономичность показали, что конструктивные и газодинамические параметры центробежного колеса оказывают существенное влияние на экономичность и уровень шума всей ступени. Эти параметры являются зависимыми величинами.

Основным параметрам колеса турбокомпрессора соответствуют свои оптимальные комбинации остальных конструктивных и газодинамических параметров. Поэтому расчетный режим колеса и ступени для заданных условий работы достигается при определенных сочетаниях значений этих параметров. Взаимосвязь между параметрами устанавливается в одних случаях на основе опытных рекомендаций, а в других - в результате теоретических решений [2].

Определяющими газодинамическими параметрами любого колеса компрессора являются числа М и Re, показатель адиабаты к, коэффициент расхода (р или угол атаки ¡¡. Определяющими конструктивными параметрами центробежного колеса являются выходной рЛ и входной p„i углы лопаток, относительная ширина канала колеса b/D2, число лопаток г (или относительный шаг лопаток t/b), отношение D/A?, втулочное отношение v, закон изменения площади межлопаточного канала по длине и др.

Экспериментальная проверка [3] на натурных образцах показала, что основной величиной, определяющей уровень вихревого шума центробежных нагнетателей с безлопаточным диффузором, является звуковая мощность, возникающая при обтекании воздухом лопаток рабочего колеса (свыше 87 % полной звуковой мощности вихревого шума); звуковая мощность при обтекании языка и при входе воздуха в спиральный канал приблизительно одинакова и составляет в сумме незначительную величину (не более 13 %). Таким образом, чтобы снизить вихревой шум центробежного компрессора, необходимо уменьшить звуковую мощность основного источника вихревого шума лопаток рабочего колеса и лопаток диффузора.

Рассмотрим результаты экспериментальных исследований по влиянию некоторых элементов проточной части ступени центробежного компрессора на уровень вихревого шума и экономичность ступени.

Влияние входного угла лопаток - р„1 Входной угол лопаток Д,/ определяется по формуле:

Рп1=р1+‘1,

где Р: - угол натекания потока на лопатку (рис. 1).

Размер входного угла Д,; влияет на диффузорносгь и угол раскрытия межлопаточного канала и должен выбираться с учетом получения их допустимых значений. Одновременно угол Р„1 в значительной мере влияет на Мт и на максимальное значение средней скорости в горле межлопаточных каналов, то есть на величину потерь энергии трения и на максимальный расход газа.

Увеличение угла Д,; уменьшает диффузорносгь и угол раскрытия межлопаточных каналов, то есть весьма благоприятно влияет на характеристики канала.

Отсюда видно, что размер угла Д,; взаимосвязан с рядом других конструктивных и газодинамических параметров колеса и должен выбираться с учетом этих параметров. Он не может быть однозначным для различных вариантов колес и ступеней.

Варианты условий входа потока в решетку показаны на рис. 1. (вариант а - в центробежных ступенях с радиальным входом потока на решетку колеса: а; = 90°, т. е. сг1 = с\, сш = 0; вариант б-сВНА).

Для уменьшения потерь энергии и вихревого шума, связанных с условиями входа потока на решетку рабочего и направляющего аппаратов, стараются обеспечить обтекание профилей решетки с оптимальным углом атаки, обычно близким к условию так называемого "безударного" входа, т.е. ; = 0. Для рабочего аппарата характерны относительно большие скорости Ш\ и соответствующие им числа Мт '■

\¥ с

Мт~ “ и, -си1

Это имеет место в первых ступенях, особенно при осевом подводе потока к колесу (см. рис. 1, а), где из-за низких температур Г/ числа Мт получаются большими. Установка неподвижного ВНА (см. рис. 16), который закручивает поток в сторону вращения (сщ > 0), снижает скорость У/\, число Мт [2] и вихревой шум. Однако известно, что установка ВНА приведет к появлению шума взаимодействия двух решеток (тонального шума).

Основные геометрические элементы модельных центробежных колес «Невского завода», подобранных для выполнения экспериментальных исследований по влиянию входного угла лопаток на вихревой шум и экономичность, даны в табл. 1.

Таблица 1

Основные геометрические параметры рабочих колес ___________________

№ Дь До, Дь Ьь Ьь в, РлЬ Рл2, г,

колеса мм мм мм мм мм град град град ПГГ

29 172 168 305 30 20,7 10 40 48 14/28

30 168 168 305 32,76 20,7 10 35 48 14/28

002 168 168 305 32 20,5 9,5 25 48 14/28

б

ВНА

Рис. 1. Треугольники скоростей при различных углах входа потока в решетку

Как видно, размеры важных геометрических элементов у исследованных колес практически одинаковы, а углы рл) имеют значения 25°, 35°, 40°.

Результаты газодинамических исследований, выполненных в лаборатории турбомашин кафедры термодинамики и тепловых двигателей РУДН на специальном стенде, представлены на рис. 2. Исследовались ступени центробежных компрессоров, имеющих рабочие колеса с различными углами входа лопаток. Как видно, большую экономичность на расчетном режиме (п = 9000 мин"1) показала ступень при угле входа Д/ = 40°.

Показано изменение вихревого, тонального и общего уровня шума в зависимости от приведенного расхода на различных режимах при разных углах входа лопаток. Сследует заметить, что в опытной установке осуществляется осевой подвод потока к колесу (рис. 1).

Рис.2. Влияние входного угла Д| лопаток рабочего колеса на уровень шума чи КПД ступени:

/, 2, 3-приДл1=40о,35о,25°

Рис. 3. Влияние соотношения Ь2/И2 лопаток рабочего колеса на уровень шума и КПД ступени:

1,2, 3- при равном 0,052; 0,06; 0,068

Из рис. 1 и 2 следует, что увеличение угла Д/ с 25° до 40° привело к снижению вихревого шума на режимах п = 9000 мин'1 и п = 12000 мин'1 на 1-3 дБ в зависимости от расхода и частоты. При п = 6000 мин'1 наибольшее снижение вихревого шума обеспечивала ступень при Д/ = 35°. Снижение сиренного шума составило 2-4дБ при угле Д/= 40° в зависимости от оборотов и расхода. Снижение общего уровня шума в ступени при угле Д,/= 40° по сравнению со ступенью при Д,;= 25° составляет 1-2 дБ. Как видно, возможности уменьшения вихревого шума источников за счет изменения |3Л1 ограничены.

Влияние соотношения Ь2/ А?

Значение соотношения Ъ2/В2 оказывает влияние на характеристики и прочность колеса. Для повышения прочности колеса, особенно закрытого типа, целесообразно снижать соотношение т.е. применять узкие колеса. С точки зрения экономичности

оптимальные значения Ь2/И2 должны лежать в определенных пределах. Соотношение влияет

влияет через производительность ступени или размеры колеса на относительные потери энергии впр и е,р, а через изменение диффузорности угла раскрытия и на потери энергии по проточной части колеса. Слишком узкие колеса (b2/D2 < 0,01-0,02) имеют повышенные гидравлические потери из-за влияния низких значений размеров проточной части и Re, слишком широкие колеса ФУВ2 > ОД) с обычными непространственными лопатками имеют пониженную экономичность даже на расчетных режимах вследствие большей неравномерности потока по ширине колеса как во входном, так и выходном сечениях. Потери в проточной части колеса и шум минимальны при средних значениях ЬуТ>2.

Влияние bVD2 на эффективность работы колеса зависит также от угла ß„2. Практически в центробежном компрессоре оптимальные значения соотношения b2/D2 в зависимости от условий и угла находится в пределах 0,02 < b2/D2 <, 0,075 [2].

Для оценки влияния b/D2 на экономичность и уровень шума проведены экспериментальные исследования модельных колес «Невского завода» в составе центробежной ступени.

Основные геометрические элементы модельных центробежных колес, подобранных и спроектированных для выполнения экспериментальных исследований, показаны в табл. 2.

Таблица 2

Геометрические элементы экспериментальных колес_________________

№ Дь До, д* Ьь Ьг, Ьг/Ог ©, Рь Р2, Z,

колеса мм мм мм мм мм град град град пгг

007 164 166 305 28,5 15,8 0,052 9,5 34,5 48 14/28

21 165 165 305 30 18,3 0,06 9 34,5 48 14/28

005 168 168 305 31,5 21 0,068 9 34,5 48 14/28

Как видно, важные геометрические элементы у исследованных колес практически одинаковые, а соотношения Ь/02 имели следующие значения: 0,052; 0,06; 0,068, что соответствовало значениям ширины лопатки на выходе: 15,8; 18,3; 21. Перекрытия оставались постоянными вследствие соответствующего изменения высоты лопаток диффузора. Аэродинамические и акустические исследования проводились одновременно.

Результаты газодинамических исследований ступеней центробежных компрессоров, имеющих различные соотношения ¿/£>2, представлены на рис. 3. Как видно, несколько большую экономичность на расчетном режиме показала ступень, имеющая значение Ь2/02 =

0,052. Наблюдается некоторое смещение характеристики по расходу.

Изменение вихревого, тонального и общего уровня шума в зависимости от приведенного расхода на различных режимах при различных значениях Ь^Л2 показано на рис. 3.

Наименьшие уровни вихревого и общего шума наблюдаются у ступени при Ъ2/В2 - 0,052, хотя снижение уровня вихревого шума составляет 2-4 дБ, а снижение общего уровня шума 1-3 дБ в зависимости от расхода и частоты вращения. Характер изменения тонального шума отличен от изменения вихревого и общего уровня шума и требует дополнительного изучения (особенно при п = 200 с'1) с целью объективных выводов. В целом видно, что возможности уменьшения вихревого шума в источнике за счет изменения значения соотношения 6/Дг ограничены.

Влияние угла наклона переднего диска рабочего колеса

Существует оптимальное значение угла наклона переднего диска колеса [4] как для колес с загнутыми назад лопатками, так и для колес с загнутыми вперед лопатками. Для обеспечения максимальной эффективности ступени с уже выбранным типом лопаток необходимо так спроектировать передний диск, чтобы обеспечить максимально возможную равномерность распределения параметров потока при выходе из колеса по его ширине. Для колес с загнутыми назад лопатками, у которых межлопаточные каналы имеют в основном

диффузорности каналов. Для компрессоров с лопатками, загнутыми назад, при уменьшении степени диффузорности потери давления в колесе снижаются, и, следовательно, КПД компрессора увеличивается.

Уменьшение угла раскрытия диффузора, эквивалентного межлопаточному каналу, снижает потери давления и, следовательно, интенсивность вихреобразования в межлопаточных каналах и шум. Однако получающееся при этом увеличение абсолютной скорости на выходе из колеса и возрастание потерь в корпусе приводят к увеличению шума. Можно полагать, что существует оптимальное с акустической точки зрения соотношение.

Для оценки влияния угла наклона покрывного диска рабочего колеса © на экономичность и уровень шума проведены экспериментальные исследования модельных колес «Невского завода» в составе центробежной ступени.

В табл. 3 показаны основные геометрические элементы модельных центробежных колес (комбинации «НЗ»),

Таблица 3

Размеры геометрических элементов колес_______________________

№ Дь До, Дь Ьь Ьг, 0, Рь Р2, г,

колеса мм мм мм мм мм град град град шт

537496 165,5 160,5 305 27,8 22,9 4 36 32 16

537456 165,5 160,5 305 30,2 22,9 6 36 32 16

537519 165,5 160,5 305 32,9 22,9 8 36 32 16

Из табл. 3 видно, что важные геометрические элементы у исследованных колес практически одинаковы при различных углах наклона покрывного диска рабочего колеса (0 = 4°, 6°, 8°).

ц дБ

110

105

100

95

90

Л — г4 г

\ Д\

V

3 ь\.г уУз

и „Н V ч

N V? N.. > 2

а* С 3

\\ * ч ч ^

£ чу2. 3 —1

1-ВИХ 1 <

I ■V3’

0,75

0,70

0,65

0,60

0,5 0,7 0,9 1.1 впр.кг/с

Рис. 4. Влияние угла наклона покрывного диска рабочего колеса на уровень шума и КПД ступени:

1,2,3- при © = 4°, 6°, 8°

Результаты газодинамических исследований ступеней центробежных компрессоров при различных 0 показаны на рис. 4, из которого видно, что несколько большую экономичность на расчетном режиме показала ступень с углом 0 = 6°. На рис.4 показано также изменение вихревого, тонального и общего уровня шума в зависимости от приведенного расхода и частоты вращения при различных значениях 0.

Из рис. 4 следует, что наименьшие уровни шума наблюдаются у ступени с 0 = 6°. Снижение вихревого шума у ступени с 0 = 6° по сравнению со ступенью, имеющей 0 = 8°, составляет 0,5-1 дБ, снижение тонального шума - на 2 - 4 дБ в области оптимальных значений КПД по расходу, снижение общего уровня шума колеблется в пределах 2-3 дБ в области оптимальных значений КПД и в зависимости от режима.

Таким образом, экспериментом установлено, что ступень центробежного компрессора с колесом, имеющим угол © = 6°, показала повышенную экономичность и более низкий уровень шума по сравнению с другими вариантами. Однако незначительное снижение уровня шума в источнике для ступеней при различных © свидетельствует о том, что возможности уменьшения вихревого шума за счет уменьшения угла 0 ограничены [5, б ].

ЛИТЕРАТУРА

1. Власов Е.Н. и др. Исследование шума лопаточных машин на компрессорных станциях магистральных газопроводов и способы его снижения.-М.; ИРЦ Газпром. 1998.

2. Селезнев К.П. и др. Теория и расчет турбокомпрессоров. - М.: Машиностроение, 1968.

3. Зинченко Р.И., Григорьян Ф.Е. Шум судовых газотурбинных установок. - JI.: Судостроение, 1969.

4. Центробежные вентиляторы. Под ред. Т.С. Соломаховой. - М.: Машиностроение. 1975.

5. Власов Е.Н., Ванюшина А.Ю., Некрасов И.М., Дрочнев Е.Н. Исследование влияния некоторых параметров центробежных компрессорных ступеней на уровень аэродинамического шума / Тр. УДН "Процессы в тепловых двигателях". - М.: 1983.

6. Власов Е.Н., Ванюшина А.Ю., Мамаев В.К., Сидорков В.Б. Влияние геометрических параметров рабочего колеса ступени ЦБН на уровень аэродинамического шума / Тр. НТО "Судостроение". 1987, вып. 439.

UDC 621.436.038.001

INFLUENCE OF SOME GEOMETRICAL ELEMENTS OF A STAGE OF CENTRIFUGAL FORCE PUMP WORKING WHEEL ON THE WHIRLWIND NOISE

LEVEL AND ECONOMICS

E.N. Vlasov, V.K. Mamaev

Department of Thermal Engineering and Turbines Peoples’ Friendship University of Russia Miklukho-Maklaya st., 6, 117198, Russia

The results of experimental investigations about geometrical elements of working wheel influence on the noise of a centrifugal force pump stage are presented.