Компрессор

Изобретение относится к компрессоростроению, а именно к одноступенчатым и многоступенчатым осевым и комбинированным осецентробежным и оседиагональным компрессорам газотурбинных установок, и направлено на решение проблемы для расширения диапазона газодинамической устойчивости компрессора. Задачей предлагаемого технического решения является расширение диапазона газодинамической устойчивости компрессора при сохранении и увеличении уровня его КПД. Технический результат достигается за счет размещения в наружном корпусе компрессора над лопатками рабочих колес цилиндрических или конических трубчатых вихревых каналов, которые перекрывают переднюю часть лопаток рабочих колес, периферию проточной части перед лопатками рабочих колес и закрыты с торцов. 6 з.п. ф-лы, 5 ил.

 

Изобретение относится к компрессоростроению, а именно к одноступенчатым и многоступенчатым осевым и комбинированным осецентробежным и оседиагональным компрессорам газотурбинных установок и направлено на решение проблемы для расширения диапазона газодинамической устойчивости компрессора.

Известен компрессор, (см. "Осевые и центробежные компрессоры", Б. Эккерт, Машгиз, 1959 г.), выполненный с поворотными лопатками направляющих аппаратов, в котором с уменьшением расхода воздуха, при постоянной частоте вращения ротора, лопатки входного направляющего аппарата первой ступени и направляющих аппаратов последующих ступеней поворачивают в сторону увеличения закрутки абсолютного потока на выходе из направляющих аппаратов. Вследствие этого увеличивают угол натекания относительного потока на лопатки рабочих колес, расположенных за регулируемыми направляющими аппаратами. Граница устойчивой работы компрессора смещается в область меньших расходов воздуха, расширяя диапазон устойчивой работы компрессора по расходу воздуха.

Недостатком данного технического решения является усложнение конструкции компрессора, за счет наличия механизма поворота лопаток направляющих аппаратов, усложнения системы автоматики управления всей газотурбинной установкой и наличия системы обогрева поворотных лопаток входного направляющего аппарата против обледенения. Кроме того, поворот лопаток в сторону уменьшения расхода воздуха сопровождается снижением напора компрессора, а увеличенные торцевые зазоры в поворотных лопатках направляющих аппаратов приводят к снижению КПД компрессора на расчетном режиме при расчетном положении поворотных лопаток направляющих аппаратов.

Наиболее близким техническим решением к заявляемому и принятому за прототип является "Турбокомпрессор, патент RU №2162164 от 10.12.1999 г., в котором расширение диапазона устойчивой работы достигается применением надроторного устройства в виде кольцевой полости, расположенной в наружном корпусе перед и над лопатками рабочего колеса. При этом надроторное устройство выполнено в виде кольцевой полости, расположенной в наружном корпусе на участке, перекрывающем переднюю часть торцов рабочих лопаток и периферию проточной части перед ними и сообщающуюся с проточной частью компрессора через щели между образующими решетку ребрами. Боковая поверхность ребер расположена под углом к радиусу. Величина этого угла определяется окружной и радиальной составляющими скорости потока на периферии рабочего колеса, что обеспечивает минимальные потери при перетекании воздуха из рабочего колеса в кольцевую полость над колесом. В зависимости от напорной способности ступени и расхода воздуха угол между боковой поверхностью ребер и радиусом выбирается в пределах 15-70° .

Относительно оси компрессора боковая поверхность ребер может быть расположена под углом -40+40° .

Осевая протяженность решетки принимается менее 40% осевой ширины периферийного сечения рабочей лопатки.

Над рабочими лопатками располагается 12-70% осевой протяженности рабочей лопатки.

Недостатком данного технического решения является то, что наклон боковой поверхности ребер в поперечном направлении относительно радиуса выполнен в сторону вращения рабочего колеса и над лопатками рабочего колеса и перед ними. В области лопаток рабочего колеса это сделано для уменьшения потерь при истечении воздуха из рабочего колеса в кольцевую камеру над решеткой, но вытекание воздуха из кольцевой камеры в проточную часть перед рабочим колесом существенно дросселируется, так как направление и величина окружной составляющей скорости потока остаются неизменными, а радиальная составляющая скорости меняет направление на 180° . В результате угол натекания потока на щели существенно отличается от угла наклона боковой поверхности ребер в поперечном сечении. Проницаемость решетки снижается и перетекание воздуха затрудняется. Окружная составляющая скорости на выходе воздуха из щелевого устройства в проточную часть перед рабочим колесом будет направлена в сторону, противоположную направлению вращения рабочего колеса турбокомпрессора. Это приводит к увеличению скорости относительного потока и увеличению угла атаки относительного потока, натекающего на периферийную часть лопаток рабочего колеса. В результате эффективность работы щелевого устройства снижается.

Рассмотренные в известных компрессорах надроторные противосрывные устройства выполнены в виде решетки из ребер, требуют тщательной отстройки собственных частот колебаний лопаток рабочего колеса и ребер решетки. Но это возможно для узкой полосы изменения частоты вращения ротора турбокомпрессора. Для многорежимного компрессора газотурбинной установки отстройку собственных частот колебаний рабочих лопаток и ребер решетки, в широком диапазоне частот вращения, выполнить невозможно. В результате возникает нарушение аэродинамической устойчивости лопаток, возрастает частота колебания ребер решетки и возникает их поломка.

Задачей предлагаемого технического решения является расширение диапазона газодинамической устойчивости компрессора при сохранении и увеличении уровня его КПД.

Технический результат достигается за счет того, что в компрессоре, который имеет корпус, размещенными в нем рабочими и направляющими лопаточными венцами, надроторное устройство, которое установлено на участке, перекрывающем переднюю часть лопаток рабочего колеса и периферию проточной части перед ним, надроторное устройство выполнено в виде закрытых с торцов трубчатых вихревых каналов, которые пересекаются с наружной поверхностью проточной части компрессора, образуя щелевые отверстия. При этом ось трубчатого вихревого канала, расположенного на наружной поверхности проточной части компрессора, образует с его осью угол α _a, который находится в диапазоне от -45° до +45° . Сам трубчатый канал выполнен с прямолинейной или криволинейной осью, и его пересечение с наружной поверхностью проточной части компрессора образует щелевое отверстие. Линии пересечения поверхностей трубчатого канала и проточной части компрессора образуют края щелевого отверстия и определяют ширину щели δ . В поперечном сечении касательные к окружностям трубчатого канала и наружного корпуса проточной части компрессора в точке их пересечения образуют угол α _u. Величину угла α _u определяют направлением скорости истечения воздуха из рабочего колеса через щелевое отверстие в трубчатый канал и рассчитывают по окружной и радиальной составляющим абсолютной скорости потока α _u=arctg C_r/C_u,

где С_r - радиальная составляющая скорости потока;

С_u - окружная составляющая скорости потока;

α _u - угол, образованный в поперечном сечении касательными к окружностям трубчатого канала и наружного корпуса проточной части компрессора в точке их пересечения.

А также трубчатые вихревые каналы выполняют в виде отдельных трубок, расположенных на поверхности проточной части компрессора.

А также трубчатые вихревые каналы выполняют в теле наружного корпуса компрессора.

А также трубчатые вихревые каналы выполняют прямолинейными или криволинейными, и огибающими наружную поверхность проточной части компрессора.

А также трубчатые вихревые каналы выполняют цилиндрическими или коническими.

А также количество трубчатых вихревых каналов выбирают таким образом, что произведение числа трубчатых каналов на частоту вращения ротора - (z_ткω _pк) - отличается от собственных частот колебания лопаток рабочего колеса не менее чем на 15%, где z_тк - число трубчатых вихревых каналов, ω _рк - частота вращения рабочего колеса компрессора.

При этом воздушный поток, вытекая из рабочего колеса в трубчатый канал по касательной к его поверхности, закручивается в нем, плавно перетекает в часть трубчатого канала, расположенную перед лопатками рабочего колеса, и свободно вытекает в проточную часть перед рабочим колесом в направлении вращения колеса компрессора. В результате абсолютная скорость потока перед колесом на периферии увеличивается, статическое давление воздуха снижается и, следовательно, возрастает подсасывающий эффект, усиливающий циркуляцию воздуха на периферии колеса. Одновременно уменьшается относительная скорость потока, натекающего на лопатки рабочего колеса, и уменьшается угол атаки относительного потока на лопатки рабочего колеса и, следовательно, в результате повышается газодинамическая устойчивость компрессора.

Сущность заявленного технического решения схематично поясняется на фиг.1-5.

На фиг.1 представлено меридиональное сечение проточной части компрессора.

На фиг.2 представлен вид на трубчатые вихревые каналы по стрелке А.

На фиг.3 показан вид на трубчатые вихревые каналы по стрелке Б.

На фиг.4 показана траектория движения воздуха в трубчатом вихревом канале.

На фиг.5 изображена кинематическая схема работы трубчатого вихревого канала надроторного устройства компрессора.

В наружном корпусе 1 компрессора на фиг.1, над торцами лопаток рабочего колеса 2 выполнено надроторное устройство 3, состоящее из отдельных трубчатых вихревых каналов 4 (фиг.2), расположенных на наружном корпусе 1 компрессора, или из трубчатых вихревых каналов 4, выполненных в наружном корпусе компрессора. Трубчатые каналы 4 могут быть прямолинейными или криволинейными, огибающими наружную поверхность проточной части компрессора, а пересекаясь с наружной поверхностью его проточной части, трубчатые каналы 4 образуют на фиг.3 щелевые отверстия 6. Ширину щели 6 в поперечном сечении определяют диаметром сечения трубчатого канала 4 и направлением потока воздуха, вытекающего из рабочего колеса 2 в трубчатый канал 4. Для обеспечения плавного безударного истечения потока из рабочего колеса 2 в трубчатый канал 4 касательная к окружности трубчатого канала 4 в точке пересечения с окружностью наружной поверхности проточной части совпадает с направлением потока.

Для расширения диапазона рабочих режимов компрессора угол α _u принят в диапазоне от 20° до 65° . При малых величинах перепада давления на периферии, над и перед лопатками рабочего колеса 2 принимают меньшие величины угла α _u, при больших перепадах давления - высокие величины угла α _u.

Угол между осями трубчатого канала и компрессора находится в диапазоне α _а от (-45° ) до (+45° ).

При углах меньше (-45° ) щелевое отверстие 6 практически совпадает или очень близко к углу установки периферийного профиля лопатки рабочего колеса 2, что увеличивает проницаемость трубчатых каналов 4, но является источником возбуждения колебаний лопаток колеса 2 и приводит к падению КПД ступени компрессора.

При углах α _а, больших (+45° ), щелевое отверстие близко к направлению абсолютной скорости потока на входе в рабочее колесо, при этом проницаемость трубчатых каналов уменьшается и эффективность надроторного устройства снижается.

Осевая протяженность L трубчатого канала 4 находится в пределах 0,35-1,2 длины меридиональной проекции хорды периферийного профиля лопатки рабочего колеса 2, b_m=bSinϑ , где b - хорда периферийного профиля рабочей лопатки; ϑ - угол установки периферийного профиля рабочей лопатки. Длина участка осевой протяженности трубчатого канала 4 над лопатками рабочего колеса 2 находится в пределах 0,04–0,8 длины меридиональной проекции хорды периферийного профиля лопатки рабочего колеса b_m. Отношение ширины щелевого отверстия в поперечном сечении трубчатого канала δ к шагу периферийной решетки лопаток рабочего колеса равно δ /t_п=0,045-0,25. Диаметр трубчатого канала 4 для обеспечения плавного входа потока из рабочего колеса 2 в трубчатый канал 4 выбирают из условия d=δ /Sinα _u.

При отклонении режима работы компрессора от оптимального, с уменьшением расхода воздуха через него, давление в передней части межлопаточного рабочего колеса становится выше давления в потоке на периферии перед рабочим колесом. Под действием перепада давления воздух из передней части межлопаточных каналов рабочего колеса 2, на фиг.4, перетекает в трубчатый канал 4, плавно в нем поворачивается и вытекает в пространство перед рабочим колесом с закруткой абсолютного потока по направлению вращения рабочего колеса.

При этом с увеличением противодавления воздуха на выходе из компрессора уменьшается расход воздуха через компрессор и увеличивается угол атаки относительного потока на лопатки рабочего колеса, появляется срывное обтекание лопаток. Трубчатые каналы, расположенные над лопатками рабочего колеса, обеспечивают перепуск части потока воздуха из рабочего колеса на вход в рабочее колесо, образуя циркуляционное движение воздуха, увеличивающее угол натекания относительного потока на лопатки рабочего колеса.

Таким образом, в заявляемом компрессоре с надроторным устройством, состоящим из отдельных трубчатых вихревых каналов, расположенных на наружном корпусе компрессора, или из трубчатых вихревых каналов, выполненных в его наружном корпусе, подсасывающая способность периферийного участка рабочего колеса увеличивается, циркуляция потока из полости над рабочим колесом в полость перед колесом возрастает, скорость относительного потока перед колесом снижается, угол атаки относительного потока на лопатки рабочего колеса уменьшается. Диапазон устойчивой работы компрессора увеличивается, обеспечивая при этом его высокий КПД.

1. Компрессор, содержащий корпус с размещенными в нем рабочими и направляющими лопаточными венцами, надроторное устройство, установленное на участке, перекрывающем переднюю часть лопаток рабочего колеса и периферию проточной части перед ними, причем надроторное устройство выполнено в виде закрытых с торцов трубчатых вихревых каналов, которые пересекаются с наружной поверхностью проточной части компрессора, образуя щелевые отверстия.

2. Компрессор по п.1, отличающийся тем, что угол α _u между касательными к окружности трубчатого вихревого канала и окружности проточной части в точке их пересечения составляет 20-65° , а угол α _а между осями трубчатого вихревого канала и компрессора находится в диапазоне (-45° )-(+45° ), при этом щелевое отверстие, сообщающее трубчатый вихревой канал с проточной частью, выполнено с отношением ширины щели к шагу периферийной решетки рабочего колеса в пределах 0,045-0,25, а диаметр трубчатого вихревого канала составляет d=δ /Sinα _u, где δ - ширина щели, причем осевая протяженность трубчатого вихревого канала относительно меридианальной проекции хорды профиля периферийного сечения рабочего колеса находится в пределах 0,35-1,2, а длина участка над рабочим колесом в пределах 0,04-0,8 длины меридианальной проекции хорды профиля.

3. Компрессор по п.1, отличающийся тем, что трубчатые вихревые каналы выполнены в виде отдельных трубок, расположенных на поверхности проточной части компрессора.

4. Компрессор по п.1, отличающийся тем, что трубчатые вихревые каналы выполнены в теле его наружного корпуса.

5. Компрессор по п.1, отличающийся тем, что трубчатые вихревые каналы выполнены прямолинейными или криволинейными и огибают наружную поверхность его проточной части.

6. Компрессор по п.1, отличающийся тем, что трубчатые каналы выполнены цилиндрическими или коническими.

7. Компрессор по п.1, отличающийся тем, что количество трубчатых каналов выбрано таким образом, что произведение числа трубчатых каналов на частоту вращения ротора (z_ткω _рк) отличается от собственных частот колебания лопаток рабочего колеса не менее чем на 15%, где z_тк - число трубчатых вихревых каналов, ω _рк - частота вращения рабочего колеса компрессора.