RU2403455C1 - Blade system of centrifugal wheel - Google Patents

Blade system of centrifugal wheel Download PDF

Info

Publication number
RU2403455C1
RU2403455C1 RU2009118669/06A RU2009118669A RU2403455C1 RU 2403455 C1 RU2403455 C1 RU 2403455C1 RU 2009118669/06 A RU2009118669/06 A RU 2009118669/06A RU 2009118669 A RU2009118669 A RU 2009118669A RU 2403455 C1 RU2403455 C1 RU 2403455C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
profiles
lattice
radius
complex
average
Prior art date
Application number
RU2009118669/06A
Other languages
Russian (ru)
Inventor
Лев Константинович Чернявский (RU)
Лев Константинович Чернявский
Original Assignee
Лев Константинович Чернявский
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Лев Константинович Чернявский filed Critical Лев Константинович Чернявский
Priority to RU2009118669/06A priority Critical patent/RU2403455C1/en
Application granted granted Critical
Publication of RU2403455C1 publication Critical patent/RU2403455C1/en

Links

Images

Landscapes

  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

FIELD: machine building. ^ SUBSTANCE: it is proposed to profile the grids of blade profiles, which are located on extreme axisymmetrical surfaces of working medium current and at least at one intermediate so that numerical values of special complex proportional to theoretical head of those grids can be approximately equal. Complex includes eight parametres, seven of which are geometrical parametres of grid, and the eighth one is design flow coefficient of the system. ^ EFFECT: increasing efficiency of turbine machine owing to equalising the head throughout the system width. ^ 2 dwg

Description

Изобретение относится к энергетическим турбомашинам и может использоваться в центробежных компрессорах, нагнетателях, вентиляторах и насосах.The invention relates to energy turbomachines and can be used in centrifugal compressors, blowers, fans and pumps.

Общеизвестны лопаточные аппараты центробежных колес, имеющие простые геометрические формы и, как следствие, изменяющуюся по ширине аппарата густоту решеток лопаточных профилей (см., например, рис.1 в отраслевом каталоге “Центробежные компрессорные машины и турбины для их привода” / НИИ экономики, организации производства и технической информации в энергетическом машиностроении. - М., 1982). Недостаток таких лопаточных аппаратов заключается в низком КПД турбомашины. Одна из причин этого - непостоянство по ширине аппарата напора, подводимого лопатками к рабочей среде, вследствие неодинаковости густот у разных решеток лопаточных профилей.Well-known centrifugal impellers with simple geometric shapes and, as a result, the density of the lattices of the blade profiles changing over the width of the apparatus (see, for example, Fig. 1 in the industry catalog “Centrifugal Compressor Machines and Turbines for their Drive” / Research Institute of Economics, Organization production and technical information in power engineering. - M., 1982). The disadvantage of such vanes is the low efficiency of the turbomachine. One of the reasons for this is the inconsistency in the width of the pressure apparatus supplied by the blades to the working medium, due to the different densities of different lattices of the blade profiles.

Указанный недостаток в значительной мере устранен в аппаратах с постоянной по его ширине густотой решеток профилей. Известный лопаточный аппарат центробежного колеса (рис.3.34 в книге W.Pohlenz “Bauteile für Pumpen”. - Berlin.: VEB Verlag Technik, 1983) состоит из лопаток, в сечениях которых осесимметричными поверхностями тока имеют место решетки лопаточных профилей. Густоты всех решеток профилей - одинаковые. Благодаря этому неравномерность напора по ширине аппарата меньше, а КПД турбомашины больше, чем при неравенстве густот решеток профилей.This drawback has been largely eliminated in devices with a constant density of profile gratings over its width. The well-known centrifugal vane apparatus (Fig. 3.34 in W. Pohlenz’s book “Bauteile für Pumpen.” - Berlin .: VEB Verlag Technik, 1983) consists of vanes, in the cross sections of which axially symmetric current surfaces have lattice vane profiles. The densities of all profile gratings are the same. Due to this, the pressure non-uniformity across the width of the apparatus is less, and the efficiency of the turbomachine is greater than with the inequality of densities of the profile gratings.

Недостатком известного лопаточного аппарата центробежного колеса является то, что он не обеспечивает максимального КПД турбомашины. КПД не максимален потому, что напор по ширине аппарата все же изменяется, так как напор зависит не только от густоты, но и от нескольких других геометрических параметров решетки.A disadvantage of the known centrifugal impeller apparatus is that it does not provide maximum efficiency of the turbomachine. Efficiency is not maximum because the pressure across the apparatus still varies, since the pressure depends not only on density, but also on several other geometric parameters of the lattice.

Целью настоящего изобретения является повышение КПД турбомашины за счет минимизации неравномерности напора по ширине лопаточного аппарата центробежного колеса.The aim of the present invention is to increase the efficiency of a turbomachine by minimizing the pressure unevenness across the width of the centrifugal impeller.

Указанная цель достигается тем, что в известном лопаточном аппарате центробежного колеса, состоящем из лопаток, в сечениях которых осесимметричными поверхностями тока имеют место решетки лопаточных профилей с передними и задними сторонами, численные значения комплексаThis goal is achieved by the fact that in the known blade apparatus of a centrifugal wheel, consisting of blades, in cross sections of which axially symmetric current surfaces there are lattices of blade profiles with front and rear sides, numerical values of the complex

Figure 00000001
Figure 00000001

у крайних решеток и по меньшей мере у одной промежуточной отличаются друг от друга не более чем на 2%, причем в данном комплексеat the extreme lattices and at least at one intermediate, they differ from each other by no more than 2%, moreover, in this complex

φr2a - расчетный коэффициент расхода аппарата, равный отношению радиальной составляющей средней скорости рабочей среды на выходе из аппарата к средней окружной скорости;φ r2a is the calculated coefficient of the apparatus flow rate equal to the ratio of the radial component of the average speed of the medium at the outlet of the apparatus to the average peripheral speed;

β2, βcp и β1 - соответственно выходной, средний и входной углы профилей по их скелетным линиям;β 2 , β cp and β 1 - respectively, the output, middle and input angles of the profiles along their skeletal lines;

R2 - выходной радиус решетки профилей;R 2 is the output radius of the grating of the profiles;

r2 - радиус сопряжения передних сторон профилей с окружностью радиуса R2;r 2 is the radius of conjugation of the front sides of the profiles with a circle of radius R 2 ;

Figure 00000002
- густота решетки профилей, равная отношению длины профиля к среднему шагу профилей в решетке;
Figure 00000002
- the density of the lattice of the profiles, equal to the ratio of the length of the profile to the average step of the profiles in the lattice;

β2п - выходной угол профилей по передним их сторонам, выраженный в градусах.β 2p - the output angle of the profiles on their front sides, expressed in degrees.

Данное техническое решение соответствует критерию “существенные отличия”, так как оно, в отличие от известных технических решений, с высокой точностью обеспечивает постоянство напора по ширине лопаточного аппарата благодаря учету зависимости напора не от одного параметра решетки профилей (ее густоты

Figure 00000003
), а от всех семи геометрических параметров решетки, влияющих на напор.This technical solution meets the criterion of “significant differences”, since it, in contrast to the known technical solutions, ensures high pressure constancy of the head across the width of the blade apparatus by taking into account the dependence of the head on more than one parameter of the profile lattice (its density
Figure 00000003
), and from all seven geometric parameters of the lattice, affecting the pressure.

На фиг.1 изображен лопаточный аппарат центробежного колеса, меридиональный разрез; на фиг.2 - сечение аппарата осесимметричной поверхностью тока, аксонометрическая проекция.Figure 1 shows the scapular apparatus of a centrifugal wheel, a meridional section; figure 2 is a cross section of the apparatus axisymmetric surface of the current, axonometric projection.

Лопаточный аппарат состоит из лопаток 1 и ограничен с торцов осесимметричными поверхностями 2 и 3. В сечении лопаток 1 любой осесимметричной поверхностью тока, в том числе поверхностями 2, 3 и промежуточной поверхностью 4, имеет место решетка 5 лопаточных профилей 6. Решетка 5 имеет входной радиус R1, выходной радиус R2 и средний шаг tcp профилей 6. Каждый профиль 6 имеет переднюю сторону 7, заднюю сторону 8, скелетную линию 9, длину 1, радиус r2 сопряжения передней стороны 7 с окружностью радиуса R2, выходной угол β2 по скелетной линии 9, входной угол β1 по скелетной линии 9, средний угол βср по скелетной линии 9 и выходной угол β2п по передней стороне 7. У крайних решеток, имеющих место в сечениях лопаток 1 осесимметричными поверхностями 2 и 3, и по меньшей мере у одной промежуточной решетки 5 численные значения комплекса, указанного в заявленном техническом решении, отличаются друг от друга не более чем на 2%.The blade apparatus consists of blades 1 and is bounded at the ends by axisymmetric surfaces 2 and 3. In the section of the blades 1 by any axisymmetric current surface, including surfaces 2, 3 and the intermediate surface 4, there is a lattice 5 of blade profiles 6. The lattice 5 has an input radius R 1 , the output radius R 2 and the average step t cp of the profiles 6. Each profile 6 has a front side 7, a back side 8, a skeletal line 9, a length 1, a radius r 2 of conjugation of the front side 7 with a circle of radius R 2 , the output angle β 2 of skeletal lines 9, the input angle β 1 of skeletal lines 9, the average angle β at skeletal cf. line 9 and the exit angle β 2n on the front side 7. At extreme arrays having blades in sections 1 axisymmetric surfaces 2 and 3, and in at least one intermediate lattice numerical value 5 complex specified in the claimed technical solution, differ from each other by no more than 2%.

Лопаточный аппарат работает следующим образом.The scapular apparatus works as follows.

При вращении аппарата в направлении, указанном на фиг.2 стрелкой, лопатки 1 перемещают рабочую среду от входа 10 в аппарат к выходу 11 из аппарата. При этом лопатки 1, воздействуя на рабочую среду, подводят к ней напор. Движение рабочей среды по лопаточному аппарату центробежного колеса и другим элементам турбомашины сопровождается потерями части напора. Эти потери тем меньше, чем равномернее напор по ширине b2 аппарата. Так как у крайних решеток лопаточных профилей и по меньшей мере у одной промежуточной решетки численные значения комплекса, указанного в заявленном техническом решении, почти не отличаются друг от друга, напоры этих решеток почти одинаковые, и, следовательно, неравномерность напора по ширине b2 аппарата незначительна. Благодаря этому потери напора меньше, а КПД турбомашины больше, чем в случае известного лопаточного аппарата центробежного колеса.When the apparatus rotates in the direction indicated by the arrow in FIG. 2, the blades 1 move the working medium from the inlet 10 of the apparatus to the outlet 11 of the apparatus. In this case, the blades 1, acting on the working medium, bring pressure to it. The movement of the working medium along the blade of the centrifugal wheel and other elements of the turbomachine is accompanied by the loss of a part of the pressure. These losses are the smaller, the more uniform the pressure across the width b 2 of the apparatus. Since at the extreme lattices of the blade profiles and at least one intermediate lattice the numerical values of the complex indicated in the claimed technical solution are almost the same, the heads of these lattices are almost the same, and therefore, the pressure unevenness along the width b 2 of the apparatus is negligible . Due to this, the pressure loss is less, and the efficiency of the turbomachine is greater than in the case of the known centrifugal impeller.

То, что малое отличие численных значений комплекса, указанного в заявленном техническом решении, у крайних и промежуточной решеток лопаточных профилей обеспечивает малое различие напоров этих решеток, объясняется следующим.The fact that the small difference in the numerical values of the complex indicated in the claimed technical solution for the extreme and intermediate lattices of the blade profiles provides a small difference in the pressure of these lattices is explained by the following.

Согласно теории центробежного колеса напор h, подводимый решеткой с конечным числом профилей к рабочей среде в тонкой осесимметричной трубке тока, определяется формулойAccording to the theory of a centrifugal wheel, the head h supplied by a grating with a finite number of profiles to the working medium in a thin axisymmetric current tube is determined by the formula

Figure 00000004
Figure 00000004

в которой µ - коэффициент уменьшения напора вследствие конечного числа профилей, а φr2 - коэффициент расхода решетки, равный отношению радиальной составляющей скорости рабочей среды на выходе из решетки к окружной скорости u2.in which µ is the coefficient of pressure reduction due to a finite number of profiles, and φ r2 is the flow rate coefficient of the lattice, equal to the ratio of the radial component of the velocity of the working medium at the outlet of the lattice to the peripheral speed u 2 .

Поскольку u2=ωR2, где ω - угловая скорость вращения решетки, то с учетом (1)Since u 2 = ωR 2 , where ω is the angular velocity of the lattice rotation, then, taking into account (1)

Figure 00000005
Figure 00000005

По формуле (8) статьи “Развитие инженерного подхода к расчету теоретического напора центробежных колес”, опубликованной в №10 за 2001 г. журнала “Компрессорная техника и пневматика”, для расчетного режима работы решетки профилей, когда угол атаки профилей i1≈0,According to formula (8) of the article “Development of an engineering approach to calculating the theoretical head of centrifugal wheels” published in No. 10 for 2001 of the journal Compressor Engineering and Pneumatics, for the calculated mode of operation of the profile lattice when the angle of attack of the profiles is i 1 ≈0,

Figure 00000006
Figure 00000006

Подстановка этого выражения μ в (2) даетSubstitution of this expression μ in (2) gives

Figure 00000007
Figure 00000007

Из (3) следует условие равенства напоров разных решеток:From (3) follows the condition of equality of the pressure of different lattices:

Figure 00000008
Figure 00000008

Так как у всех решеток одного лопаточного аппарата ω=const, то после деления левой и правой частей равенства (4) на ω2 имеемSince for all lattices of one blade apparatus ω = const, then after dividing the left and right sides of equality (4) by ω 2, we have

Figure 00000009
Figure 00000009

Фигурирующие в (5) коэффициенты расхода решеток φr2 в среднем равны расчетному коэффициенту расхода аппарата φr2a, то естьThe flow coefficients of the gratings φ r2 appearing in (5) are on average equal to the calculated coefficient of the flow rate of the apparatus φ r2a , i.e.

φr2≈φr2a.(6)φ r2 ≈φ r2a . (6)

Подстановка (6) в (5) дает приближенное равенствоSubstitution of (6) into (5) gives an approximate equality

Figure 00000010
Figure 00000010

представляющее собой математическую формулировку заявленного технического решения.representing the mathematical formulation of the claimed technical solution.

Claims (1)

Лопаточный аппарат центробежного колеса, состоящий из лопаток, в сечениях которых осесимметричными поверхностями тока имеют место решетки лопаточных профилей с передними и задними сторонами, отличающийся тем, что численные значения комплекса
Figure 00000011

у крайних решеток и по меньшей мере у одной промежуточной отличаются друг от друга не более чем на 2%, причем в данном комплексе φr2a - расчетный коэффициент расхода аппарата, равный отношению радиальной составляющей средней скорости рабочей среды на выходе из аппарата к средней окружной скорости;
β2, βср и β1 - соответственно выходной, средний и входной углы профилей по их скелетным линиям;
R2 - выходной радиус решетки профилей;
r2 - радиус сопряжения передних сторон профилей с окружностью радиуса R2;
Figure 00000012
- густота решетки профилей, равная отношению длины профиля к среднему шагу профилей в решетке;
β2п - выходной угол профилей по передним их сторонам, выраженный в градусах. A centrifugal wheel blade apparatus, consisting of blades, in the cross sections of which axially symmetric current surfaces there are lattice blade profiles with front and rear sides, characterized in that the numerical values of the complex
Figure 00000011

at the extreme gratings and at least one intermediate, they differ from each other by no more than 2%, moreover, in this complex φ r2a is the calculated coefficient of the device’s consumption equal to the ratio of the radial component of the average speed of the working medium at the outlet of the device to the average peripheral speed;
β 2 , β sr and β 1 - respectively, the output, middle and input angles of the profiles along their skeletal lines;
R 2 is the output radius of the grating of the profiles;
r 2 is the radius of conjugation of the front sides of the profiles with a circle of radius R 2 ;
Figure 00000012
- the density of the lattice of the profiles, equal to the ratio of the length of the profile to the average step of the profiles in the lattice;
β 2p - the output angle of the profiles on their front sides, expressed in degrees.
RU2009118669/06A 2009-05-18 2009-05-18 Blade system of centrifugal wheel RU2403455C1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2009118669/06A RU2403455C1 (en) 2009-05-18 2009-05-18 Blade system of centrifugal wheel

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2009118669/06A RU2403455C1 (en) 2009-05-18 2009-05-18 Blade system of centrifugal wheel

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2403455C1 true RU2403455C1 (en) 2010-11-10

Family

ID=44026094

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2009118669/06A RU2403455C1 (en) 2009-05-18 2009-05-18 Blade system of centrifugal wheel

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2403455C1 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2696921C1 (en) * 2019-02-12 2019-08-07 Акционерное общество "Научно-производственная фирма "Невинтермаш" Blade grid of centrifugal turbomachine
RU2740873C1 (en) * 2020-04-03 2021-01-21 Акционерное общество "Научно-производственная фирма "Невинтермаш" Method for experimental optimization of radial fan impeller

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2696921C1 (en) * 2019-02-12 2019-08-07 Акционерное общество "Научно-производственная фирма "Невинтермаш" Blade grid of centrifugal turbomachine
RU2740873C1 (en) * 2020-04-03 2021-01-21 Акционерное общество "Научно-производственная фирма "Невинтермаш" Method for experimental optimization of radial fan impeller

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US7726937B2 (en) Turbine engine compressor vanes
JP6430505B2 (en) Turbine engine rotor blade
US20090041576A1 (en) Fluid flow machine featuring an annulus duct wall recess
EP2075408A2 (en) Last stage stator blade of a steam turbine low-pressure section
RU2354854C1 (en) Axial blower or compressor high-rpm impeller
Sutikno et al. Design, simulation and experimental of the very low head turbine with minimum pressure and freevortex criterions
Karlsen-Davies et al. Regenerative liquid ring pumps review and advances on design and performance
Ikeguchi et al. Design and development of a 14-stage axial compressor for industrial gas turbine
RU2403455C1 (en) Blade system of centrifugal wheel
Sadagopan et al. A design strategy for a 6: 1 supersonic mixed-flow compressor stage
KR100719103B1 (en) Hybrid Design Method for High-efficient and Low-Noise Multiple-sectioned Impeller of Backward-bladed Turbo Blower
CN103850716B (en) The part span shroud of tear drop shape
Goryachkin et al. Three-stage low pressure compressor modernization by means of optimization methods
RU2579525C1 (en) Radial impeller grating of centrifugal stage
CN101846097B (en) Axial flow fan impeller
RU2646984C1 (en) Radial impeller grate of centrifugal wheel
Galerkin et al. 2D and 3D impellers of centrifugal compressors–advantages, shortcomings and fields of application
US8118555B2 (en) Fluid-flow machine and rotor blade thereof
Eftari et al. Performance prediction modeling of axial-flow compressor by flow equations
Muppana et al. High Pressure Novel Single Hub Multi-Rotor Centrifugal Compressor: Performance Prediction and Loss Analysis
Němec et al. An investigation of a flow field in one and half axial turbine stage
Rusanov et al. Improving the efficiency of radial-axial rotors of turbine stages through the use of complex lean of trailing edges
RU2406880C2 (en) Blade diffuser of centrifugal machine
RU2696921C1 (en) Blade grid of centrifugal turbomachine
Seralathan et al. Free rotating vaneless diffuser of diffuser diameter ratio 1.30 with different speed ratios and its effect on centrifugal compressor performance improvement

Legal Events

Date Code Title Description
MM4A The patent is invalid due to non-payment of fees

Effective date: 20150519