Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Обзор литературы .9
1.1. Разновидности, достоинства и недостатки поворотных заслонок 9
1.2. Обзор результатов экспериментально - теоретических исследований поворотных заслонок 13
1.2.1. Оценка силового воздействия потока на поворотную заслонку с осесимметричным расположением опорных валов 13
1.2.2. Коэффициенты сопротивления полностью открытых поворотных заслонок 18
1.2.3. Коэффициенты гидродинамического крутящего момента поворотных заслонок 21
1.3. Поворотные заслонки производства ЛМЗ. Блоки стопорных и регулирующих заслонок с осесимметричным расположением опорных валов 23
1.4. Поворотные заслонки производства ХТГЗ (Украина) 33
1.5. Поворотные заслонки производства иностранных фирм 36
1.5.1. Поворотные заслонки ADAMS Armaturen (Германия) 36
1.5.2. Блоки поворотных заслонок паровых турбин ALSTOM (Франция) 40
1.5.3. Блоки поворотных заслонок паровых турбин HITACHI (Япония) 42
1.6. Блоки стопорно-регулирующих клапанов паровых турбин. Функциональное назначение. Требования к конструкциям 44
1.6.1. Блоки с совмещенной конструкцией СК и РК 46
1.6.2. Блоки с разделенной конструкцией СК и РК 52
1.7. Перспективы конструктивной и экспериментальной отработки конструкций блоков клапанов 59
1.8. Цели исследований и постановка задачи 62
Глава 2 Экспериментальные стенды, объекты исследования, методика испытаний. Методика представления опытных данных 63
2.1. Описание экспериментальной установки ВАТ – 1 63
2.2. Описания объектов исследования 65
2.2.1. Экспериментальная установка для исследования блока стопорной и регулирующей заслонки НД 65
2.2.2. Экспериментальная установка для исследования блока клапанов ВД 66
2.3. Схемы измерений экспериментальных установок 68
2.4. Методики обработки экспериментальных данных 72
2.5. Оценка погрешности измерения приведенного расхода 75
2.6. Вопросы представления опытных данных при проведении исследований на модельных установках 77
2.7. Форма представления расходной характеристики поворотных заслонок 79
2.8. Форма представления расходной характеристики блока клапанов ВД 83
2.9. Форма представления силовых характеристик поворотных заслонок 86
2.10. Форма представления силовых характеристик блоков клапанов ВД 87
2.11. Форма предоставления вибрационных характеристик клапанов 88
Глава 3. Расчетно - аналитические исследования течения рабочих сред в проточных частях блоков клапанов ВД и в перепускных паропроводах трактов ЦНД 89
3.1. Результаты математического моделирования течения в перепускных паропроводах с блоком поворотных заслонок НД 89
3.1.1 Расчетная модель блока клапанов НД 89
3.1.2 Результаты расчетов перепускного паропровода при полностью открытых поворотных заслонках 90
3.1.3 Результаты расчета перепускного паропровода при повороте регулирующей заслонки на угол =15 101
3.2. Результаты математического моделирования течения в блоке клапанов ВД 111
Глава 4. Экспериментальные исследования блока поворотных заслонок НД 121
4.1. Расходные характеристики исследованной поворотной заслонки 121
4.2 Коэффициенты сопротивления и коэффициенты полных потерь энергии в исследуемом блоке поворотных заслонок 123
4.3 Силовая характеристика поворотной заслонки 125
4.4 Влияние угла поворота заслонки на развитие пульсаций давления в потоке за е регулирующим органом 128
4.5 Исследования поворотной заслонки с оребренным диском 134
4.6 Расходная характеристика поворотной заслонки с оребренным поворотным диском 136
4.7 Силовая характеристика поворотной заслонки с оребренным поворотным диском 138
4.8 Сравнительная оценка динамических сил действующих на поворотные (гладкий и оребренный) диски исследуемого клапана 142
4.9 Влияние положения поворотного диска на величину пульсаций давлений рабочей среды в характерных точках перепускного паропровода 144
Глава 5. Экспериментальные исследования блока клапанов ВД 156
5.1. Расходные характеристики исходного варианта блока клапанов ВД 157
5.2. Силовые характеристики исходного варианта блока клапанов ВД 163
5.3. Вибродинамические исследования модели блока клапанов ВД 167
5.4. Расходные и силовые характеристики модернизированного РК 179
Выводы и заключения 184
Список литературы
- Коэффициенты сопротивления полностью открытых поворотных заслонок
- Экспериментальная установка для исследования блока стопорной и регулирующей заслонки НД
- Результаты расчетов перепускного паропровода при полностью открытых поворотных заслонках
- Влияние угла поворота заслонки на развитие пульсаций давления в потоке за е регулирующим органом
Коэффициенты сопротивления полностью открытых поворотных заслонок
Как уже отмечалось, объектами настоящих исследований являются поворотные заслонки низкого давления и регулирующие клапана золотникового типа. Выбор указанных объектов исследований прямо связан с перспективой их использованием на паровых турбинах нового поколения. В частности, речь идет о новой турбине ЛМЗ К-660-280, выпускаемой для ТЭС и работающей на сверхкритических параметрах пара. Согласно проекту в системе паровпуска данной турбины используется традиционный для ЛМЗ «елочный» блок клапанов, состоящий из одного стопорного и двух симметричных относительно него регулирующих клапанов. Блок поворотных заслонок НД применяется для регулирования или отсекания потока пара в ЦНД влажнопаровой турбины К-1200-6,8/50 выпускаемой для АЭС.
Течение пара в проточных частях рассматриваемых блоков клапанов имеет весьма сложный характер, поскольку участки с безотрывным течением чередуются с участками развитого отрыва потока от обтекаемых поверхностей. В результате, резко возрастает амплитуда пульсаций давлений и стенки рассматриваемых каналов испытывают очень высокие динамические нагрузки, внешним проявлением которых всегда является повышенная вибрация как регулирующих клапанов в блоках ВД, так и поворотных заслонок в блоках НД.
Естественно, что проблема обеспечения вибрационной поверхности любого теплотехнического оборудования представляет собой сложную и крайне актуальную проблему и е успешное решение невозможно без анализа предшествующих работ.
Такой анализ целесообразно начать с рассмотрения публикаций, которые в той или иной степени относятся к способам повышения экспериментальной надежности заслонок. В большинстве случаев поворотные заслонки используются для регулирования расхода рабочих сред и перекрытия каналов при сравнительно низких давлениях и умеренных температурах. Широкое распространение этого типа арматуры определяется целым рядом их преимуществ по сравнению с арматурой других типов.
К достоинствам поворотных заслонок следует отнести их конструктивную простоту, малое гидравлическое сопротивление при полном открытии, компактность, простоту обслуживания и относительно низкую себестоимость.
Все это ставит их практически вне конкуренции при регулировании расходов сред в трубопроводах очень большего диаметра (Dу 800 мм). Однако, на частичных открытиях, из-за срывных течений на поворотном диске, заслонки испытывают большие динамические нагрузки, вызывающие сильную вибрацию корпуса, а в некоторых случаях и разрушение опорных подшипников [33, 58].
Возникающие в проточных частях заслонок пульсации давления часто приводят к недопустимо высоким вибрациям последующих трубопроводов [29, 30]. Кроме того, при больших размерах трубопроводов сложно обеспечить, а иногда и невозможно обеспечить, необходимую герметичность перекрытия трубопроводов.
В конструктивном плане все поворотные заслонки похожи друг на друга и отличаются в основном механизмом привода, способом уплотнения диска при его контакте с седлом и формой собственно запорного органа (тарелки-затвора).
Как правило, поворотный затвор представляет собой круглую или овальную дисковую заслонку с уплотнением, позволяющим обеспечить перекрытие потока. Для увеличения силы прижатия клапана в закрытом состоянии, часто используют смещение оси вращения диска (расстояния Х и Y, рисунок 1.1.1), а для обеспечения быстродействия наклон (угол а) диска к продольной оси клапана.
В случае если величина расстояния Y от оси заслонки до оси опорных валов приближается к половине диаметра трубопровода, то силы действующие на заслонку в момент закрытия весьма значительны. Будем называть подобные конструкции поворотными заслонками с консольным расположением оси опорных валов. Неоспоримым достоинством подобных конструкций является возможность полного вывода заслонки из потока рабочего тела. Недостаток этих заслонок состоит в невозможности регулирования потока. Силы, возникающие при движении заслонок на закрытие, столь велики, что имело место сворачивание по поперечному сечению ведущего опорного вала [43, 44]. По этой же причине при эксплутации стопорных клапанов выполненных по типу консольной заслонки вводиться ограничение на расхаживание (движение из полного открытия к закрытию и обратно) заслонки. По рекомендациям ЛМЗ расхаживание консольных заслонок не должно превышать 30% от полного хода приводящего ее сервомотора.
Кроме обычных дисковых существуют и другие формы заслонок. Так в работе [33, 34] описаны профилированные заслонки с утолщенной входной и заостренной выходной кромками (рисунок 1.1.2). Отличительной особенностью этой заслонки, помимо ее профиля, является наличие внутренних камер, соединенных с пространством за заслонной системой отверстий.
Подобная форма профиля заслонки и система отверстий, выравнивающих эпюру давления за заслонкой, должны обеспечить больший момент на закрытие при частичных открытиях заслонки.
В тоже время система внутренних камер и отверстий, как пишет автор, не только несколько снижает предельные значения крутящих моментов, но и повышает потери в клапане на полном открытии.
Из приведенных в работах [6, 16, 34] материалов нельзя сделать вывод об очевидной целесообразности применения таких заслонок, особенно если принять во внимание их конструктивную сложность, а, следовательно, и повышенную стоимость.
Если сечение трубопровода имеет прямоугольную форму, то для регулирования потока рабочего тела возможна установка нескольких прямоугольных лопастей, приводящихся в движение одним приводом. Подобную арматуру называют прямоугольными или жалюзийными задвижками. В работе [33] дается их подробное описание. Жалюзийные задвижки имеют значительно меньший крутящий момент, но требуют очень сложного, а значит и дорогого, передаточного механизма.
Для уменьшения крутящего момента возможно также использование диска S-образной формы. Такие заслонки сложны и создают повышенное сопротивление в положении полного открытия, что значительно снижает экономичность работы турбомашин на конденсационном режиме. В силу этих причин эти заслонки применяются крайне редко.
Экспериментальная установка для исследования блока стопорной и регулирующей заслонки НД
Для снижения отрицательного влияния возможного прогиба оси опорных валов под действием сил потока и веса заслонки подшипники скольжения опор заслонки были размещены в специальных подвижных сферах, представляющих собой увеличенную копию стандартных сферических подшипников типа ШС.
Усилие от сервомоторов передается через прямолинейную зубчатую рейку на шестерню установленную на ведущем опорном валу и далее через систему шпоночных соединений непосредственно на саму заслонку. Усилие на открытие заслонки обеспечивается подачей масла под поршень основного сервомотора, расположенного в верхней части блока. Усилие на закрытие обеспечивается возвратом в исходное положение пружин сжатия основного сервомотора, а также, в случае необходимости подачей свежего пара на поршень вспомогательного парового сервомотора, расположенного в нижней части блока.
Чтобы понять необходимость применения столь значительных по своим габаритам и весу сервомоторов рассмотрим некоторые вопросы связанные непосредственно с работой поворотной заслонки в потоке пара [7, 33, 60]. При малых углах открытия заслонки перепады давления на ней превышают критические. Возникающие на тыльной стороне заслонки отрыв потока пара и несимметричное вихревое кольцо создают в разных точках на ее поверхности зоны высокого и низкого давления. Перед заслонкой поток разветвляется и получает дополнительное сужение вследствие инерционности и действия центробежных сил, возникающих при повороте потока. За заслонкой в ее тени образуется вихрь, заполняющий ядро потока. Об интенсивности вихря можно судить по пульсирующей нагрузке, которая вызывает вибрацию заслонки.
Характерная эпюра распределения давления на обеих сторонах заслонки показана на рисунках 1.2.1.1, 1.2.1.2, 1.2.1.3. С тыльной стороны заслонки, как указано в [33], давление по поверхности распределяется примерно равномерно и пики давления возможны лишь в некоторых ограниченных зонах. На передней стороне входной половины давление выше, а площадь эпюры больше, чем на выходной половине, причем разница в давлениях и соответствующих им площадях растет по мере открытия заслонки клапана. Таким образом, на заслонке возникает крутящий момент, который стремиться вернуть ее в положение закрытия. Крутящий момент на закрытие определяется равнодействующей сил давления, действующих на заслонку, и плечом их приложения.
В положениях близких к закрытию (начиная с 10, не доходя до полного закрытия) на поворотной заслонке наблюдается резкое снижение крутящего момента на закрытие. Давление на верхней и нижней половинах входной стороны заслонки выравнивается, тем самым плечо равнодействующей сил давления стремится к нулю. При этом, давление за заслонкой падает, увеличивая перепад давлений действующих на плоскость заслонки. Соответственно, возрастает нагрузка на опорные валы, растет величина силы трения на подшипники скольжения. Для обеспечения оставшегося небольшого перемещения подвижных деталей заслонки относительно неподвижных деталей до полного закрытия заслонки требуются весьма значительные усилия, которые оцениваются десятками тонн. В положениях близких к закрытию заслонки пружины сжатия, обеспечивающие усилие закрытия пружинно-гидравлического сервомотора, не могут обеспечивать достаточный по своей величине запас по усилиям. В этой связи, конструкторами ЛМЗ было предложено установить в нижнюю часть блока клапанов НД дополнительный сервомотор, работающий только на закрытие. Движущей силой в таком приводе является пар. Он подается через расположенное рядом распределительное устройство в момент заранее заданного определенного падения давления масла под поршнем основного сервомотора. Максимального дополнительного усилия (порядка 18 тонн), развиваемого паровым сервомотором, хватает для создания достаточно большого запаса по общему усилию на закрытие заслонки. В моменты открытия заслонки подача пара под поршень парового сервомотора прекращается, и он не создает никаких противоусилий для работы основного верхнего сервомотора [51, 52].
Два сервомотора, расположенные один под другим, весьма загромождают конструкцию блока, но обеспечивая надежную работу блока на всех режимах его работы.
Система уплотнения заслонки в закрытом положении [51] представляет собой оригинальную конструкцию, представленную на рисунке 1.3.3. Поверхность на внешнем ободе заслонки 1 уплотняется посредством контакта с внутренним ободом уплотнительных полуколец 3, свободно заведенных в специальный паз в корпусе блока клапанов 2. Диаметр внутреннего обода уплотнительных полуколец 3 несколько ниже посадочного диаметра заслонки 1. Каждое уплотнительное полукольцо (верхнее и нижнее) разрезается на 8 уплотнительных секторов, причем каждый из них отжимается от корпуса блока клапанов 2 собственной плоской пружиной 4 (вид К, рисунок 1.3.3).
В 2006г. в рамках создания паровой турбины К-1200-6,8/50 для АЭС было принято решение о проектировании нового блока клапанов НД с посадочным диаметром 1350мм.
В целом компоновочное решение, предлагаемое по данному узлу было сохранено без изменений по сравнению с предыдущей компоновкой блока (рисунок 1.3.4). Две последовательно расположенные осесимметричные заслонки располагаются в трубе равного диаметра на минимально возможном расстоянии друг от друга. Также для удобства монтажа и ремонта предусматривался специальный люк, расположенный между заслонками. Внутренний диаметр трубы был сохранен прежним (по сравнению с блоком клапанов НД для турбины К-1000-60/3000) и составил 1400мм. Это позволило максимально увеличить эффективное проходное сечение по ходу пара. Для снижения влияния срывных явлений по ходу пара во внутриклапанном пространстве в монтажное отверстие вводилась специальная крышка по форме имитирующая внутренний диаметр трубы блока клапанов НД (рисунок 1.3.6).
Результаты расчетов перепускного паропровода при полностью открытых поворотных заслонках
Потери энергии на весь исследуемый тракт (от ресивера до выхлопа) оценивались по коэффициенту полных потерь. Это обусловлено тем, что во входном участке модели (поворотное колено до конфузора) скорость газа и, соответственно, динамический напор очень малы, а рассчитанные коэффициенты гидравлического сопротивления очень велики, что будет не совсем точно характеризовать эффективность модели. Коэффициент полных потерь рассчитывается по формуле: рассчитанная по перепаду давления на модели, \, 2t - действительная и теоретическая безразмерная скорость в горле.
Определенные сложности вызывает оценка статического давления в горле заслонки Рі ,так как для его точного определения требуется дренирование не только корпуса заслонки, но и е диска, который является подвижным элементом.
Данная проблема решается путем использования «интегрального» метода определения коэффициентов полных потерь.
В этом случае кроме давления полного торможения Рої и статического давления Р2 измеряется температура полного торможения То1 перед моделью и массовый расход G рабочего тела, после чего вычисляется для заданных параметров критический расход через горло заслонки. _ G Затем определяется приведенный расход q Q. Далее с помощью газодинамических таблиц находится безразмерная скорость \ в горле заслонки. Тогда п=Ц. При определении абсолютных значений моментов на валу регулирующей заслонки из измеренной прибором силы вычиталась величина силы, которая действует на вал заслонки при отсутствии подачи воздуха на модель. Эта сила обусловлена установленным на валу противовесом и весом самого координатника.
Для установки с моделью блока клапанов ВД определение расходных характеристик и представление их в безразмерном виде q = f(h,e) осуществляется в регулирующих клапанах блока при постоянном давлении на выходе из клапана, равном атмосферному (Р2=В), и переменном давлении на входе Ро, величина которого устанавливается при помощи регулирующего вентиля. Давление за стопорным клапаном измеряется за его выходным диффузором. Расходные характеристики клапанов блока определяются при различных относительных высотах h = — подъема штоков регулирующих клапанов при фиксированных перепадах г.
Вычисление приведенного расхода q производятся по формуле (2.4.1). Причем G - теоретический критический расход рабочей среды через узкое сечение седла клапана, определяемый как: площадь минимального сечения седла клапана; R - универсальная газовая постоянная; Ро - абсолютное давление перед клапаном (Ро = АРо + В) Силовые характеристики исследованных моделей клапанов представляются в виде безразмерных зависимостей Q0 = f(h, є). хР где Qом- абсолютная величина статического усиления на штоке клапана; Dп- диаметр посадки клапана; dшт - диаметр штока; Ро - давление полного торможения в клапанной коробке; В - барометрическое давление; Рi- давление внутри камеры разгрузки (при отсутствии разгрузкиРі = Ро).
Соответственно, имея опытные значения безразмерного усилия Q0, можно определить действующую силу Qн, приложенную к штоку натурного клапана, по следующему соотношению:
Выберем характерный режим: начальное давление Ро = 12,74 104 Па; температура То = 24 + 273,16 =297,16 К; расход через клапан G=0,496 кг7с; площадь минимального проходного сечения клапанного канала (площадь «горла» седла) Fмин = 2,463 10"3 м2.
При приведении модельных исследований неизбежно возникают вопросы, связанные с возможностью использования данных модельных исследований при проектировании натурных объектов. Эта проблема достаточно подробно рассматривается в специальной литературе (например, в книге Л.И. Седова « Методы подобия и размерности в механике» М. Наука, 1964 г.). Применительно к регулирующей и стопорно-регулирующей арматуре указанная проблема рассмотрена в [20]. Учитывая е важность, изложим основные положения теории моделирования применительно к решаемым в данной работе задачам. Задача моделирования состоит в формулировании условий, при соблюдении которых данные модельных исследований позволяют определить необходимые характеристики натурных объектов. В основе моделирования лежит понятие о подобии двух явлений, событий или течений (применительно к механике жидкостей или газов) [9, 56].
Два течения подобны, если по характеристикам одного из них могут быть получены характеристики другого течения простым умножением характеристических величин первого течения на некоторые постоянные коэффициенты, называемые коэффициентами подобия.
Различают геометрическое, кинематическое и динамическое (физическое) подобие.
Для динамического подобия двух течений необходимо, чтобы в сходственных точках обеспечивалось одинаковое направление действующих сил, а их величины были бы пропорциональны с одинаковым коэффициентом пропорциональности во всем поле течения. Необходимым условием обеспечения динамического подобия является обеспечение геометрического подобия рассматриваемых устройств и подобие полей скоростей в этих устройствах. Коэффициентом геометрического подобия является масштаб моделирования Кг .
При этом необходимо сделать одно принципиально важное замечание, суть которого состоит в следующем. Если моделируется течение рабочей среды в некоторой установке, то геометрическое подобие сводится только к обеспечению подобия проточной части этой установки со всеми внутренними элементами, находящимися в контакте с используемой рабочей средой. При соблюдении геометрического подобия кинематическое, а соответственно и динамическое подобие, обеспечивается в случае равенства между собой некоторых безразмерных чисел подобия (критериев подобия), записанных для натурного объекта и его модельного аналога. Вид и число критериев подобия зависят от типа решаемой задачи и тех аргументов, от которых зависит определяемая характеристика.
Влияние угла поворота заслонки на развитие пульсаций давления в потоке за е регулирующим органом
Картина кардинально изменилась при повороте заслонки на 15 (рисунок 4.4.5). Отметим, что это угол поворота, при котором на силовой характеристике (рисунок 4.3.1) был отмечен провал в моменте, действующем на заслонку со стороны потока. Здесь при очень больших пульсациях давления в верхней части (т.В и С) возникли колоссальные пульсации давления и в нижней части трубы (т.D и Е). Амплитуда этих пульсаций достигала 50% от начального давления рабочей среды. Эта же картина сохранилась и при угле з = 17, о чем можно судить по спектрограммам, приведенным на рисунке 4.4.6.
При рассмотрении результатов исследований исходного поворотного клапана (разделы 4.1-4.4) отмечалось, что силовая характеристика при углах поворота диска =1520 теряет монотонность, и в этом диапазоне углов ср обнаруживается внезапное снижение величин момента аэродинамических сил, стремящихся повернуть диск в положение «закрыто». Проведенный анализ течения рабочей среды за поворотным диском и полученные в результате исследований осциллограммы моментов аэродинамических сил, действующих на диск, свидетельствуют о кризисном перераспределении потока рабочей среды по сечению трубы при угле (р 15.
Если при 15 основная часть потока прижималась к верхней части горизонтального трубопровода, то при 15 происходит переброс части потока в нижнюю часть трубопровода. Этот переброс влечет за собой повышение давления в тыльной нижней части диска, что и вызывает внезапное снижение момента, обеспечивающего закрытие клапана.
Таким образом, для изменения силовой характеристики стандартного поворотного клапана необходимо изменить условия обтекания тыльной части поворотного диска. Эта задача может быть решена путем оребрения задней поверхности диска так, как это показано на рисунке 4.5.1. Ребра высотой 5мм при
В приведенной на рисунок 4.6.1 зависимости q=f((p, е2) в качестве параметра использовалось относительное давление є2, а аргументом является угол поворота диска ср. Напомним также, что относительный расход q представляет собой отношение действительного расхода G к теоретическому критическому расходу G через осесимметричное сопло с выходным диаметром, равным диаметру трубопровода D.
Как и ранее (рисунок 4.1.1), при постоянном относительном давлении 2 относительный расход q непрерывно увеличивался по мере увеличения угла поворота диска ср (по мере увеличения проходной площади). При этом интенсивность нарастания расхода по мере увеличения угла ср оказалась разной. При повороте регулирующего диска на угол ср 40 45 на всех приведенных кривых, как и при гладком диске, заметно увеличение интенсивности изменения расхода по мере увеличения угла ср. Такая картина является следствием резкого снижения сопротивления при повороте диска на угол ср 40 .
Режимная характеристика 2() для натурной поворотной заслонки. Паровая турбина К-1200-6.8/50 производства ЛМЗ При использовании режимной характеристики блока поворотных заслонок паровой турбины К-1200-6,8/50 производства ЛМЗ ,связывающей относительное давление 2 с углом поворота ср его регулирующего органа (рисунок 4.6.2.) можно 138 с помощью приведенных на рисунке 4.6.1 кривых построить действительную расходную характеристику натурного клапана.
Соответствующая зависимость q=f((p), построенная для реальных перепадов давлений, действующих на поворотный диск клапана блока заслонок паровой турбины К-1200-6,8/50, показана на рисунке 4.6.3.
Отмеченные отличия в протекании сравниваемых характеристик при углах (р 30 ведут к значимым отличиям в указанной области рабочих силовых характеристик, построенных на основании режимной характеристики (рисунок 4.6.2).
Для наглядности обе эти характеристики приведены на рисунке 4.7.2. Хорошо видно, что введение оребрения поворотного диска не только увеличило аэродинамический момент, закрывающий клапан при р 30, но и привело к смещению максимума момента в сторону большего угла поворота диска (с 10 до 15).
Среди прочих характеристик любого устройства весьма важное место занимает и такая техническая характеристика, как уровень динамических нагрузок, действующих на подвижные элементы рассматриваемых устройств. При рассмотрении любой арматуры, в том числе и поворотных клапанов, именно уровень динамических нагрузок определяет долговечность и надежность ее эксплуатации.
В этой связи при исследовании поворотного клапана большое внимание уделялось измерениям (оценке) нестационарных (динамических) сил, действующих со стороны потока на исполнительный орган клапана - поворотный диск. Для этого, как уже отмечалось в главе 2, использовался чувствительный тензометрический силомер, установленный на внешнем рычаге, связанный с осью поворотного диска. Первичный сигнал с силомера передавался на измерительный комплекс МИК-200 и фиксировался на экране дисплея ввиде соответствующей осциллограммы.
Ряд таких осциллограмм усилий приведено на рисунке 4.8.1, где для характерных углов поворота регулирующего диска ср дано сопоставление осциллограмм, полученных для гладкого диска и для оребренного диска.
Как следует из приведенных материалов, при всех исследуемых углах поворота диска пульсационные составляющие измеряемых сил резко снижалось при переходе от гладкого к оребренному регулирующему диску.
Так при угле а = 10 динамические составляющие измеряемой силы снизилось примерно в 2,5 раза, при угле а = 15 они уменьшались в три раза, при (3 = 20 и (3 = 90 рассматриваемые величины уменьшились в 2 2,5 раза. Эти, по существу интегральные измерения, наглядно показывают целесообразность использование предлагаемого оребрения поворотного диска исследуемого поворотного клапана.
Общее вибрационное состояние модельного паропровода зависит от пульсаций давления в движущейся рабочей среде. Для оценки влияния рассмотренного клапана на развитие пульсаций давления замеры выполнялись в трех сечениях (рисунок 2.3.1): перед клапаном (сечение А-А), за клапаном в сечении В-Д и на некотором расстоянии от него вблизи входа потока в “штаны” (сечение С-Е). Точки измерения А, Д, Е располагались на нижней образующей трубы, а точки В и С на ее верхней образующей.
Представленные ниже осциллограммы давлений в указанных точках были получены при трех положениях регулирующего диска клапана, определяемых следующими углами его поворота р=7, 10 и 15. При этом для сравнения на всех рисунках, наряду с осциллограммами, полученными для оребренного диска, приводится и осциллограммы давлений в этих же точках для гладкого диска. Представленные ниже на рисунке 4.9.1 осциллограммы относятся к углу поворота диска на угол (р=7.
