Prospects for the creation of standard-size series of refrigeration machines and heat pumps based on unified axial compressors

Full Text

Осевые компрессоры, отличающиеся от центробежных значительно более высокой энергетической эффективностью и практически вытеснившие их из авиа моторостроения и энергетических силовых газотурбинных установок, крайне редко применяют в холодильной технике, а также в воздушных и газовых компрессорных установках, используемых в промышленности. Это связано с тем. что при производстве осевых компрессоров требуется более высокая технологическая культура. Кроме того, значительная доля затрат приходится на изготовление лопаточного аппарата. Действительно, осевые компрессоры в отличие от центробежных имеют в 2— 3 раза большее число ступеней, каждая из которых, в свою очередь, снабжена значительным числом сложных в технологическом отношении лопаток рабочих колес и направляющих аппаратов.

Подобные трудности давно преодолены в авиационной промышленности, а для производства лопаточного аппарата общепромышленных осевых машин созданы специализированные производства, обладающие необходимой технологической культурой и ос нашейные высокопроизводительным оборудованием. Одно из таких предприятий Санкт-Петербургский завод турбинных лопаток. Кроме того, отработанные проточные части осевых компрессоров, выпускаемых предприятиями авиамоторостроения и другими машиностроительными предприятиями. вполне могут быть использованы для создания на их основе холодильных и газовых компрессоров, имеющих намного более высокую эффективность, чем выпускаемые в настоящее время центробежные.

Наличие большого числа ступеней у осевых компрессоров открывает возможность создания на основе одного базового полноразмерного компрессора, имеющего наибольшее отношение давлений (и, значит, максимальное число ступеней), унифицированного семейства компрессоров с различными производительностями и отношениями давлений.

В предлагаемой работе приводятся результаты численного анализа, показывающего возможности такого подхода к унификации осевых компрессе ров.

В качестве базового компрессора принят 12-ступенчатый осевой компрессор, спроектированный для работы на аммиаке в простом одноступенчатом холодильном цикле. Проектирование проводили с помощью программного комплекса, разработанного в Санкт-Петербургском государственном университете низкотемпературных и пищевых технологий (СПбГУНиПТ). В основу программного комплекса положены инженерный метод расчета многоступенчатого осевого компрессора по среднему диаметру ступеней и по обобщенным характеристикам плоских решеток (метод ЦИАМ [4, 6]), вычислительная система для расчета термических и калорических параметров реальных рабочих вещее г в холодильных машин и метод условных температур, разработанные в СПбГУНиПТ 11, 5].

Параметры исходного никла холодильной машины, на которые рассчитывали базовый компрессор, следующие:

температура кипения t₀ = -10 °C; температура конденсации t_к = 30 °C; давление при входе в компрессор (начальное) p_н = 2,909- 10⁵ Па; давление при выходе из компрессора (конечное) р_к = 11,65 - 10⁵ Па; холодопроизводительность Q₀ = 11 МВт.

Представляем основные параметры спроектированного базового компрессора:

Проточная часть компрессора в меридианном сечении была спроектировал с постоянным наружным диаметром, это принято в подавляющем большинстве известных конструкций. Поэтому средний диаметр при входе на лопате колеса от входа к выходу увеличивает площадь кольцевого сечения при входе в колесо уменьшается от ступени колеса вследствие необходимости увеличения плотности сжимаемого пара (рис.1)

 

Рис. 1. Изменение безразмерных площадей кольцевого сечения проточной части Ft и среднего диаметра, при входе в колеса со ступеням полноразмерного компрессора

 

Соответственно от ступени к ступени падает и объемная производительность .

Поэтому снятие первых ступеней компрессора при сохранении термогазодинамического подобия режимов работы оставшихся ступеней одновременно с отношения давлений принести также и к снижению массы расхода. Снятие последних ступеней также вызовет уменьшение отношения давлений, но массовый расход при соблюдения термогазодинамического подобия режимов работы должен практически неизменным.

При работе в режиме паровой холодильной машины, когда давление, определяемое тепловым соотношением окружающей среды, постоянно уменьшение отношения давлений приводит к повышению давления всасывания и температуры кипения рабочего вещества для всех вариантов изменения конструкции компрессора (рис. 2).

 

Рис. 2 Зависимость давления всасывания и отношения давлений от температуры кипения t0 при давлении нагнетания, соответствующем температуре конденсации 30 °C

 

Это открывает пути для получения на базе одного компрессора нескольких, имеющих разные параметры работы, но высокую степень унификации.

Результаты расчетов представлены на рис. 3.

 

Рис. 3. Сравнение характеристик полноразмерного осевого компрессора с характеристиками при снятии последних (а) и первых (б) ступеней: ---------------характеристики полноразмерного компрессора; -------------- характеристики компрессора без четырех последних (а) и четырех первых (б) ступеней

 

При последовательном снятии ступеней компрессора газодинамическое подобие режимов работы обеспечивали путем сохранения значений чисел M_jd и φ_jd при входе в колесо первой ступени. В том случае, когда снимали первые ступени, у той i-й ступени, при которых эта же ступень работала в составе полноразмерного компрессора.

Кроме того, для каждого варианта унифицированного компрессора рассчитывали характеристики при нескольких значениях чисел Мн, близких к расчетному.

При снятии последних ступеней (рис. 3, а) приведенный расход на всех режимах работы, как и ожидалось, остается таким же, как и у полноразмерного компрессора. Уменьшается лишь отношение давлений, и в результате вся характеристика смешается вниз. При снятии четырех последних ступеней отношение давлений снижается практически вдвое - сπк= 6,8 до 3,6.

Снятие первых ступеней (рис. 3, б) вызывает падение как отношения давлений, так и приведенного расхода вследствие сокращения плошали входного сечения ступеней. расположенных внутри проточной части. При снятии четырех первых ступеней приведения расход уменьшился на 24,5% а отношение давлений снижается практически так же, как и в первом случае.
Температуру конденсации во всех рассмотренных вариантах сохраняли неизменной (tк = 30 °C), что означало постоянство давления нагнетания (рн = 11,65•10⁵ Па) независимо от числа ступеней и режима работы компрессора. Температура пара на всасывании в компрессор определялась температурой кипения с учетом небольшого перегрева, характерного для холодильных компрессоров динамического принципа действия.

Обобщенные зависимости холодопроизводительности осевого компрессора от температуры кипения аммиака при последовательном снятии первых и последних ступеней приведены на рис. 4.

 

Рис. 4. Зависимость холодопроизводительности от температуры кипении аммиака при снятии первых ( -------) и последних ( -----------) ступеней. Цифры при точках обозначают число работающих ступеней

При последовательном снятии последних ступеней из-за уменьшения отношения давлений в компрессоре увеличиваются давление и плотность на входе в первую ступень, а площадь остается постоянной. По условию подобия параметры Мн(1) и ср, .сохраняю т с во и значения, но так как температура пара на входе в компрессор растет, а с ней растет и скорость звука, то окружная скорость и частота вращения ротора увеличиваются (штриховая линия на рис. 5). С ними возрастает и расходная составляющая скорости на входе в первую ступень.
В итоге массовый расход, а следовательно. и холодопроизводительность по мере снятия последних ступеней значительно увеличиваются (штриховая линия на рис. 4).
При снятии первых ступеней холодо-производительность возрастает значительно меньше, чем при снятии последних, что вызвано двумя причинами.
Во-первых, и это главное, уменьшается площадь кольцевого сечения при входе в ступени, что приводит к палению расхода. Во-вторых, температура, а значит, и скорость звука в паре, поступающем в промежуточные ступени полноразмерного компрессора, выше аналогичных параметров у компрессоров, с которых сняты первые ступени. Поэтому, чтобы сохранить значение параметров подобия и необходимо уменьшать окружную скорость и частоту вращения ротора (сплошная линия на рис. 5).

Рис. 5. Изменение приведенной частоты вращения ротора компрессора при снятии первых (-------) и последних ( ---------- ) ступеней. Цифры при точках обозначают число работающих ступеней

Выполненный на примере 12-стуненчатого осевого компрессора анализ показывает, что даже в режиме работы, соответствующем по существу одной только точке на одной расчетной ветви характеристики компрессора, путем изменения числа ступеней можно получить широкий спектр холодопроизводитсльностей — от 10 до 16,8 МВт при температурах кипения от - К) до +5 °C. Перевод компрессора нате (отличные от расчетной) ветви характеристик, где его КПД сохраняет значения, близкие к максимальным, позволит еще больше расширить диапазон холодопроизводителыюстей и температур кипения. Заметим, что нами не рассмотрены возможности модификации унифицированного компрессора путем снятия одновременно и первых, и последних ступеней, так как очевидно, что получаемые в этих случаях параметры будут занимать поле между линиями, показанными на рис. 5.
Большое число ступеней, характерное для осевых компрессоров, дает возможность реализовать холодильный цикл с одним компрессором и подводами пара к промежуточным ступеням конструктивно намного проще, чем это делается в центробежных холодильных компрессорах. На этой основе легко могут быть созданы многоизотермные парокомпрессионные холодильные машины, вырабатывающие холод на нескольких температурных уровнях в одном агрегате.

About the authors

N. N. Bukharin

SPbGTU

Author for correspondence.
Email: info@eco-vector.com

Dr. tech. sciences, prof.

Russian Federation

V. V. Ognev

SPbGTU

Email: info@eco-vector.com

Dr. tech. Sciences

Russian Federation

M. V. Lopatin

Leningrad Metal Plant

Email: info@eco-vector.com
Russian Federation

References

Supplementary files