Разработка трубчатых направляющих аппаратов в отводах высокооборотных центробежных насосов с целью снижения виброактивности и увеличения ресурса работы тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.07.05, кандидат наук Корчинский, Василий Васильевич

• Корчинский, Василий Васильевич
• кандидат наук
• 2016

Оглавление диссертации кандидат наук Корчинский, Василий Васильевич

Условные обозначения.....................................................................................5

В В Е Д Е Н И Е.................................................................................................7

Глава 1. Аналитический обзор направляющих аппаратов, применяемых в отводах высокооборотных центробежных насосов, обоснование актуальности их разработки...........................................................................................................14

1.1. Особенности влияния конструктивных элементов проточной части на потери энергии потока в отводах центробежных насосов.........................14

1.2. Движение потока в отводе насоса с лопаточным направляющим аппаратом, имеющим каналы прямоугольного поперечного сечения..........16

1.3. Исследования отвода центробежного насоса с лопаточным направляющим аппаратом..................................................................................20

1.4. Исследование отвода насоса, имеющего трубчатый направляющий аппарат с каналами круглого сечения................................................28

Глава 2. Проектирование геометрических параметров, определяющих снижение потерь потока после рабочего колеса, в отводе центробежного насоса........................................................................................................................36

2.1. Выбор оптимальных геометрических параметров в отводах центробежных насосов ....................................................................................... 36

2.2. Конструирование проточной части отвода в процессе проектирования центробежного насоса по заданным параметрам................ 37

2.3. Анализ потока после рабочего колеса в отводе центробежного насоса при проектировании проточной части.................................................. 44

Глава 3. Расчет геометрических параметров и профилирование каналов направляющего аппарата и спиральной камеры проточной части отвода центробежного насоса ............................................................................................ 46

3.1. Связь параметров отвода с расчетными параметрами насоса и рабочего колеса...................................................................................................46

3.2. Проектирование геометрических параметров отвода

центробежного насоса........................................................................................48

3.3. Влияние кольцевого диффузора на потери энергии и пульсации давления в отводе центробежного насоса........................................................52

3.4. Определение осевой длины каналов НА, влияющей на потери энергии в отводе центробежного насоса..........................................................54

3.5. Определение геометрических параметров и профилирование спиральной камеры в отводе после профилирования каналов направляющего аппарата....................................................................................62

Глава 4. Численный анализ гидравлических потерь и геометрии проточной части в отводах центробежных насосов разного конструктивного исполнения...............................................................................................................70

4.1. Численный анализ как метод исследования влияния геометрических параметров проточной части отводов в центробежных насосах на стадии эскизного проектирования.................................................70

4.2. Взаимосвязь пульсаций давления, вибрации и деформаций конструкции центробежного насоса.................................................................78

4.3. Определение геометрических параметров НА методом численного анализа..................................................................................................................79

4.4. Исследование пульсаций давления потока в отводах методом численного анализа.............................................................................................84

Глава 5. Анализ статистики быстро меняющихся параметров насосов окислителя в отводах которых, установлены направляющие аппараты разного конструктивного исполнения.................................................................................86

5.1. Порядок обработки статистики БМП потока в отводе центробежного насоса........................................................................................86

5.2. Анализ статистики амплитуд пульсаций давления на выходе из центробежного насоса........................................................................................87

5.3. Анализ статистики амплитуд вибрации на выходе из центробежного насоса........................................................................................91

5.4. Выявление зависимости амплитуд пульсаций давления 1ой и 2ой

гармоник частоты следования лопаток от частоты вращения вала...............94

5.5. Результаты быстроменяющихся параметров по продольной вибрации насоса окислителя, полученные измерительной аппаратурой на

стенде в лаборатории огневых испытаний.....................................................100

Глава 6. Оценка экономической эффективности внедрения направляющего аппарата с каналами круглого сечения в отводах насосов ТНА..............103

6.1. Экономическая эффективность и ее объективность......................103

6.2. Экономическая эффективность, полученная в результате снижения трудоемкости технологической операции в нормо часах...............104

З А К Л Ю Ч Е Н И Е....................................................................................109

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ И ВЫВОДЫ...............................110

С п и с о к л и т е р а т у р ы........................................................................112

Условные обозначения

ЛНА - лопаточный направляющий аппарат; КПД - коэффициент полезного действия; ЧСЛ - частота следования лопаток, ^ = (п/60) zl

- число лопаток рабочего колеса; 12 - число каналов НА; к - номер гармоники; ТНА - турбонасосный агрегат; БМП - быстро меняющиеся параметры; ЦБН - центробежные насосы; НА - направляющий аппарат; РК - рабочее колесо; й - диаметр канала НА; Ь2 - ширина канала рабочего колеса; Ьз - ширина канала кольцевого диффузора; Б2 - наружный диаметр рабочего колеса; Бэ - внутренний диаметр направляющего аппарата; Б4 - внутренний диаметр входных кромок лопаточного направляющего аппарата;

Б4- внутренний диаметр входных кромок направляющего аппарата с круглыми каналами;

5г - зазор между наружным диаметром РК (Б2) и внутренним

диаметром НА (Бэ);

п - частота вращения;

п? - коэффициент быстроходности;

фз- коэффициент стеснения потока;

Ьк - осевая длина канала направляющего аппарата;

Ьд - длина диффузора спиральной камеры отвода насоса;

Ссп - скорость потока в спиральной камере;

Сиз - окружная составляющая абсолютной скорости на выходе потока из канала НА в спиральной камере; Б г. - произвольная площадь сечения;

^г. расч. - расчетная площадь спиральной камеры перед диффузором; О - расход потока через насос;

а - угловая координата площади поперечного сечения спиральной

камеры в отводе центробежного насоса;

а3 - угол натекания потока на входные кромки каналов НА;

а4 - угол потока на выходных кромках каналов лопаточного НА;

(Хзл - угол установки входных кромок каналов лопаточного НА;

а4л - угол установки входных кромок каналов на входе трубчатого НА;

а5л - угол установки выходных кромок каналов на выходе трубчатого

НА.

В В Е Д Е Н И Е

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка трубчатых направляющих аппаратов в отводах высокооборотных центробежных насосов с целью снижения виброактивности и увеличения ресурса работы»

Актуальность темы диссертации.

Развитие ракетной техники и жидкостных ракетных двигателей связано со снижением затрат на выведение полезной нагрузки и повышением надежности пилотируемых полетов. Оно характеризуется увеличением мощности и коэффициента полезного действия двигательных установок, повышением давлений, форсированием рабочего процесса и выдвижением все более высоких требований к надежности работы системы питания на базе турбонасосных агрегатов (ТНА) жидкостного ракетного двигателя (ЖРД). Оптимизация траектории полета ракеты-носителя требует от двигателя обеспечения возможности постоянного регулирования тяги в процессе всего полета путем изменения в широком диапазоне соотношения компонентов топлива. В рамках создания многорежимных ЖРД нового поколения одна из важных проблем - это обеспечение высокой точности их управления, регулирования и надежности. Вместо одно- или двухрежимных двигательных установок (ДУ), все более актуальным на данном этапе является создание и производство энергоемких и многорежимных ДУ, где проблема снижения гидродинамической вибрации и повышения надежности ТНА выходит на первый план. Статистика показывает, что наибольшее число отказов ЖРД происходит именно в системе подачи компонентов топлива.

Актуальность этой проблемы особенно остро проявилась при создании и разработке сверхмощных ЖРД многократного применения для ракетно-космического комплекса «Энергия-Буран». Опыт доводки современных ЖРД показывает, что основные высокооборотные шнекоцентробежные насосы являются критически важными узлами системы подачи.

Многоразовое использование ЖРД и резервирование по тяге потребуют от двигателя еще более высоких энергетических характеристик и надежности конструкции, которая, в частности, достигается за счет снижения виброактивности шнекоцентробежных насосов ТНА.

Центробежные насосы широко применяются во многих отраслях

промышленности (энергетике, транспортной, химической и др.), где также остро проявляется проблема снижения вибрации, пульсаций давления и шума.

Применение в насосах более совершенной проточной части отвода способствует решению задачи снижения пульсаций давления и вибрации при сохранении или улучшении энергетических характеристик турбонасосного агрегата.

Рабочий процесс центробежных насосов основан на непрерывной передаче энергии лопатками рабочего колеса потоку жидкости. Движение потока после выхода из рабочего колеса носит нестационарный турбулентный характер. Преобразование потока за рабочим колесом осуществляется конструктивными элементами проточной части отвода насоса (кольцевой диффузор, направляющий аппарат, спиральная камера и конический диффузор), которые испытывают высокие динамические нагрузки от пульсаций давления.

Основная причина шума и вибрации центробежных насосов -взаимодействие вращающегося рабочего колеса с перекачиваемой жидкостью, которая в силу своих физических свойств, получает вихревое, пульсирующее движение и создает гидродинамический шум. Один из основных источников вибрации и шума насоса - это механические колебания корпуса, возбуждаемые пульсациями давления в потоке перекачиваемой жидкости.

Исследованиями установлено, что генерируемый центробежными насосами шум и вибрация по спектральному составу представляет собой широкополосный шум, на фоне которого выделяются узкополосные (тональные) компоненты высокой амплитуды на частотах следования лопаток (ЧСЛ) или лопаточных частотах. [1, 2, 3, 4].

Высокие уровни пульсаций давления и вибрации в ТНА могут быть причиной появления усталостных повреждений элементов конструкции системы подачи. Отсюда вытекает необходимость проведения глубоких экспериментальных и расчетных исследований с целью модернизации элементов проточной части отводов шнекоцентробежных насосов для

снижения тональных компонент спектра пульсаций давления и вибрации при обеспечении высоких энергетических параметров ТНА ЖРД.

Основными методами проведения исследований в диссертационной работе являются конструктивные разработки и создание методики определения геометрии элементов проточной части отвода шнекоцентробежного насоса, статистический анализ результатов измерения быстроменяющихся параметров (БМП) - пульсаций давления и вибрации, а также численное моделирование нестационарного турбулентного течения в вариантах отводов центробежных насосов.

Конструктивные особенности элементов проточной части насосов в значительной степени влияют на уровень потерь потока в отводе. Поэтому в зависимости от уровня давления и расхода жидкости в высокооборотных насосах используются различные типы отводов. При высоких давлениях и больших размерах насоса применяются двухвитковые отводы и отводы с направляющими аппаратами.[5, 6, 7].

В данной работе рассматриваются центробежные насосы с двухвитковым спиральным отводом, с лопаточным направляющим аппаратом и с трубчатым направляющим аппаратом, каналы которого имеют круглую форму (Рис. 1 и Рис. 2), спроектированные в НПО «Энергомаш им. академика В.П. Глушко» для самых мощных ТНА ЖРД первой ступени ракеты носителя «Энергия» и «Зенит».

На базе разработанного ТНА, прошедшего огневые и летные испытания в составе ЖРД, была проведена замена лопаточного НА в отводах шнеко-центробежных насосов более перспективным направляющим аппаратом с каналами круглого сечения (см. Рис. 4 и Рис. 5 соответственно) [8].

Опыт экспериментальных исследований в этом направлении показал, что оптимизация отвода в насосах обеспечивает существенное снижение гидравлических потерь. Применение в направляющих аппаратах каналов круглого сечения весьма целесообразно, так как это позволяет снизить вибрации и пульсации, а также повысить КПД [9].

Анализ показывает, что наличие эллипсной входной кромки в трубчатом направляющем аппарате обеспечивает фазовое сглаживание импульса давления при гидродинамическом взаимодействии неравномерного потока, выходящего из рабочего колеса, с отводящим устройством. В диссертации показано, что этот эффект лежит в основе снижения амплитуды пульсаций давления на частоте следования лопаток, вибрации насоса и повышения надежности работы турбонасосного агрегата.

Возможным перспективным конструктивным решением, при создании мощных ЖРД может стать применение в направляющих аппаратах каналов более сложной геометрической формы поперечного сечения [7, 10, 11].

Геометрические параметры отводов и их совершенствование является отдельной областью научного исследования, где разработка геометрических параметров дополняется численным анализом трехмерного течения для обеспечения минимальных потерь энергии, снижения вибрации и пульсаций давления на нерасчетных режимах, повышения КПД.

Целью данной диссертации является разработка и создание отвода шнекоцентробежного насоса с направляющим аппаратом, имеющим каналы круглого сечения, который дает снижение вибрации и пульсаций давления, при сохранении заданных энергетических и кавитационных характеристик, обеспечивая надежную работу двигателя на максимальном режиме и при многоразовом использовании.

Для достижения поставленной цели решены следующие задачи:

1. Аналитический обзор применяемых в отводах центробежных насосов направляющих аппаратов и обоснование актуальности разработки нового НА.

2. Выбор конструкции и проектирование проточной части отвода шнекоцентробежного насоса.

3. Разработка методики и определение геометрических параметров и профилирование круглых каналов направляющего аппарата и спиральной камеры в отводе насоса.

4. Численный анализ трехмерного нестационарного течения в насосе с

отводами разного конструктивного исполнения для определения гидравлических потерь и амплитуд пульсаций давления.

5. Анализ статистики быстроменяющихся параметров насосов окислителя с отводами, имеющими направляющие аппараты разного конструктивного исполнения.

6. Оценка экономической эффективности технологического процесса изготовления направляющего аппарата с каналами круглого сечения.

Научная новизна. В ходе проведенного исследования были получены следующие новые результаты:

- сформулированы и подтверждены требования к расчету и проектированию трубчатых направляющих аппаратов в отводах центробежных насосов ТНА ЖРД;

- разработана методика выбора оптимального варианта геометрии проточной части центробежного насоса ТНА ЖРД с трубчатым направляющим аппаратом;

- изменение геометрии каналов направляющего аппарата повысило прочностные характеристики ТНА ЖРД с трубчатым направляющим аппаратом и сняло проблему образования усталостных трещин;

- получены результаты по снижению пульсаций давления на 1й и 2й гармониках частоты следования лопаток при работе насоса с трубчатым направляющим аппаратом на номинальном режиме.

Практическая значимость данной работы:

- разработана методика расчета отвода центробежного насоса ТНА ЖРД и профилирования каналов трубчатых направляющих аппаратов, обеспечивающая технические параметры надежности ракетного двигателя;

- применение в отводе центробежного насоса ТНА ЖРД трубчатого аппарата позволило снизить вибрации корпуса насоса по суммарному сигналу;

- внедрение трубчатого направляющего аппарата позволило полностью снять проблему образования трещин и повысить надежность насоса ТНА;

- отвод центробежного насоса с направляющим аппаратом новой

конструкции позволил снизить пульсации давления на частотах следования рабочих лопаток, что также способствует повышению надежности ТНА.

- изменением конструкции направляющего аппарата обеспечена более высокая технологичность его изготовления;

Реализация результатов работы. Разработанный в АО «НПО Энерго-

маш им. академика В.П. Глушко» центробежный насос с отводом, имеющим трубчатый направляющий аппарат с круглыми каналами заменил насосы с лопаточными направляющими аппаратами во всех ТНА ( насосы окислителя и горючего) для ЖРД производимых в настоящее время (двигатели РД 171 тягой 830т.; РД 180 тягой 400т.; РД 191тягой 200т.).

Достоверность результатов исследования. Разработанная методика расчета и проектирования отвода центробежного насоса подтверждена результатами модельных испытаний насосов на воде и натурных огневых испытаний в составе двигательной установки на сертифицированных стендах, а также численным моделированием нестационарного 3-х мерного течения в насосе с помощью сертифицированного пакета программного обеспечения.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертации докладывались и обсуждались на заседаниях кафедры «Ракетные двигатели» МАИ в 2010 - 2014гг., рассматривались на НТС в АО «НПО Энергомаш» и в «Центре Келдыша»; докладывались на 2й Международной конференции «Динамика и виброакустика машин» 15 - 17 сентября, 2014, Самара, Россия; на 13-й Международной конференции «Авиация и космонавтика-2014». 17-21 ноября 2014г. Москва; Международный форум «Инженерные системы -2016». Программа и тезисы докладов. Москва. 2016. С 28. Сравнительный анализ пульсаций давления в вариантах направляющего аппарата шнекоцентробежного насоса ЖРД с применением акустико-вихревого метода; XLП Международная молодежная научная конференция «Гагаринские чтения-2016» Сборник тезисов докладов: В 4т. М.: Московский авиационный институт (национальный исследовательский университет), 2016. Том 3 С 693.

Вклад автора: 1.Разработка конструкция направляющего аппарата с круглыми каналами и выпуск рабочей документации на изготовление трубчатого направляющего аппарата.

2.Проведение анализа результатов модельных и натурных испытаний насосов с направляющими аппаратами разного конструктивного исполнения.

3.Постановка и анализ вычислительных экспериментов вариантов проточной части отвода с использованием численного моделирования трехмерного нестационарного потока.

4.Разработка методики расчета и профилирования каналов трубчатого направляющего аппарата и отвода высокооборотного насоса.

Результаты, полученные другими исследованиями, а также данные совместных исследований, отмечены по тексту или снабжены сносками на соответствующие источники.

Публикации. Автором, по теме диссертации опубликовано 6 научных работ, в том числе, две статьи-в изданиях из списка ВАК РФ, один патент.

Положения, выносимые на защиту:

■ Разработка и внедрение отвода шнекоцентробежного насоса с трубчатым направляющим аппаратом новой конструкции, полностью устранившее проблему образования трещин на входных кромках направляющего аппарата;

■ Методика расчета и профилирования трубчатого направляющего аппарата с круглыми каналами и согласования со спиральной камерой в отводе центробежного насоса ТНА ЖРД;

■ Анализ результатов измерения и спектральной обработки БМП натурных испытаний, показавший, что изменение геометрии входных кромок и каналов направляющего аппарата дает снижение вибрации по суммарному сигналу свыше 20% и снижение пульсаций на первой и второй гармониках частоты следования лопаток почти в 2 раза при работе двигателя на номинальном режиме.

Глава 1. Аналитический обзор направляющих аппаратов, применяемых в отводах высокооборотных центробежных насосов,обоснование актуальности их разработки

1.1. Особенности влияния конструктивных элементов проточной части на потери энергии потока в отводах центробежных насосов

При проектировании насосов большой мощности и расхода применение направляющих аппаратов (НА) в проточной части отводов является необходимым условием, так как они создают существенные конструктивные преимущества. Без НА (круговой лопаточной решетки) нельзя обеспечить равномерную радиально-осевую симметрию течения потока после рабочего колеса (РК), так как несоблюдение правильного распределения жидкости по всей окружности приводит к возникновению гидродинамических радиальных сил, воздействующих неравномерно на рабочее колесо и нагружающих вал через подшипники насоса. С увеличением давления, расхода жидкости и размеров возрастают и радиальные силы, затрудняется обеспечение прочности и надежности конструкции корпуса насоса.

Применение направляющих аппаратов в отводах мотивируется также соображениями обеспечения запаса прочности корпуса насоса при работе ракетного двигателя на максимальном режиме.

Лопаточные направляющие аппараты (ЛНА) используются в основном только в отводах мощных центробежных насосов ТНА ЖРД и, почти исключительно, в многоступенчатых насосах высокого давления.

Специфичность применения конструктивных составляющих элементов проточной части отводов в насосах определяется зависимостью от заданных технических параметров (напор, расход, частота вращения, КПД и мощность). Отводящее устройство должно преобразовывать поле скоростей и давлений течения после РК по возможности с минимальными потерями.

По характеристикам уровня шума и вибрации для всего интервала режимов работы насоса по подаче и по спектрограммам можно установить доминирующие силы механической и гидродинамической природы и далее

факторы их вызывающие. Для центробежных насосов к силам механического происхождения следует отнести:

а) центробежные силы, определяемые неуравновешенностью вращающихся деталей ротора;

б) кинематические силы, определяемые неровностью взаимодействующих контактных поверхностей и, прежде всего, поверхностей трения в подшипниках, а также в аварийных случаях, сопряженных поверхностей уравновешивающих устройств, щелевых и дроссельных уплотнений;

в) параметрические силы, определяемые прежде всего переменной составляющей жесткости вала из-за его дефектов;

г) ударные силы, возникающие при взаимодействии отдельных элементов трения, сопровождающейся упругой деформацией и т.д.

Силами гидродинамического происхождения являются силы давления, действующие на лопасть рабочего колеса, движущегося в потоке, либо на входные кромки каналов отводящего устройства [12, 13, 14, 15].

Можно определенно констатировать, что с увеличением габаритов насоса при разработке все более мощных ЖРД повышаются требования к проектированию и конструктивному моделированию пространственной геометрии проточной части отвода насоса и системы подачи ТНА в целом. С изменением коэффициента быстроходности п существенно меняется конструктивная форма рабочего колеса. Геометрия элементов отвода тоже приобретает другие пространственные параметры, особенно при повышении такого технического параметра насоса как объемный расход потока.

Совокупность элементов неподвижной проточной части отвода, расположенной сразу после вращающегося рабочего колеса конструктивно определяется в следующей последовательности: кольцевой диффузор, направляющий аппарат, спиральная камера и конический диффузор [7].

Каждый из этих элементов в определенной степени выполняет функции преобразования кинетической энергии потока в энергию давления, выравнивает неоднородность потока и придает ему пространственную

структуру, обеспечивающую необходимое направление поля скоростей движения частиц жидкости.

Весь этот процесс должен осуществляться с минимальными потерями для потока, движущегося по внутренним полостям проточной части насоса.

Характерным в этом случае является то, что конструкция отводящего устройства должна позволять изготовить его простым и дешевым способом, а также с высоким классом шероховатости поверхностей внутренних каналов.

При проектировании центробежных насосов не всегда используется направляющий аппарат. Самый простой вариант отвода насоса может состоять только из одного кольцевого диффузора и выходного конического диффузора.

В зависимости от предъявляемых требований конструкция проточной части отвода может быть выполнена с учетом всех выше указанных элементов проточной части, а также, дополнительно, геометрия проточной части отвода, с целью снижения потерь и повышения параметров насоса, может быть уточнена трехмерным профилированием.

При доводочных работах геометрия проточной части насоса также претерпевает изменения, в виде заправки и уменьшения радиусов входных (выходных) кромок, повышения класса шероховатости внутренних поверхностей каналов и формы отдельных полостей, изменения зазоров и т.д.

1.2. Движение потока в отводе насоса с лопаточным направляющим аппаратом, имеющим каналы прямоугольного поперечного сечения

Преобразование кинетической энергии потока в энергию давления происходит частично в каналах РК и частично в диффузорных каналах неподвижных элементов проточной части отводов ЦБН.

Движение потока на выходе из рабочего колеса характеризуется сильной неравномерностью поля течения жидкости, имеющей высокую инерционную скорость и сложную пространственную структуру.

Структура потока после выхода из РК (Рис. 6) существенно перестраивается как по скорости, так и по давлению. Резкое снижение

неоднородности потока наблюдается в кольцевом диффузоре, который играет роль первичного устройства по выравниванию поля скоростей и давления.

Частица жидкости, выходящая из рабочего колеса, движется в основном по траектории, соответствующей векторной сумме окружной скорости (касательно к наружному диаметру РК в точке выхода) и относительной скорости (направленной касательно к выходной кромке лопатки).

Переход потока из каналов (вращающегося) рабочего колеса, в полость неподвижных элементов проточной части отвода (кольцевой диффузор, НА) требует эффективной перестройки и выравнивания поля скоростей потока с последующим замедлением скорости, повышением давления и минимизацией потерь энергии. Одновременно с этим необходимо минимизировать гидродинамические силы, действующие на вал турбонасосного агрегата (ТНА). После кольцевого диффузора дальнейшая стабилизация потока и упорядочение структуры линий тока происходит в каналах НА.

Чаще каналы лопаточных направляющих аппаратов имеют прямоугольную форму в поперечном сечении, приспособленную к механической обработке, но принципиально менее благоприятную в гидравлическом отношении.

Отрицательным свойством каналов прямоугольного поперечного сечения является то, что на определенных режимах работы прямоугольная форма поперечного сечения способствует образованию вихрей и зон неравномерного замедления потока.

Максимальная скорость движения потока жидкости приходится на центр ядра потока, и чем дальше от центра и ближе к периферии скорость снижается -давление увеличивается. В результате происходят периодические срывы вихрей в основной поток, вызывающие пульсации в системе подачи, что отрицательно влияет на работу турбонасосного агрегата, обуславливает дополнительные гидравлические потери.

Этому также сопутствует понижение пропускной способности поперечных сечений каналов в местах сосредоточения вихревых образований,

а повышенный уровень турбулентных пульсаций давления в таком потоке может быть также и причиной повышения уровня вибрации конструкции агрегата [7].

После каналов направляющего аппарата поток значительно замедляется, при этом происходит выравнивание его структуры перед спиральной камерой. Переход потока в диффузор после спирального сборника определяется посте-

Рис. 1. Насос окислителя с лопаточным направляющим аппаратом и схемой установки датчиков.

постепенным снижением скорости и нарастанием статического давления.

Известные экспериментальные данные [16] показывают, что на уровень динамического нагружения элементов проточной части и амплитуду вибрации корпуса насоса оказывают пульсации давления, возникающие в зоне гидродинамического взаимодействия неравномерного по шагу лопаточной решетки потока, выходящего из РК, с лопаточной решеткой НА. В работе

Иоффе Р.Л. и Панченко В.И. [17] данный механизм считается основным. На этом основании предложены формулы для выбора соотношения чисел лопаток РК и НА. Интерференционный механизм усиления пульсаций давления в спиральном сборнике насоса рассматривается в работе Чена Я.Н. [18], где показано, что важное значение необходимо уделять вибрационным нагрузкам, возникающим в каналах направляющего аппарата.

Таким образом, выявлена взаимосвязь геометрии проточной части центробежного насоса и режима работы с уровнем пульсаций давления и вибрации, которые, безусловно, влияют на уровень надежности и ресурс разрабатываемого насоса.

датчик датчик

датчик пульсаций

Рис. 2. Насос окислителя с трубчатым направляющим аппаратом, имеющим круглые каналы в поперечном сечении и схемой установки датчиков.

1.3. Исследования отвода центробежного насоса с лопаточным направляющим аппаратом

При разработке ТНА для ЖРД первой ступени ракеты носителя «Энергия» проводилось много экспериментальных работ по оптимизации проточной части отводов насоса окислителя и насоса горючего. Значительные усилия были направлены на снижение амплитуды пульсаций давления в проточной части насосов и уровня вибрации корпусных деталей. В ходе доводочных работ проточная часть отводов была существенно изменена: введены спиральные сборники и лопаточные направляющие аппараты с гидравлически профилированными лопатками. Комплекс этих работ позволил существенно поднять надежность ТНА ЖРД и выйти на этап контрольно-технологических испытаний (КТИ). Однако, при увеличении наработки ресурса в процессе доводочных испытаний, на разных режимах выявлены недостатки в конструктивных разработках и в технологическом исполнении элементов проточной части. Эти недостатки проявились усталостными трещинами металла в местах сопряжения поверхностей каналов НА и стенками корпуса.

Усталостное образование трещин объясняется концентрацией напряжений и высоким уровнем пульсаций давлений на входном участке направляющих каналов. Прямоугольная форма каналов лопаточного направляющего аппарата неблагоприятно влияет на формирование импульса давления при прохождении рабочей лопатки, как в самом канале НА (см. Рис. 1), так и далее по потоку в спиральной камере и напорном трубопроводе.

Спиральный отвод с лопаточными каналами прямоугольной формы обеспечивает приемлемый уровень КПД насоса, так как предложен Боровским Б.И. на основе современной теории турбулентного струйного течения. (см. Рис. 3).[7]

Рис. 3. а - входные кромки лопаточного аппарата с прямоугольными каналами. б - входные кромки (эллипсные) трубчатого направляющего аппарата с круглыми каналами.

Применение лопаточных направляющих аппаратов такого типа при многоразовом использовании, или при работе на повышенных режимах ЖРД ограничивается из-за прочностных характеристик. Вершины прямых углов в поперечном сечении лопаточного НА являются наиболее слабыми местами из-за концентрации динамических напряжений. При многократном нагружении это ведет к появлению микротрещин.

Предпосылки к разрушению в данных местах подтверждаются также результатами дефектации (металлографическими исследованиями) после огневых стендовых испытаний.

При доводочных испытаниях самого мощного ЖРД (изд. 11Д520) после 7...8 ресурсных испытаний на входных кромках лопаток направляющего

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Корчинский, Василий Васильевич, 2016 год

РД 191

5. насос окислителя 249,5 250 - 270 326 19,5 31 19 0,25 50 50 7 / 7 осн. доп. 12

6. насос горючего 259 261 - 284 336 1411 34 12 Ю 45 45 8 / 8 осн. доп. 11

Такой подход тоже является правильным, но при этом необходимо определить для какого типа насоса такой кольцевой диффузор подойдет, так

как по всей проточной части системы подачи это наиболее напряженный участок перехода потока из рабочего колеса, в отвод насоса. Поэтому при разработке мощных насосов кольцевой диффузор в конструкции отвода насоса является важнейшим элементом (см.Рис, 13 расстояние между Эз и D'4).

Структура потока в НА с каналами круглого сечения должна быть взаимосвязана со структурой потока в кольцевом безлопаточном диффузоре и рабочем колесе, а также с режимом работы насоса [16]. В этом смысле нестационарность процессов обусловлена шаговой неравномерностью потока на выходе из РК и вихревой природой течения жидкости. Давление в вихре всегда распределено неравномерно и их распространение в рабочей среде вызывает пульсации давления. Следовательно, шаговая неравномерность и завихренность потока должны постепенно сглаживаться в процессе движения по проточной части отвода.

В разработках центробежных компрессоров конструирование кольцевого диффузора, расположенного сразу за рабочим колесом, выполняется в зависимости от конструкции РК и с учетом влияния технологических факторов (см. Рис. 14) [27, 28, 29, 30, 31]. Геометрия проточной части на Рис. 14 в определенной степени может быть применена при разработке проточной части кольцевого диффузора в центробежных насосах.

Конструктивно - это простой элемент проточной части, собирающий поток после рабочего колеса. Для мощных и высокорасходных насосов отвод насоса обычно начинается с кольцевого диффузора, обеспечивающего прием потока от рабочего колеса, с последующим выравниванием и снижением скорости течения, в лопаточном диффузоре (в данном случае в направляющем аппарате с каналами круглого сечения).

Поэтому при разработке и внедрении НА с каналами круглого сечения кольцевой диффузор может быть усовершенствован для приема потока и выравнивания структуры течения.

Также нужно учесть, что от формы поперечного сечения канала (круглая, трапециевидная и др.) зависит конфигурация входной кромки канала

в НА. Ее можно подкорректировать подрезкой диаметра Э4 криволинейных стенок для необходимого исправления профиля кольцевого диффузора (см. Рис. 10, сноска 7).

Стенки безлопастного диффузорного пространства предпочтительно должны выполняться как продолжение стенок рабочего колеса, т.е. быть параллельными, но не исключено, что могут быть и диффузорными в меридиональном сечении, выполняться прямолинейными, или криволинейными образующими (см. Рис. 10,11,13,14) [9, 26]. Геометрические формы на Рис.15 для кольцевого диффузора (а,б,в,г,д,е) в зависимости от угла и радиуса; ж-трапециевидная. Показаны некоторые углы натекания и формы стенок кольцевого диффузора. Можно предполагать, что на этом участке проточной части построение профиля геометрии стенок позволит снизить потери и пульсации давления. В работе [32] проведенными исследованиями доказано, что уровень пульсаций давления в зависимости от угла наклона стенки (Рис. 16) уменьшается, так как нормальная к поверхности преграды составляющая скоростного напора снижается (она в основном определяет уровень пульсаций давления).

После кольцевого диффузора поток проходит по каналам НА.

Рис.15. Геометрические формы кольцевого диффузора (а,б,в,г,д,е) в зависимости от угла и радиуса; ж - трапециевидная.

Каналы выполнены прямоосными, что не совсем соответствует

физической природе движения закрученного потока по спиральной траектории. Можно полагать, что дальнейшая оптимизация проточной части НА будет связана с дополнительным профилированием каналов. После прохождения каналов НА поток попадает в искривленное пространство спиральной камеры. Необходимо обеспечивать соответствие площадей сечений и траектории движения потока в каналах НА и в спиральной камере.

Основные причины возникновения вибрации и пульсаций давления имеют механическую или гидродинамическую природу. Вибрация механической природы обусловлена конструктивным исполнением вала в подшипниковых опорах, технологическими особенностями; необратимыми процессами износа, происходящими в конструкции во время работы насоса [28].

При изучении конструкции отвода насоса и механики движения потока можно отметить, что при работе даже на номинальном режиме, поток в отводе, взаимодействуя со стенками проточной части является источником пульсаций давления и гидродинамической вибрации корпуса насоса [7, 10].

Необходимо отметить, что кавитация является самостоятельным источником пульсаций давления и вибрации из-за колебаний и схлопывания парогазовых пузырей и каверн. Устранить это явление можно только изменением геометрии конструктивного элемента, в зоне которого происходят кавитационные явления, повысить класс шероховатости проточной части.

сь/а ^90°

-^

' У

/

О Ю 20 30 40 50 60 70 80 90 рс

Рис. 16. Изменение среднеквадратического значения амплитуд пульсаций давления в точке, расположенной на оси.

2.3. Анализ потока после рабочего колеса в отводе центробежного насоса при проектировании проточной части.

Изменение формы входной кромки каналов трубчатого НА позволило снизить интенсивность ударного воздействия при натекании неоднородного по шагу лопаточной решетки рабочего колеса потока. Однако остается открытым вопросом о дальнейшей оптимизации формы входной кромки и угла натекания (а3), который также имеет важное значение для снижения пульсаций давления и динамических нагрузок. Определение оптимального значения угла а3 позволит в значительной степени улучшить технические параметры насоса на рис.13.

В работе [29] отмечается, что сложный процесс смешения и выравнивания потока на начальном участке зависит в основном от угла а3 и ширины Ьз и Ь2, см. Рис. 6б и

Рис. 13, Рис. 14. Размер Ь4 влияет на образование отрыва потока у стенок диффузора. Схема течения за РК для случая Ьз > Ь2 показана на Рис. 6. Процесс растекания струи, выходящей из РК при Ьз > Ь2 имеет важное значение для определения средней величины угла потока а3 перед каналами

НА.

В работе [19] сформулировано условие отсутствия обратных токов:

Ь3 1 + (0,015...О,175 )

Ь2 ~~ Ъ2

( 1 )

С уменьшением а3 наступает отрыв у стенок диффузора. Расширение струи в меридиональной плоскости зависит от АЬ = Ьз - Ьг, т.е. от комбинации

Ь.

двух параметров: ^ и Ьг. Отмечено, что зоны обратных токов при В = 1,1

должны отсутствовать в случае соответствия формуле (1).

Это неравенство иллюстрируется на Рис. 6в и используется при вычислении угла а3. В зоне «А» сечение, находящееся на расстоянии И ~ 1,1, целиком заполнено активным потоком (обратные токи отсутствуют), тогда как в зоне «Б» в рассматриваемом сечении имеются обратные токи и, следовательно, оно не полностью заполнено активным потоком. При Ьз > Ьг и

Ь

Ь

_3_

при расположении к в функции от Ьг в зоне «А» . [9]

2

1ёа3= 2. 2 (2)

3

Ьз_

Наконец, при Ьз > Ьг, но при расположении , в функции от Ьг в зоне

Ь 2

«Б» (см. Рис. 6в) рекомендуется принимать а3' = 0,5(а2+а3), где а3 определяется по формуле (2).

Представляет большой интерес рассмотреть течение в диффузоре с

Ьз

параллельными стенками при отношении , , большим или меньшим

Ь 2

единицы.

Угол а4 на выходе из каналов НА должен быть согласован с углом

наклона осевой линии спиральной камеры (а).

По мере углубления внутрь кольцевого диффузора нестационарность течения затухает, что например, видно на Рис. 6а, отражающего измерение полного давления в точках 1 ... 7, находящихся на различном расстоянии от выхода из колеса.

В свою очередь в работах [19, 29] предлагается (для лопаточного НА) следующая формула для определения а4

(3)

где Х- коэффициент трения.

В результате расчетов определено, что разность углов А а = а4 - а3 зависит от Ъъ и а3. Приращение угла А а = а4 - а3 зависит главным образом от ¿3 и а3, т.е. А а меняется в пределах ~ 1-ь4° при изменении Ъъ от 0,02 м до 0,07 м и а3 от 15° до 35°. Такой систематизированный подход при определении геометрических параметров проточной части отвода должен дать положительный эффект.

Глава 3. Расчет геометрических параметров и профилирование каналов направляющего аппарата и спиральной камеры проточной части отвода центробежного насоса

3.1. Связь параметров отвода с расчетными параметрами насоса и рабочего колеса.

Гидравлические потери в отводах имеют четко выраженную по расходу зону минимальных значений [33], в то время как гидравлические потери в рабочем колесе не имеют такой зоны.

В этом смысле оптимальный режим работы насоса определяется отводом, так как гидравлические потери в первую очередь связаны с геометрическими параметрами элементов проточной части отвода [33].

Течение рабочей жидкости в насосах, как правило, носит нестационарный характер, что оказывает также влияние на гидравлические потери потока и

является первопричиной возникновения пульсаций давления и вибрации в отводах центробежных насосов и системе питания с ТНА. [34].

Многочисленные экспериментальные данные показывают, что зона минимальных амплитуд на тональных составляющих ЧСЛ в спектрах пульсаций давления фиксируется в зоне оптимальных подач [35, 36, 37].

Такой режим обеспечивается углами натекания потока на решетку профилей направляющего аппарата с нулевым или небольшими отрицательными углами атаки (так называемый « безударный » режим обтекания) [38].

Основные размеры рабочего колеса являются ключевыми параметрами при расчете отвода центробежного насоса.

Расчет основных параметров РК ведется по заданным значениям производительности Q, напора Н и скорости вращения п. При относительном уменьшении напора колеса, а следовательно, повышении ш, увеличивается КПД насоса вследствие уменьшения потерь от утечек через уплотнения колеса и снижения потерь от трения, но, с другой стороны, это влечет за собой увеличение размеров насоса.

Ответственным является также выбор скорости вращения вала насоса.

Потери на трение при заданном напоре пропорциональны квадрату наружного диаметра Вг колеса. Щелевые и гидравлические потери также снижаются с уменьшением диаметра колеса. При проектировании насосов ЖРД стремятся к малому наружному диаметру (Бг) РК. Уменьшение Вг возможно (до известного предела) только за счет увеличения частоты вращения вала насоса (п) [26]. Необходимость получения максимальной мощности для центробежного насоса ТНА ЖРД реализуется высокими частотами вращения вала [11, 39].

Проектирование направляющих аппаратов для центробежных насосов, как одного из элементов проточной части отвода, определяется влиянием конструктивных особенностей и геометрии рабочего колеса, предопределяющей его оптимальные параметры и гидравлические потери в

отводе насоса. Например, механическая доработка проточной части РК в процессе доводочных испытаний на соответствие требованиям чертежа обеспечила повышение напора на 14,9%; повышение напорности шнека увеличило напор насоса на 6,9% [40].

3.г. Проектирование геометрических параметров отвода центробежного насоса.

Отправной точкой методики расчета отвода центробежного насоса для ТНА ЖРД взята работа [23] о применении НА с каналами круглого сечения. Кроме того учтены особенности и отличия трубчатых НА от направляющих аппаратов лопаточного типа.

Расчет начинается от наружного диаметра рабочего колеса Вг (см. Рис. 10 и Рис.13).

С учетом рекомендаций [23] внутренний и наружный диаметры находятся из следующих соотношений (см. Рис. 9):

Вз = Вг + 1...3 мм и Вз = (1,04... 1,12)Вг - определение Вз зависит от конструкции уплотнений по буртам РК - в случае установки по буртам плавающих колец применяют формулу Вз = (1,04. 1,12)Вг ;

В4 = (1,10. 1,15)Вг ;

В5 = (1,35...1,4)Вг .

Диаметры каналов круглого сечения в НА й определяются соотношением

й = (0,85.1,1) Ь2.

Необходимо отметить важность выбора радиального зазора [38], который

определяется из соотношения 5г = ——— 100 %.

^2

Увеличение 5г до определенной степени способствует формированию оптимальной структуры потока после рабочего колеса, обеспечивая снижение пульсаций давления и гидравлических потерь, связанных с неоднородностью потока на выходе из РК. Также увеличение коэффициента быстроходности (п8 >100) [7, 33, 41] соответствует пропорциональному изменению значений

радиального зазора 5г.

Экспериментальными данными установлено, что увеличение радиального зазора, как правило, обеспечивает снижение амплитуд пульсаций давления на частотах следования лопаток [23].

Значение диаметра Б'4 (см.Рис.13 по вершинам эллипсных кромок) обеспечивается сверлением каналов. Этот диаметр не влияет на размер зазора 5г, но при увеличении D'4 снижается интенсивность ударного натекания потока.

Радиальный зазор 5г является одним из определяющих параметров по влиянию на интенсивность гидродинамического взаимодействия лопаточной решетки РК с решеткой каналов НА в отводе ЦБН. Поэтому увеличение радиального зазора обеспечивает снижение в первую очередь дискретных составляющих на лопаточных частотах в спектрах пульсаций давления и вибрации насоса.

Б'4 в свою очередь зависит от й. Чем больше й и количество каналов направляющего аппарата, тем выше Б'4, а утечки через зазор 5г изменяются в сторону снижения. При профилировании геометрических размеров направляющего аппарата с круглыми каналами это необходимо учитывать. Зазор 5г может быть фиксированным, если окончательно выполнен наружный диаметр кольцевого безлопаточного диффузора (до выполнения каналов направляющего аппарата). То есть, диаметр Б'4 выполняется механическим путем и потом осуществляется сверление каналов.

Но в этом случае, такая фиксация зазора (5г) неизбежно повлечет за собой изменение эллипсной формы входных кромок в каналах НА, а дальше возникает необходимость конструктивного изменения конфигурации и угла (в°) наклона боковых стенок кольцевого диффузора, обеспечивающих оптимальный контур эллипсной кромки (см., сноска 7 и Рис.15). В процессе модельных испытаний, доводочных и экспериментальных проверок вновь спроектированного насоса зазор 5г обычно окончательно корректируется за

счет подрезки наружного диаметра РК - Вг, или внутреннего диаметра НА -Вз.

Геометрию проточной части кольцевого диффузора и входных кромок каналов трубчатого НА можно корректировать (в процессе доводки) уже в составе сборочной единицы корпуса насоса после разборки насоса, путем механической подрезки. Такая корректировка проточной части отвода позволяет повлиять на технические показатели (напор, КПД и др.) при работе насоса в оптимальном режиме (см. Рис. 10, Рис13, Рис. 14, Рис.15). Однако опыт показывает, что подрезка входных кромок НА может вызвать повышение пульсаций давления ЧСЛ.

После определения Вз и В4(5) предварительно выбирается число каналов

Ъ2 из условия, что внутренний угол клина (Хкл. не должен быть отрицательным (см.Рис. 9).

Выполнение передней кромки канала аппарата с углом клина ОСкл =2п/г2, значительно большим, чем у обычных аппаратов, предотвращает отрыв потока при обтекании передней кромки и сопутствующие ему кавитационные явления в отводе, вызывающие вибрацию в широком диапазоне частот, это также способствует расширению рабочей области подач и обеспечению малошумной работы насоса.

Анализ геометрии НА с каналами круглого сечения показывает, что это достигается при: п

г, >

аг^

В

( 4 )

Далее величина гг корректируется для обеспечения оптимального сочетания чисел лопаток рабочего колеса и лопаток направляющего аппарата, обеспечивающих минимальную интенсивность вибрации на частотах следования лопаток [23, 42].

С учетом выбранного числа гг окончательно принимается диаметр й, с

учетом расчетных параметров насоса: расхода Р, напора Н, числа оборотов п - по следующей формуле, аналогичной по структуре известным формулам для определения раскрытия лопастных направляющих аппаратов [23]:

Ап

( 5 )

7П \

где Ана = mA2,

А ^QjL 30g фзн

Где m - коэффициент, учитывающий неравномерность скоростей на входе в каналы направляющего аппарата и отклонение от закона Cu R = const (на основании данных, полученных экспериментальным путем рекомендуется принимать m = 1,5...2,0. Меньшие значения относятся к аппаратам с большой пропускной способностью; величина коэффициента m может уточняться по мере накопления результатов испытаний насосов с НА, имеющих каналы

круглого сечения); фз - коэффициент стеснения потока на входе в НА (при расчете НА с каналами круглого сечения можно принимать фз = 1); Т|г - гидравлический КПД насоса.

В том случае, если расчетная величина d окажется меньше bi, следует выполнить внутренние боковые стенки кольцевого диффузора с плавным переходом от Ьз к d (см. Рис. 10, Рис. 13- например, как указано на сноске 7).

Длина цилиндрического участка канала определяется как I = 0,5d (см. Рис. 1) [23]. Угол раскрытия эквивалентного конического диффузора, после цилиндрической части канала принимается равным 0° = 6.8° (см. Рис. 9).

Таким образом, описанное выше профилирование с учетом соотношений (1 - 5) формирует основные габаритные размеры и геометрические параметры проточной части трубчатого НА с круглыми каналами для высокооборотного центробежного насоса ТНА ЖРД.

Возможно проведение дальнейших исследований по оптимизации формы

поперечного сечения каналов трубчатого направляющего аппарата (прямоугольная, круглая, трапециевидная и др.) с учетом площадей проходных сечений.

При этом надо отметить, что согласно работам [19, 43], область кольцевого диффузора необходимо оптимизировать, используя данные рекомендации и с учетом пространства образованного кромкой эллипсной формы.

При проектировании направляющих аппаратов с каналами круглой формы важно рассчитать оптимальные конструктивные размеры аппарата, обеспечивающие минимальную виброактивность насоса при заданных энергетических параметрах. И в этом случае необходимо отметить, что выбор диаметра d меньшего значения нежелателен в связи с усилением интенсивности ударного натекания потока на кромки кольцевого канала. Это заключение относится также к проектированию направляющих аппаратов насосов меньших типоразмеров (D3 и D4).

Если по расчетам трубчатого НА получаются малые значения d , то в отводе не требуется применение этого элемента [44].

3.3. Влияние кольцевого диффузора на потери энергии и пульсации давления в отводе центробежного насоса.

В работах [19, 29] кольцевой диффузор является наиболее важным элементом конструкции проточной части после рабочего колеса, так как в радиальном пространстве между Di и D3 он обеспечивает изменение параметров течения и снижение шаговой неравномерности потока.

Известные теоретические решения течения в кольцевом (безлопаточном) диффузоре получены при существенных упрощениях. Течение за колесом принимают установившимся и симметричным относительно оси вращения, а скорость при входе в диффузор - постоянной по ширине b (кольцевой диффузор с параллельными стенками b = const) и при постоянном угле

потока а = const. (Рис. 14).

Обычно конструкция внутренних полостей отводов мощных насосов начинается с кольцевого диффузора, обеспечивающего прием потока от рабочего колеса, с последующим выравниванием и снижением скорости течения в лопаточном диффузоре (в трубчатом направляющем аппарате с каналами круглого сечения).

Кольцевой диффузор, это наиболее напряженный конструктивный элемент проточной части отвода [19, 20, 29], характеризующийся двумя

геометрическими параметрами: D3 и b2 =f(D) (Рис.13, 10, сноска 2).

В работах [16, 43] также отмечается, что между выходом из РК и входом в лопаточный диффузор (для высокооборотных мощных насосов), следует предусмотреть определенное расстояние (радиальный зазор), которое улучшает работу лопаточного диффузора снижает амплитуду пульсаций давления и вибрации ЧСЛ, что установлено экспериментальными замерами пульсаций давления на выходе из центробежного колеса, в безлопаточном диффузоре, в каналах направляющего аппарата[45, 46, 47].

Форма стенок кольцевого диффузора в меридиональном сечении влияет на составляющую скорости Cm:

Q CjnSibi

Cm — 27rribi r3b3

( 6 )

Можно полагать, что окружная составляющая Сш уменьшается обратно пропорционально радиусу Г и имеет решающее значение для преобразования кинетической энергии в потенциальную, поэтому эффективность безлопастного диффузора зависит в основном от его радиального размера [48]:

А = ^ ( 7 )

В

Увеличение размеров Бз, Б4 и Б'4 по отношению к Бг (см. Рис.13.) способствует снижению пульсаций давления и потерь, обусловленных

неравномерностью течения, или при обтекании «языка » спирального сборника [29, 49, 50, 51, 52].

При проектировании центробежных насосов конструктивно кольцевой диффузор должен соответствовать предъявляемым к нему требованиям (см. Рис. 13, Рис.15). Здесь приведен далеко не полный перечень возможных вариантов профилирования стенок [43].

В работах [19, 53] для минимизации потерь рекомендуется иметь кольцевой диффузор с параллельными стенками. Для компрессоров рекомендуется, что размер Ьз должен быть приблизительно равен 0,85 Ь2 (см. Рис. 14). Для насосов это невыполнимо. Необходимо также учитывать, что высокооборотные центробежные насосы при работе автомата разгрузки как правило имеют значительные осевые перемещения вала и рабочего колеса.

Ширина канала РК Ь2 может быть смещена относительно ширины кольцевого диффузора Ь3, и при этом возникают дополнительные потери энергии. Разные варианты выполнения проточной части кольцевого диффузора представлены на Рис. 10, Рис 13, Рис. 14, Рис.15).

В проточной части отвода резкое изменение параметров потока происходит вблизи входных кромок каналов НА. Поэтому большое внимание уделяется выбору оптимального зазора (5г) между наружным диаметром РК - Б2 и внутренним НА - Б3 (см. Рис. 13, Рис. 14).

При проектировании отвода конструктивно НА должен быть согласован по углам потока и окружной скорости с центробежным колесом, кольцевым диффузором, с учетом влияния радиального зазора 5г и радиального размера А (7) [54, 55].

3.4. Определение осевой длины каналов НА, влияющей на потери энергии в отводе центробежного насоса

На выходе центробежного колеса параметры потока распределены в относительном движении неравномерно по шагу рабочей решетки.

Распределение параметров потока по ширине колеса существенно зависит от режима работы насоса по расходу.

Лопатки или каналы направляющего аппарата образуют равномерную круговую решетку, поэтому задача о расчете потенциального течения потока через направляющий аппарат представляет собой частный случай задачи при обтекании решетки рабочего колеса и оказывается более простой, так как каналы направляющего аппарата неподвижны и, кроме того, диаметры круглых каналов ^ как правило, выполняются постоянными.

Лопатки диффузоров центробежных машин, так же, как и лопатки колес, имеют относительные удлинения, значительно меньшие, чем в осевых турбомашинах. Относительное удлинение диффузорных лопаток приближенно может быть определено по формуле:

Ъ3 2Ь.[8тО,5(а. +а )]

3 ~ 3 Зл л [27] (8)

2Ь3[8тО,5(а3л + а л)]

1>А—-1) л

Не будет большой погрешностью, если термин «удлинение диффузорных лопаток» будет заменен на «осевую длину каналов».

После преобразований осевая длина канала НА будет определяться:

О, 1)

2 [8т0,5(а. + «0/

_____ т ---(9)

Экспериментальными работами [48] установлено, что длина канала диффузора должна быть равна учетверенному расстоянию между входными кромками двух соседних лопаток Ь = 4Ь, или Ь = 4ё (для круглых каналов).

Увеличение длины каналов Ь > 4Ь =4ё не улучшает работы диффузора, так как при этом выигрыш от дальнейшего преобразования скорости в давление теряется вследствие дополнительных потерь в диффузоре и вихреобразовании, сопровождающих процесс смешения потоков, идущих из

двух соседних каналов диффузоров

Длинные и искривленные каналы не могут улучшать преобразование скорости в давление, так как при этом поток оттесняется к стенке с меньшей кривизной канала, где снова восстанавливаются высокие скорости [48].

ь _

Рекомендуемая степень расширения ьдиф_ 1,6. Эти данные

соответствуют углам диффузорности канала ~ 8,5о для каналов с параллельными стенками круглой формы (Рис. 17).

Основная трудность, с которой приходится сталкиваться при расчете НА с каналами круглого сечения связано с отсутствием достаточно обоснованной методики определения углов потока перед диффузором аз (рис. 11) при за-

Рекомендуемая степень расширения ^ = 1,6; при

Рис. 17 Определение длины каналов лопаточного направляющего аппарата.

данном угле выхода потока из колеса (в случае Ьз>Ь2 ). Это же обстоятельство затрудняет сопоставление расчетных скоростей вдоль лопатки

с опытами, полученными по измеренным давлениям на поверхности лопатки, расположенной вблизи рабочего колеса.

Аналитический расчет потенциального течения в лопаточном НА может

быть произведен для ряда значений угла а3 х , соответствующих углам потока вдали от лопаток на бесконечном удалении от решетки. Аналитическое определение угла 0Сз;(4) является одним из сложных вопросов, когда профилирование данного угла определяется эллипсной кромкой, которая в свою очередь образуется пересечением каналов НА.

В работах [10, 19] считается, что если активный поток, выходящий из рабочего колеса заполняет всю ширину канала перед входными кромками каналов НА и Ьз > Ь2, то: Ъ4%а2

(§<*з= и (Ю)

иъ

где а2 - зависит от п„ чем выше п8 тем относительно больше - а2, (угол аг - параметр потока РК).

Угол а3л для вновь проектируемого насоса можно предварительно определить при расчете геометрических параметров НА: определив по формуле (1) количество каналов НА и разделив 360о на число каналов, получим фиксированный угол акл (см. Рис. 9). Например, если число каналов 12, то а|С| = 30°. Предварительное значение угла а3л = акл =30° определяется по построению геометрических параметров НА. Корректировка данного угла может быть проведена при дальнейшем профилировании каналов (см. Рис. 18, Рис. 19) [44].Осевая длина каналов (лопаточного) НА будет находиться в пропорциональной зависимости от угла а3л и угла а4л.

Предварительно длина канала НА находится по формуле (9) и построением диаметра Вз = Вг + 1.2 мм (Рис. 16). Надо учесть, что окончательные размеры Вг и Вз будут устанавливаться путем механической подрезки в процессе экспериментально - доводочных испытаний разработанного центробежного насоса, при корректировке зазора 5г.

По методике в работе [23] = (1,35.. .1,4) (см. Рис. 9). На Рис. 13 изображен НА, предлагаемый в работе [44] (где Э4 - наружный диаметр кольцевого диффузора для ЛНА; для НА с круглыми каналами, а ^4 обозначен как ^5):

Я5 = (1,35.1,4) Б2 ( 11 )

Диаметр ^5 также можно корректировать в процессе проектирования проточной части, после определения осевой длины канала по формуле (9) и профилирования образующих каналов НА.

В работе [27] отмечается, что для получения максимальной восстановительной способности потока после РК в кольцевом диффузоре необходимо создать предотрывное состояние пограничного слоя при возможно меньшей его толщине. Это означает, что сразу же за входным сечением каналы должны иметь максимально возможное открытие (при условии отсутствия отрыва), а в дальнейшем по длине канала должен быть создан уменьшенный градиент давления в потоке, который остается в предотрывном состоянии. В конических и плоских диффузорах для получения подобного характера течения канал должен иметь стенки овально-эллипсной формы (это только предполагаемый вариант формы поперечного сечения кольцевого диффузора, в соответствии с трехмерной пространственной структурой потока). Возможна дальнейшая оптимизация контура канала НА для согласования с трехмерной структурой потока, выходящего из РК и преобразованного кольцевым диффузором. В этом случае канал будет состоять из спиральной, цилиндрической и диффузорной частей для необходимой структуризации потока в канальном пространстве [44].

Длина канала НА определяется при помощи формулы (9) с последующим профилированием входного участка с учетом угла а3 (Рис. 18).

Профилированием каналов проточной части отводов в центробежных насосах можно добиться снижения потерь энергии и повышения уровня равномерности потока. Соответствующим профилированием каналов также может обеспечиваться не только снижение вибрации и пульсаций давления, но

и кавитационных явлений на режимах перегрузки.

После выхода из РК поток имеет сильно выраженную шаговую неравномерность параметров по тангенциальной координате. Эта неравномерность является основным источником пульсаций давления и вибрации на частоте следования лопаток и ее высших гармониках[19, 56] (рис.6.) Генерация пульсаций давления происходит вследствие нестационарного воздействия турбулентного потока с входными кромками НА. Интенсивность этого взаимодействия снижается вследствие уменьшения шаговой неравномерности потока в кольцевом диффузоре. Эффективное снижение вихревых возмущений и амплитуды пульсаций давления (примерно в 10 раз) наблюдается экспериментально с увеличением относительного радиального зазора до 20% [57], но увеличение радиального зазора до определенного момента начинает снижать КПД насоса и увеличивает габариты, что особенно нежелательно для насосов ТНА ЖРД.

В связи с указанной проблемой важно уделить повышенное внимание профилированию входного участка каналов НА для сечения «в плане», где нагрузка от шаговой неравномерности вихревого потока максимальна.

Наиболее простой, и эффективный способ профилирования может быть связан с применением кривой логарифмической спирали с показателем т = 1ёа3л на Рис. 19 для входного участка канала трубчатого НА[8, 26, 58 ].

Движение потока в кольцевом диффузоре происходит по траектории близкой к логарифмической спирали. Поэтому закономерно спрофилировать начальную рабочую поверхность НА так, чтобы снизить деформацию потока при прохождении лопаток РК и, тем самым уменьшить амплитуду пульсаций давления.

Профилирование позволяет уточнить угол акл (см.Рис. 9) и приблизить угол установки входной кромки а3л к углу натекания потока а2. Примеры построения спиральных кривых с разными угловыми параметрами показаны на Рис. 18.

Рис. 18 Примеры образующих логарифмических спиралей, соответствующих разным углам азл

На Рис. 19 представлена корректировка входных кромок каналов НА. При конструировании НА угол азкл равен 30°, после профилирования стал равен 14°.

Как показывает численное моделирование, такая корректировка может снизить потери энергии в отводе и амплитуды пульсации давления на частоте следования лопаток.

Рис. 19 Построение расходной и напорной поверхностей каналов НА с изменением угла акл = 14° входной кромки.

3.5. Определение геометрических параметров и профилирование спиральной камеры в отводе после профилирования каналов направляющего аппарата

Для одноступенчатых и для последней ступени многоступенчатых центробежных насосов рекомендуется отводить поток через кольцевой канал спиральной формы, который располагается вокруг лопаточного направляющего аппарата или, непосредственно, вокруг рабочего колеса. В последнем случае спиральная камера заменяет направляющий аппарат[59, 60].

Работа выходного устройства спиральной камеры и диффузора, теоретически не может быть полностью охарактеризована только одним коэффициентом потерь энергии[20]. В зависимости от предъявляемых требований к техническим показателям проектируемого центробежного насоса, отвод насоса может быть разного конструктивного исполнения. Не последнее значение имеет и уровень амплитуд пульсаций давления при возникновении резонансного усиления колебаний в отводе [7, 61].

Расчет спиральной камеры сводится к определению необходимой площади сечения на различных углах разворота а° [62, 63]. В практике насосостроения существует несколько методов расчета спиральной камеры[10, 20, 26]. В данном случае применен наиболее простой метод, исходящий из предположения, что скорость потока в спиральной камере - Ссп постоянна в каждом сечении по длине спирального канала. Спиральная камера (рис.20, Рис. 22) состоит из спирального канала с постепенно нарастающими сечениями и диффузора. Все промежуточные сечения заданы таким образом, чтобы обеспечить плавное изменение проточной части, принимая при этом расход по формуле (10):

а"

^ = [62] (10)

Пропускная способность расхода жидкости в спиральном отводе определяется пропорционально углу положения сечения а° (Рис. 20, Рис. 22).

Расчет по заданному закону изменения средних скоростей начинают с

определения площади сечения Рзб0, которое должно пропускать весь расход. Это сечение выбирается исходя из заданного отношения средних скоростей на входе в спиральную улитку и на выходе из нее.

Начальную ширину сечения Ьз выбирают в зависимости от ширины Ьг и Вг рабочего колеса:

Ьз ~ Ьг +0,05 В.

Увеличение ширины сечения при входе Ьз по сравнению с шириной рабочего колеса Ьг создает монтажно-конструктивные преимущества, так как не требует точной установки колеса по оси спирального отвода и является выгодным с гидродинамической точки зрения.

ь

ЬГ Г.диф. ~ АО о 0

- ь при этом угол раскрытия У =10... 12

.Г Г.расч.

Рис. 20 Проточная часть двухвитковой спиральной камеры в отводе насоса

Рис. 21 Развертка поперечных сечений подковообразной формы спиральной камеры в отводе насоса (рис.20).

Используется выше указанный метод расчета площадей поперечных

сечений спиральной камеры (Ссп = const, где Ссп - средняя скорость потока в

горле спиральной камеры).При этом Ссп = (0.65 ^ 0,75)-С2и, гдеС2и -тангенциальная скорость потока. Для ш до 150 рекомендуется Ссп = 0,75 С2и ;

й

Fг = Ссп.; Р - заданное значение расхода, Fг - произвольная площадь, Fг.расч. - заданная величина поперечного сечения спиральной камеры перед коническим диффузором. Длина горла конического диффузора (от начала Fг.расч.) Lд выбирается из расчета Fг.диф. ~ 2 Fг.расч. (см. Рис. 20 и Рис. 21).

Площади сечений спирали в любом произвольном сечении находятся по Рг.расч.а"

формуле ^г =-——- [63].Подставляя значения угла а0 = 320°, 280° , 240°

360

и так далее все 11 сечений, от 11 ^ 1, получим плавное уменьшение площадей спирального канала от заданной ^г.расч.. Определяем форму поперечного сечения (круглая, трапециевидная и др.) и вычислив площади поперечных сечений по заданным сечениям и по построению можно провести плавную кривую спиральной камеры в сечении в плане.

Рис. 22 Проточная часть одновитковой спиральной камеры в отводе насоса окислителя для первой ступени ракеты носителя изделия РД180.

о

а к

№ к

0 «

1 О)

Е

и

о н и о й О)

к р

о о

о р

Яз к

о

К) К)

Таблица № 3

Обозначение Номинальные значения ПрсДСльн. 0Т1СЛ.

(X б град. 0° 15° 30' 45 60* 75" 90' 105' 120" 135° 150' 165 180" 195" 210" 225' 240" 255° 270' 285' 300" ± 15'

Г»,,,. 97,37 94,96 92,54 90,12 87,7 85,28 82,86 80,44 78,02 75,61 73,19 70,77 68,35 65,93 63,51 61,095 58.67 56,26 53,84 51,42 49,00 ±0,3

11652,42 11082.86 10525,06 «79.69 9453,12 843«,22 8438,74 7952, 7481,47 7026.77 6583.87 6155,33 5742,02 5342.5« 4958,12 4587,32 4232,08 3889,88 3562,90 3241.77 2951,63 ±3,0

к»ш. 20,32 21.53 22,74 23,95 25,16 26,36 27,57 28,78 29,99 31,20 32,41 33,62 34,83 36,04 37,25 38,46 39,66 40,88 42,09 43,30 44,54 ±0,3

Л.Ч.- 1 ] 7,68 116,47 115,26 114,05 112,84 111,64 110,43 109.22 108,01 106,80 105,59 104,38 103,Г 101,96 100,75 99,54 98,33 97,12 95,91 94,70 93,50 ±3,0

Д™ 151,5 — — — — — — 133,0 — — — — — — 107,8 — — — — 82,7 — ± 1,5

Е....... 12.5 10,5 8,5 не менее

Если сечения спиральной камеры выбраны правильно и согласуются с формой и сечениями каналов НА, то такое сочетание должно обеспечивать снижение потерь и пульсаций давления при замедлении потока.

Потери энергии в отводе после НА определяются суммой потерь в спиральном сборнике и в коническом диффузоре (см. Рис. 4 и Рис. 5).

Исследования показывают, что круглой форме поперечного сечения сборника соответствуют несколько меньшие потери энергии, чем при других формах, и также круглая форма имеет преимущество по прочностным характеристикам [7].

Поэтому в большеразмерных насосах ЖРД спиральные сборники выполняют с круглым сечением (горло отвода полный круг), но возможны и другие формы сечений. Изменением формы поперечного сечения (подковообразное, круглое и трапециевидное и т.д.) можно скорректировать и подобрать расчетную площадь поперечного сечения любой формы спиральной камеры вновь проектируемого насоса.

Форма поперечных сечений спиральной камеры предпочтительно должна соответствовать форме поперечных сечений каналов НА и быть относительным продолжением образующих поверхностей каналов НА, обеспечивая плавный переход к поверхности проточной части спиральной камеры. Это может дать повышение КПД. Известно, что когда [22] к каждому каналу НА подсоединили отдельный сборник, то получили значительное повышение КПД центробежного компрессора. Конечно, такая конструкция слишком громоздка для насосов ТНА. Дальнейшее повышение эффективности отводов и снижение гидродинамической вибрации связано с использованием современных методов оптимизации проточной части на базе применения вычислительной гидродинамики.

Глава 4. Численный анализ гидравлических потерь и геометрии проточной части в отводах центробежных насосов разного конструктивного исполнения

Развитие и совершенствование компьютерной техники привело к полному преобразованию научных и инженерно-технических технологий по созданию новых конструкций [64, 65, 66, 67].

Применение современных методов компьютерного моделирования широко используется для оптимизации геометрии проточной части проектируемого насоса не только на оптимальном режиме, но в широком диапазоне подач.

В настоящее время можно говорить, что появился новый алгоритм теоретического исследования сложных процессов, допускающих математическое описание - вычислительный эксперимент, т.е. исследование естественно-научных проблем средствами вычислительной математики [68].

4.1. Численный анализ как метод исследования влияния геометрических параметров проточной части отводов в центробежных насосах на стадии эскизного проектирования.

Представляющие практический интерес гидродинамические процессы при нестационарном течении в каналах отвода центробежного насоса не имеют точного аналитического решения. С целью физико-математического моделирования таких процессов используется вычислительный эксперимент.

Вычислительный эксперимент можно разделить на несколько основных этапов.

На первом этапе формулируется задача, которую надо решить и выбирается физическая модель процесса.

Физической модели ставится в соответствие математическая модель, т.е. математическое описание физического процесса с помощью алгебраических, дифференциальных, интегральных уравнений.

Второй этап вычислительного эксперимента состоит в построении приближенного численного метода решения задачи, т.е. в выборе

вычислительного алгоритма.

На третьем этапе осуществляется программирование вычислительного алгоритма. И на четвертом этапе - проведение расчетов на компьютере.

В качестве пятого этапа вычислительного эксперимента можно выделить анализ полученных численных результатов и последующее уточнение математической модели и геометрии проточной части отвода.

Следует отметить, что вычислительный эксперимент - это, как правило, не разовый расчет по стандартным формулам, а расчет серии вариантов для различных режимных и геометрических параметров, а также параметров численной модели турбулентности и конечно-разностных сеток [69, 70].

Одним из наиболее универсальных и эффективных методов, получивших в настоящее время широкое распространение для приближенного решения уравнений гидродинамики, является интегральный метод дискретизации «жидкого» объема с введением пространственной сетки.

Область непрерывного изменения параметров рабочей жидкости заменяется дискретным множеством точек (узлов), являющихся геометрическими центрами ячеек (конечных объемов), которое называется сеткой.

Вместо функций непрерывного аргумента рассматриваются функции дискретного аргумента, определенные в узлах сетки и называемые сеточными функциями.

Численный метод [71] формируется на прямоугольной сетке с локальной адаптацией и подсеточным разрешением сложной геометрии. По всему расчетному пространству вводится прямоугольная сетка. Определяются зоны с особенностями геометрии или течения, в которых необходимо провести расчет на более мелкой, чем исходная, сетке. В этом случае расчетная ячейка, в которую попала выделяемая особенность, делится на 8 равных ячеек. Далее, если необходимо, ячейки делятся еще раз и так до достижения необходимой точности. Ячейки начальной сетки называются ячейками уровня 0; ячейки, получаемые измельчением ячеек уровня 0, называются ячейками уровня 1 и

т.д. При генерации сетки накладывается условие, что гранями и ребрами могут граничить друг с другом только ячейки с номерами уровней, отличающимися не более, чем на единицу. Метод подсеточного разрешения геометрии предназначен для аппроксимации криволинейных границ на прямоугольной сетке, в том числе на свободной границе жидкости. Ячейки, через которые проходит граница, расщепляются на 2, 3 и т.д. ячеек. При этом они теряют свою первоначальную форму параллелепипеда и превращаются в многогранники произвольной формы. Уравнения математической модели аппроксимируются для этих многогранников без каких-либо упрощений. В целом такой подход позволяет с достаточной степенью точности производить расчеты эффективно, используя минимальные вычислительные ресурсы. Опыт показывает, что использование такой технологии позволяет получать нестационарные решения на сетках с количеством узлов в 10 раз меньше, чем традиционные методы, при соответствующем снижении процессорного времени.

В данной главе приведены результаты численного моделирования нестационарного трехмерного турбулентного течения в центробежном насосе сеточным методом конечных объемов в программном пакете FlowVision [72]. В работах [56, 73] представлен метод расчета нестационарного двухмерного течения в центробежном колесе и улиточном отводе насоса на основе решения нестационарных уравнений Эйлера методом дискретных вихрей в рабочем колесе, и с применением функций тока и завихренности в улиточном отводе, а также с применением осредненных уравнений Навье-Стокса и к - е модели турбулентности. Расчет проводился прямым методом на двух разных сетках -для рабочего колеса и отвода. При этом передача параметров из одной области расчета в другую осуществляется с помощью техники билинейной интерполяции в зоне перекрытия конечно-разностных сеток. В этом методе не преодолено существенное затруднение с постановкой граничного условия на выходе улиточного отвода для давления: оно принято постоянным, хотя очевидно, что давление на выходе испытывает колебания с частотой

следования рабочих лопаток.

4.1.1. Применение уравнений Навье-Стокса.

Уравнения Навье-Стокса, осредненные по объему ячейки и временному шагу численного алгоритма, обычно применяются в вычислительной гидродинамике при математическом моделировании сложных технических задач.

Так в работе [63, 74, 75] описывается метод расчета нестационарного двумерного течения потока на основе решения осредненных уравнений Навье-Стокса, по объему ячейки конечно-разностной сетки (13) и с учетом уравнения неразрывности (14).

В случае несжимаемой жидкости система состоит из двух уравнений:

(§) - кронекерово произведение матриц;

V - коэффициент кинематической вязкости;

Рref - опорная плотность жидкости;

к - кинетическая энергия турбулентности;

Уравнения (13) и (14) дополнены соответствующими уравнениями модели турбулентности. Расчеты проведены с помощью стандартной к - s (турбулентная энергия-скорость диссипации) модели турбулентности [76], в которой турбулентная вязкость ¡dt выражается через величины к — s следующим образом:

¡ М=с1л ,р Уравнения определяющие к и е :

где Ещ - начальное значение турбулентной диссипации. Через С обозначено

выражение:

(18>

Значения параметров модели к — Е равны: оь = 1; о£ = 1,3; С^=0,09; С! =1,44; С2 =1,92.

Граничное условие для скорости потока в турбулентном течении на стенке задается с использованием численной аппроксимации логарифмического закона для тангенциальной компоненты скорости на стенке и, которая определяется из следующих соотношений:

где И*-динамическая скорость, т^-напряжение вязкого трения на стенке, и кинематические параметры на границе вязкого подслоя определяются формулами:

4.1.2. Применение скользящих сеток.

Для совмещения численных решений в рабочем колесе и в отводе насоса применяется метод скользящих сеток. В этом случае вся область расчета разделяется на зоны ротора и статора. В зоне ротора решение проводится во вращающейся системе отсчета. Передача параметров потока из вращающейся в неподвижную зону расчета производится через специальный интерфейс «скользящая поверхность», который обеспечивает интерполяцию параметров потока с учетом «виртуального» углового смещения сеток рабочего колеса и отвода насоса.

Для этого временной шаг итерационной процедуры выбирается так, чтобы в течение одной итерации взаимное смещение подобластей расчета не превышало размеров ячейки конечно-разностной сетки на скользящих поверхностях.

4.1.3. Показания датчиков вибрации после статистического анализа.

Сумм. Аре 11ВПНО

Зо 1а реж ма кон :чной Зона р ежима Зон а режим а Рном

• *

• V 1

• Л • * 1 * •

• • V

1 • к • • • • Л •

• » в • •

Ф ф

7500 8000 8500 9000 9500 10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000 14500 15000

ИОТ1 (об/мин)

В019№869

• В024№877 В021№880

• В027№903 В019№755 В019№827

• В022№846

• В020№806

• В025№850 В018№766 В017№826 В021№882 В020№816

• В022№852 В019№842

• В020№803

• В019№873

• В024№878 В021№886 В021№905

• В019№790 В021 №831

• В019№849 В020№813 В021№884

• В020№808

• В023№838 В019№871

• В006№840

• В027№898 В020№817

• В024№876

• В024№879

• В027№899 В019№753 В020№818 В021№832

• В023№858 В019№844

• В024№875 В020№815

• В025№851 В020№810

• В020№848

• В019№757

• В020№811

с. 24 Диаграмма вибрации корпуса насоса по суммарному сигналу в отводах с лопаточным и трубчатым направляющими аппаратами

Применение статистического анализа при обработке экспериментальных данных показаний датчиков пульсаций давления и вибрации, полученных в процессе изучения накопившейся статистики позволило дать объективную оценку изменения параметров центробежного насоса.

На Рис. 24 построен график амплитуды суммарного сигнала (СКЗ)

450

400

350

300

250

200

150

100

50

вибрации по суммарному сигналу с насосами, в отводах которых установлены направляющие аппараты разного конструктивного исполнения. Несмотря на то, что указанный рисунок не дает конкретной кривой изменения амплитуды вибрации, хорошо видно, что снизился общий уровень амплитуд вибрации насосов с трубчатым направляющим аппаратом. После обработки данных статистическим анализом определенно установлено, насколько изменилась вибрация (Рис. 34), и конкретно получить визуальную картину изменения вибрации насоса на всех режимах его работы.

Такой же расчет был применен и при обработке статистическим анализом изменения пульсаций давления на номинальном режиме (Рном.) на Рис. 31, Рис. 32. Результаты спектрального анализа сигналов пульсаций давления, представлены на Рис. 35 - Рис. 38.

Уже на третьем этапе, осуществляя программирование вычислительного алгоритма и моделируя конструкцию отводов насосов, проведение численного анализа (в процессе набора статистики) позволит выявить критерии влияния геометрических параметров (длины и формы каналов, углами наклона и т.д.) на гидравлические потери в отводе насоса. То есть качественный уровень профилирования проточной части насоса определяется уже на этапе численного моделирования. Разработка методов численного моделирования пульсаций давления, вибрации гидродинамической природы обусловлены особенностями течения рабочей жидкости в проточной части насосов. Нестационарное взаимодействие потока выходящего из рабочего колеса с отводящим устройством, вихреобразование, включая мелкомасштабную турбулентность и крупно-масштабные вихревые структуры (обратные токи); кавитационные процессы в проточной части насосов. Спектральный состав вибрации и пульсаций давления в центробежных насосах представлен широкополосным фоном и ярко выраженными дискретными составляющими, уровень которых в основном определяет виброактивность насоса и вибропрочность конструктивных элементов. Эти компоненты спектра вибрации обусловлены пульсациями давления, которые генерируются в

проточной части насоса и нестационарных нагрузок, действующих на элементы проточной части шнекоцентробежного насоса позволяет уже на этапе раннего проектирования получить необходимые данные для правильного выбора конструктивных и режимных параметров с целью удовлетворения ресурсных требований при минимальных материальных затратах. Изучение пульсаций давления в проточной части насоса методом численного анализа дает информацию о нестационарных нагрузках, действующих на элементы конструкции ЦБН - рабочего колеса, кольцевого диффузора, в каналах НА, спиральной камере и отвода в целом. Так при измерении тензометрическими датчиками динамических напряжений на входных кромках каналов НА центробежного насоса было установлено, что в диапазоне расходов 0,6.1,0 от его оптимального значения величины динамических напряжений прямо пропорциональны амплитудам пульсаций давлений. Разработка методов численного моделирования пульсаций давления и нестационарных нагрузок, действующих на элементы проточной части шнекоцентробежных насосов позволяет уже на этапе эскизного проектирования получить необходимые данные для правильного выбора конструктивных и режимных параметров с целью удовлетворения ресурсных требований при минимальных материальных затратах. Проведенные экспериментальные работы показали важность выбора оптимальной геометрии отвода центробежного насоса с целью достижения низких уровней пульсаций давления, виброактивности и актуальности разработки численного метода расчета вибрации и пульсаций давления в реальном отводе. В данной работе численный метод рассматривается для решения уравнения относительно безразмерных пульсаций энтальпии в двухмерной области, моделирующей реальную геометрию отводящего устройства центробежного насоса с кольцевым диффузором, каналами направляющего аппарата, спиральной камерой и коническим диффузором [7, 44, 56].

4.2. Взаимосвязь пульсаций давления, вибрации и деформаций конструкции центробежного насоса

Известно, что вибрация гидродинамической природы обусловлена особенностями течения рабочей жидкости в проточной части ЦБН: нестационарное взаимодействие потока выходящего из рабочего колеса с отводящим устройством ЦБН; вихреобразование, включая мелкомасштабную турбулентность и крупно-масштабные вихревые структуры (обратные токи); кавитационные процессы в проточной части насосов (ЦБН). Спектральный состав вибрации и пульсаций давления в центробежных насосах представлен широкополосным фоном и ярко выраженными дискретными составляющими, уровень которых в основном определяет виброактивность ЦБН и вибропрочность конструктивных элементов. Эти компоненты спектра вибрации обусловлены пульсациями давления, которые генерируются в проточной части насоса. Нестационарные гидродинамические явления в проточной части ЦБН в зависимости от причин, способствующих их возникновению, можно подразделить на три вида:

1) возникающие в результате гидродинамического взаимодействия потока, выходящего из рабочего колеса с отводящим устройством ЦБН; 2) вихревые; 3) кавитационные. Первый вид нестационарных процессов органически присущ центробежным насосам, как и всем лопаточным машинам он обусловлен шаговой неравномерностью потока на выходе из рабочего колеса. В результате нестационарного гидродинамического взаимодействия неравномерности потока (вращающейся вместе с РК) с отводящим устройством ЦБН возникают колебания на частотах, кратных частоте вращения лопаток РК. Колебания на частоте следования рабочих лопаток

(ЧСЛ) и ее высших гармониках определяются формулой: к , где / г

-частота вращения РК, Гц; к - номер гармоники; 7Г число лопаток РК.

Для объяснения этого феномена и его расчетного обеспечения исследование

характера потока на выходе центробежного колеса имеет принципиально важное значение. В последнее время вопросам экспериментальных и расчетных исследований потока в центробежных агрегатах уделяется повышенное внимание у нас в стране и за рубежом.

Подробные исследования параметров течения в абсолютном движении на выходе рабочего колеса центробежных насосов подтверждают, что поток в межлопаточном канале и на выходе центробежного колеса можно условно подразделить на две области высокоэнергетическую струю и низкоэнергетическую зону следа. Такой характер течения определяет существенную неравномерность по шагу решетки колеса относительных и абсолютных скоростей и углов потока, так как низкоэнергетическая зона примыкает к нерабочей стороне лопатки. На выходе рабочего колеса распределение статистического давления по шагу лопаточной решетки близко к равномерному. Поэтому разница в полной энергии жидкости в основном связана с тем, что скорости и углы потока выше у рабочей стороны лопатки .

Анализ потерь энергии в исследованных направляющих аппаратах показал, что наименьшие потери полного давления - 68.8 бар достигаются в НА с круглыми каналами. В лопаточном НА (прямоугольное сечение) потери выше на 1.5 бара. Остальные отводы также уступают НА с круглыми каналами на 0,6 бара. [56].

4.3. Определение геометрических параметров НА методом численного анализа

На Рис. 26 показано сечение отвода центробежного насоса и углы наклона каналов НА; угол между осевыми линиями каналов равен 30о , он определяется, как частное деления угла полной окружности 360о на количество каналов, которое равно 12. Численный анализ показал, что имеется отрыв потока по внутренней образующей каналов НА (Рис. 27) при движении потока по каналам.

Рис. 25 Углы наклона азл =30° образующих каналов НА выполненные в металле.

Результаты численного моделирования показаны, в частности, на рис. 27 в виде цветовых карт распределения мгновенного поля статического давления в отводе насоса в средней плоскости.

Рис. 26 При угле наклона азл =30° образующих каналов НА отмечается отрыв потока на вогнутой образующей канала (светло-зеленый цвет).

Полученные результаты по фиксации отрыва потока в каналах НА (Рис. 26) показывают эффективность вычислительного эксперимента для

корректировки угла азл с целью обеспечения безотрывного течения.

Исследование по влиянию изменения угла азл = (22°, 20°, 18°) проводилось в вычислительных экспериментах с трехмерным моделированием течения и анализом параметров потока.

Результаты расчетов НА разного типа на режиме промежуточной подачи

Рис. 27 При угле наклона аз =22° образующих кривых каналов НА на входных кромках в каналы отмечается незначительное турбулентное нарушение потока (светло зеленый цвет)

показывают, что НА с круглыми каналами имеет наименьшие потери полного давления при угле азл =22°. Этот вывод следует признать предварительным, так как рабочее колесо в численном моделировании не согласовано с отводом. Основной задачей здесь было проанализировать генерацию пульсаций давления при гидродинамическом взаимодействии отвода с рабочим колесом. В этом случае все отводы находятся в одинаковых условиях.

Рис. 28 При угле наклона азл =20° образующих каналов НА на входных кромках в каналы отмечаются следы турбулентного нарушения потока в более выраженной форме (светло зеленый цвет).

Таким образом, на основании анализа Рис. 26 - Рис. 28 и Рис. 29, наиболее приемлемым является угол азл , равный 22°. Необходимы дальнейшие численные и экспериментальные исследования. При этом экспериментальные данные должны обеспечить выявление ключевых параметров, влияющих на эффективность отвода и на уровень амплитуды пульсаций давления. Полученные данные могут быть использованы для проведения многокритериальной оптимизации НА с применением вычислительных экспериментов.

Рис. 29 При угле наклона азл=18° образующих кривых каналов НА на входных кромках в каналы отмечаются следы предотрывного турбулентного состояния потока в более выраженной форме (светло-зеленый цвет)

4.4. Исследование пульсаций давления потока в отводах методом численного анализа

Отвод насоса является наиболее напряженным местом в работе насоса, где генерируются высокие пульсации давления. Экспериментальные данные также указывают, что максимальные амплитуды пульсаций реализуются в проточной полости отвода. В результате нестационарного гидродинамического взаимодействия неравномерностей потока между

вращающимся рабочим колесом и неподвижным отводящим устройством, вблизи входных кромок лопаток направляющего аппарата возникают колебания на частотах, кратных частоте вращения РК, частоту следования лопаток (ЧСЛ) и ее высшие гармоники. Эти колебания могут быть особенно опасны при совпадении с собственными резонансными частотами элементов конструкции [65].

В ходе вычислительных экспериментов и анализа полученных параметров в проточной части отвода подтверждено снижение потерь энергии и амплитуды пульсаций давлений в каналах трубчатого НА [71, 72]. В таблице 4 приведены данные сравнения потерь полного давления для лопаточного и трубчатого НА.

Таблица 4 Потери полного давления в НА разного конструктивного исполнения.

Вариант отвода (форма сечения) Потери полного давления, Па

Лопаточный НА (прямоугольная) 8,31Е+06

Трубчатый НА (круглая) 6,88Е+06

а. б.

Рис. 30 Пульсации давления на входе в НА: а - лопаточный; б - трубчатый, с каналами круглого сечения.

Необходимо отметить, что численный анализ трехмерного нестационарного потока в отводе насоса показывает снижение амплитуды первой гармоники ЧСЛ (по числу основных лопаток) в зоне входа в НА. Это согласуется с экспериментальными данными.

Таким образом, эффект применения трубчатого НА выражается не только в повышении динамической прочности конструкции, но и снижении динамической нагрузки от пульсаций давления

Глава 5. Анализ статистики быстро меняющихся параметров насосов окислителя в отводах которых, установлены направляющие аппараты разного конструктивного исполнения.

5.1. Порядок обработки статистики БМП потока в отводе центробежного насоса.

На основе анализа статистики стендовых испытаний кислородно-

керосиновых ЖРД за период с 1990 по 2005гг. проведена оценка пульсационных и вибрационных характеристик насосов окислителя, имеющих в отводах направляющие аппараты разного конструктивного исполнения.

Полученные результаты обработки данных подтверждают снижение амплитуд вибрации в насосах с направляющими аппаратами, имеющими каналы круглого поперечного сечения.

Применительно к ЖРД, в НПО Энергомаш в 1995 году направляющий аппарат с каналами круглой формы был опробован и внедрен в конструкцию насоса окислителя ТНА самых мощных отечественных двигателей РД171 и РД171М.

Анализ пульсаций давления и вибрации корпуса насоса окислителя проводился по суммарному сигналу и по спектральным составляющим на частотах следования лопаток (ЧСЛ) на трех режимах по тяге: номинальный (Рном.), 0,8Рном. и на режиме работы конечной ступени (Ркст.).

На Рис. 31 - Рис. 38 приведены результаты сравнительного анализа быстроменяющихся параметров (БМП) насосов окислителя с отводами, имеющими лопаточные направляющие аппараты с каналами прямоугольного сечения и трубчатые НА с каналами круглого поперечного сечения (см. Рис. 4 и Рис. 5). Всего было испытано 69 двигателей. Из них десять в насосах ТНА имели трубчатые направляющие аппараты с круглыми каналами. Общее число проведенных испытаний составляет более 200 (из них - 46 испытаний с трубчатыми направляющими аппаратами новой конструкции) [ 77 ].

5.2. Анализ статистики амплитуд пульсаций давления на выходе из центробежного насоса.

Измерение амплитуд пульсаций проводилось штатными датчиками

л

пульсаций давления, ВТ309-01 [78], рабочий диапазон амплитуд ± 56кгс/см , диапазон частот до 10кГц , относительная погрешность ±10%. Исследованиями амплитуд пульсаций давления на выходе из насоса (см. Рис. 1 и Рис. 2, обозначения замеров - выходы №1 и №2) по суммарному сигналу

было установлено, что различие показаний датчиков, установленных в насосах с отводами разного конструктивного исполнения незначительно и находится в пределах ~8%, т.е. снижение пульсаций давления определяется областью допустимой погрешности измерения датчиков (±10%), и поэтому измерения пульсаций давления на выходе насосов, имеющих в отводах трубчатые направляющие аппараты с круглыми каналами не показывают снижения амплитуд суммарного сигнала пульсаций давления на режимах Рном., 0,8Рном. и Ркст. (Рис. 31, Рис. 32, табл. 5,6 соответственно).

8 6 4

7500 8500 9500 10500 11500 12500 13500 14500

п,об/мин