Методы изготовления и типы рабочих колес центробежных компрессоров
 Скачать 3.32 Mb.
|
|
Первая концепция основана на резонансном подходе. Часто причиной возникновения вынужденных колебаний являются колебания давления при вращении ротора компрессора, вызванные взаимодействием между ротором и неподвижными элементами компрессора, (известные как колебания давления Тайлера-Софрина),[11] частота которых соответствует частоте следования лопаток ротора при вращении, а также процессы в проточных частях центробежного компрессора, вызванные потоком газа, такие как аэроакустические, вихреобразования, помпаж и срыв потока с вращением [12] От аэродинамических и аэроакустических процессов в проточной части (ПЧ) компрессора с собственными частотами рабочего колеса. Совпадение частот возбуждающих сил с частотами соответствующих собственных форм колебаний колеса может привести к его повреждению. Для противодействия этому явлению - отстройки от резонанса и снижения переменных напряжений - принимают утолщение периферийной части дисков, выполнение наружной поверхности дисков в виде "ромашки" (удаление материала между лопатками), увеличение числа лопаток на периферии, отдаление входа в диффузор от выхода из рабочего колеса, т.е. увеличение D3/D2. Расчетный путь определения динамических напряжений встречает определенные трудности. При наличии знакопеременных сил в потоке рабочее колесо подвергают тензометрическим испытаниям с целью выявления и снижения опасных динамических напряжений. Для сварных колес, как правило, допустимы более высокие динамические напряжения, чем для клепаных. Рисунок. 1.21 – Оромашеное рабочее колесо ЦБН. Аэроакустические процессы в проточной части компрессора могут приводить к акустическим резонансам. Акустические резонансы, как и колебания давления Тайлера-Софрина также могут быть причиной возникновения интенсивных колебаний давления газа в замкнутой полости, которые вызывают повышенный шум и, в наиболее неблагоприятных случаях, повреждение элементов конструкции компрессора [11]. Из- за большие количества полостей и характерной нестационарности потоков газа в проточной части, турбокомпрессоры особенно чувствительны к акустическим резонансам. В частично или полностью закрытых полостях существуют условия для возникновения собственных колебаний с характерными частотами, а сложное распределение скоростей и давлений в потоке газа способствует образованию большого количества источников возбуждения вынужденных колебаний. Если частота вынужденных колебаний близка к одной из частот собственных акустических колебаний, необходимо провести тщательный анализ такого состояния. Само по себе совпадение частот не является критическим. Критические условия возникают при наличии связи между вынужденными и акустическими колебаниями (например, должно быть одинаковое количество диаметральных узловых линий). Чем сильнее эта связь, тем больше амплитуда предполагаемых колебаний давления. В неподвижной системе отсчета диаграммы распределения колебаний давления и частоты колебаний зависят от лопаточной частоты (количество лопаток РК умноженное на частоту вращения ротора компрессора) и частот гармонических составляющих. Каждой диаграмме распределения колебаний давления соответствует форма колебаний, для которой количество диаметральных или окружных узловых линий можно определить по количеству лопаток рабочего колеса и количеству соответствующих направляющих лопаток статора. При анализе возможных условий для акустического резонанса, в любом случае, первоочередной задачей является определение собственных акустических колебаний в полостях компрессора. Примеры разрушения рабочих колес от акустических процессов, происходящих в центробежных компрессорах, показаны на рисунке. 1.22 Рисунок. 1.22 –Примеры разрушения рабочих колес от акустических процессов. Общий вид ( а)- Simens, (б,в)- ПАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе Вторая концепция строится на решении нестационарной задачи газодинамики для проточной части компрессора с определением частоты и амплитуды пульсации давления. Затем для определенных частот решается задача вынужденных колебаний с оценкой усталостной прочности рабочего колеса. Необходимо отметить, что в первой и второй концепциях все процессы, происходящие в проточной части ЦК, рассматриваются независимо. В тоже время колебания давления вызывают вибрации вращающихся или неподвижных деталей. Если амплитуда вибраций достаточно большая, возникает обратная связь между вибрациями и потоком газа. Наличие такой обратной связи превращает систему, элементами которой являются поток газа и элементы конструкции, в сложную нелинейную связанную систему. В этом случае поток газа и элементы конструкции нельзя рассматривать независимо, так как указанная система с обратной связью характеризуется как система с двусторонними связями. Таким образом, третья концепция, которая сможет объяснить причины повреждения рабочих колес и элементов проточной части ЦК, строится на решении связанной задачи аэроупругости. 1.7 Постановка задач расчетной части Объект исследования: рабочее колесо центробежного нагнетателя природного газа Н-370-18-1 Поставленные цели: 1. Исследование причины возникновения трещин диска, на периферийной его части. 2. Исследование оказываемого влияния «оромашивания» покрывного и основного дисков центробежного нагнетателя на характеристики диска. Для достижения поставленных целей необходимо решить следующие задачи: 1. Построение конечно-элементной модели рабочих колес и ее согласование с экспериментальными данными по собственным частотам и формам колебаний. 2. Определение собственных частот и форм колебаний рабочих колес разных типов с учетом предварительного напряженного состояния. 3. Определение резонансных режимов работы рабочих колес. 4. Построение диаграммы Кэмпбелла. 5. Проанализировать полученные результаты. 2 Создание модели диска Описание геометрии нагнетателя Для достижения поставленных задач необходимо взять реальную геометрию рабочего колеса нагнетателя ЦБН-370-18 Рисунок 2.1. Твердотельная модель диска рабочего колеса ЦБН 370-18 Модель диска рабочего колеса построена в SolidWorks и состоит из основного диска, 24 лопаток и покрывающего диска (Рисунок 2.1) Рисунок 2.1. Твердотельная модель диска рабочего колеса ЦБН 370-18 Для уменьшения требуемых вычислительных мощностей построим модель сектора диска, а диск смоделируем условием симметричности [13]. Сектор включает в себя две лопатки: основную и сплиттерную. (Рисунок 2.2). Рисунок 2.2. Сектор диска рабочего колеса ЦБН 370-18 2. Задание расчетной модели 2.1 Разбиение на конечные элементы С учетом целей курсовой и располагаемых мощностей установим размер элементов для всей сетки 5мм а также проведем мельчение поверхностей галтелей установив на этих поверхностях размер ячейки равный 2мм. В результате разбиения имеем сетку изображенную на рисунках 3 и 4 с количеством элементов равном 166к. Рисунок 2.3. Неструктурированная сетка Рисунок 2.4. Мельчение сетки в районе галтели 2.2 Граничные условия Следующим шагом зададим симметрию. Для этого установим цилиндрическую систему координат с осью Z совпадающей с осью вращения. Устанавливаем циклическую симметрию на боковые поверхности сектора диска (Рисунок 2.5). [25] Рисунок 2.5. Задание симметрии В соответствии с работой [13] вклад газодинамических сил на напряженно-деформированное состояние пера лопатки не превышает 10 % от действия центробежных сил. Перепад температур в рабочем колесе центробежного компрессора также не вызывает термических напряжений сопоставимых по размеру с напряжениями вызываемыми центробежными нагрузками. Таким образом, учтя цели исследования, пренебрежем в расчете газодинамической силой и разностью температур. Зададим вращение со скоростью 4800 об/мин, а также температуру 22 градуса цельсия. Установим условие displacement по оси z на поверхности основного диска (Рисунок 2.6) Рисунок 2.6. Displacement Установим условие fixed support на поверхности расточки основного [22] диска (Рисунок 2.7) Рисунок 2.7 Fixed support В конечно- элементных расчетах были учтены следующие свойства материала (стали 07Х16Н6) плотностью 7850 кг/м3 с модулем упругости 2,5e+11 Па. предел текучести – 835 МПа предел прочности- 1019 МПа 2.3 Результаты расчета Рисунок 2.8. Распределение полных деформаций На рисунках 2.9 и 2.10 показана картина распределения эквивалентных напряжений в центробежном колесе, позволяющая производить оценку прочности конструкции на основании критериев прочности. Наибольший уровень эквивалентных напряжений наблюдается в основании лопаток со стороны входной кромки. Также высоких значений достигают напряжения в месте крепления лопаток к покрывающему диску. Напряжения в лопатках у основания колеса в 2 раза превышают напряжения на середине лопаток. Рисунок 2.9. Распределение эквивалентных напряжений Максимальные напряжения возникают на входной кромке основной лопатки у покрывного диска, и в первом расчете напряжения равны 507МПа. Рисунок 10. Распределение эквивалентных напряжений Критическое значение напряжений достигается в теле лопатки на периферии входной кромки (Рисунок 2.11). Эти значения можно объяснить погрешностью расчета в концентраторе напряжения. Так как в этом месте отсутствует галтель. Рисунок 2.11. Входная кромка лопатки у покрывного диска Детализация напряженного состояния осуществлена путем анализа распределения главных и эквивалентных напряжений. Распределение главных напряжений σ1 в векторном виде представлено на рис. 2.12. Рисунок 2.12. Распределение главных напряжений на входной кромке лопатки у покрывного диска Установлено, что в области входной кромки главные напряжения σ1 проходят вдоль кромки. На уплотнительном буртике покрывающего диска главные напряжения тангенциальны. Чтобы избежать концентраторов напряжений построим галтели у лопатки на покрывающем диске радиусов 5 мм (Рисунок 2.13) и проведем расчет еще раз. Рисунок 2.13. Построение галтели у покрывающего диска Результаты расчета модели с галтелью на периферии представлены на рисунках 2.14 и 2.15. Рисунок 2.14. Распределение полных деформаций Рисунок 2.15. Распределение эквивалентных напряжений Как видно из рисунка 2.15, добавление скругления на периферии лопатки увеличило напряжения до 637.5 МПа. Самое напряженное место рабочего колеса- это место соединения входной кромки и покрывного диска. Из расчета получены величины радиальной деформации (Рисунок 2.16). По этим распределениям есть возможность судить о радиальном зазоре в уплотнениях на рабочем режиме. Также из рисунков 2.14 и 2.16 видно, что характер распределения полных и радиальных деформаций различный, что обозначает что центробежная сила вызывает не только радиальные деформации. Необходимо отметить, что, несмотря на наличие центробежной радиальной нагрузки, деформация диска носит более сложный характер с комбинацией осевых и радиальных перемещений, что является следствием изгибной деформации основания диска и пера лопатки. Рисунок 2.16. Распределение радиальных деформаций Поле давлений, в котором вращается рабочее колесо, неравномерно по окружности, и это вызывает в колесе переменные напряжения. Когда собственная частота элементов основного и покрывающего дисков (на периферийной части их полотна) попадает в резонанс с частотой возмущающих сил, динамические напряжения могут достигнуть большой величины и вызвать усталостную поломку. Положение ухудшается при срывных явлениях в рабочем колесе, которые возможны на нерасчетных режимах эксплуатации. Для противодействия этому явлению - отстройки от резонанса и снижения переменных напряжений - принимают утолщение периферийной части дисков, выполнение наружной поверхности дисков в виде "ромашки" (удаление материала между лопатками) [2.21] 2.4 Построение модели рабочего колеса с вырезами В практике применяются рабочие колеса с вырезами на периферии именуемыми «ромашкой». Чтобы исследовать влияние этих вырезов на напряженно-деформированное состояние построим модель с вырезами (Рисунок 2.17.1-2.17.3) и повторим расчет с теми же граничными условиями. Рисунок 2.17.1. Эскиз «оромашивания» Переносим данные с чертежа на модель Рисунок 2.17.2. Элемент эскиза для оромашивания дисков Рисунок 2.17.3. Модель «оромашенного» сектора диска Результаты расчета представлены на рисунках 2.18-2.22. Рисунок 2.18. Распределение полных деформаций по рабочему колесу После обрезания дисков, максимальная полная деформация увеличилась незначительно на 0,7% до 0,4187мм (Рисунок 2.18). Рисунок 2.19. Распределение эквивалентных напряжений После обрезания дисков, моделирования оромашивания, напряженно деформированное состояние рабочего колеса изменилось незначительно. Напряжение уменьшилось на 0,5% до 634МПа Рисунок 2.20. Распределение эквивалентных напряжений Характер распределения напряжений на лопатках при оромашивании такой же как и без его. Рисунок 2.21. Сравнение распределение эквивалентных напряжений на периферии диска с оромашиванием и без Оромашивание значительно увеличивает эквивалентные напряжения на периферии покрывного диска с 130 МПа до 260 МПа (в два раза), а на периферии основного диска с 34 МПа до 106 МПа (в три раза). 2.5 Модальный расчет Для определения собственных частот диска проведем модальный расчет. Его результаты представлены в таблице 2.1 и рисунках 2.23-2.28. Таблица 2.1. Собственные частоты рабочего колеса Н-370-18 Номер частоты Значение 1 2223,6 2 2553,1 3 4237,2 4 4283 5 4368,8 6 4730,2 Рисунок 2.23. Первая форма колебаний- крутильная Рисунок 2.24. Вторая форма колебаний- крутильная2 Рисунок 2.25. Третья форма колебаний- зонтичная Рисунок 2.26. Четвертая форма колебаний- зонтичная+крутильная Рисунок 2.27. Пятая форма колебаний- зонтичная+крутильная2 Рисунок 2.28. Шестая форма колебаний Анализ форм колебаний Рисунок 2.28. Шестая форма колебаний При рассмотрении форм колебаний, полученных при модальном расчете, видно, что в пятой и шестой форме колебаний целого диска максимальные деформации по переферии наблюдаются в местах между лопатками, именно в тех местах где было замечено образование трещин. 2.6 Сравнение собственных частот дисков Чтобы определить влияние оромашивания на собственные частоты также проведем модальный расчет модели с вырезами. Результаты представлены в таблице 2.2 Стоит отметить что, в изученной литературе описывалось увеличение собственных частот диска с «оромашиванием», в сравнение с целым диском. Таблица 2.2. Собственные частоты рабочего колеса Н-370-18 Номер частоты Значение, Дельта,% Целый диск С оромашиванием 1 2223,6 2311.3 3.79 2 2553,1 2683.9 4.87 3 4237,2 4556.9 7.02 4 4283 4767.6 10.16 5 4368,8 5093.3 14.22 6 4730,2 5132.9 7.85 Из таблицы 2.2 видно, что вырезы на периферии увеличивают собственные частоты диска на 3,8-14%. В таблице 2.3 зрительно сравним деформации, возникающие в рабочем колесе на собственных частотах. Таблица 2.3. Формы собственных колебаний лопаток Целое рабочее колесо Рабочее колесо с оромашиванием крутильная Крутильная2 зонтичная зонтичная+крутильная зонтичная+крутильная2 зонтичная+крутильная3 2.7 Построение диаграммы Кэмпблелла Чтобы оценить изменение частоты собственных колебаний от частоты вращения и соотнесение ЧСК и частоты вращения построим диаграмму Кэмпблелла. Строить будем с помощью ресурсов ANSYS, для этого необходимо в настройках препроцессора включить построение диаграммы Кэмпбелла. Построение диаграммы требует быть включенной функцию эффектов Кориолиса. Данные эффекты требуют, чтобы галочка Damped(Демпфирование) была включена. Галочка Damped не работает с циклической симметрией. Поэтому для расчета диаграммы Кэмпбэлла ресурсами Ansys построим полный оромашенный диск. Ресурсы компьютера не позволяют считать целое колесо на хорошей сетке, поэтому для этого расчета сетку построим особо грубую. В результате расчетов имеем диаграмму Кэмпбелла (Рисунок 22-23). Рисунок 2.22. Диаграмма Кэмпбелла Рисунок 2.23. Диаграмма Кэмпбелла Черным цветом изображена линия частоты вращения различной кратности. На рисунке 2.22 кратность равна 1 на рисунке 2.23 кратность равна 6. Из диаграмм Кэмпбэлла видно, что линия вынуждающих колебаний (частоты вращения) не пересекается с собственными частотами колебания диска даже при кратности равной 6. Не пересекается до рабочей частоты. Достижение резонанса по первой форме колебаний на практике возможно только после превышения номинальной частоты вращения. 2.8 Анализ полученных результатов и заключение В результате расчетов выяснилось, что максимальные напряжения возникают на входной кромке основной лопатки у покрывного диска, и в первом расчете напряжения равны 507МПа. Введение галтели у покрывного диска для избежания концентраторов напряжения приводят к тому что локализованные в том же месте что и в первом расчете максимальные напряжения увеличились на 26% до величины 637МПа. В свою очередь суммарные деформации после введения незначительно уменьшились с 0,4187мм до 0,4157мм. Выяснено что радиальные перемещения покрывного диска у уплотнения составляют 0,26мм, что обозначает что размеры статорной ответной части уплотнения должны проектироваться с учетом полученной величины радиальной деформации диска. Анализируя полученные результаты, можно сделать ряд выводов: 1. Рабочее колесо в своих формах колебаний испытывает максимальные деформации в областях, в которых наблюдалось образование трещин 2. После обрезания дисков, моделирования «оромашивания», напряженно деформированное состояние рабочего колеса изменилось незначительно. Напряжение уменьшилось на 0,5% до 634 МПа 3. «Оромашивание» рабочего колеса, как предполагалось, действительно оказало влияние на собственные частоты колеса, а именно увеличило их. В диапазоне от 3% до 14% |