Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Обзор литературы, постановка задачи исследования 8
1.1. Стопорно-регулирующие клапаны, их достоинства и недостатки 8
1.2. Особенности течения среды в системе "клапан-диффузор" 29
1.3. Причины нестабильной работы регулирующих клапанов паровых турбин 36
1.4. Выбор формы запорного органа 39
1.5. Целесообразность снижения скорости в клапанном канале 56
1.6. Способы разгрузки клапана от подъёмного усилия 57
1.7. Постановка задачи исследования 67
ГЛАВА 2. Экспериментальный стенд для исследования клапанов, методика испытаний, обработка результатов и оценка погрешностей, описание объектов исследования 69
2.1. Описание экспериментальной установки, системы измерений и методики обработки опытных данных 69
2.2. Оценка погрешности измерения приведенного расхода 79
2.3. Описание объектов исследования 83
2.4.1. Новая конструкция стопорно-регулирующего клапана 83
2.4.2. Описание исследованных моделей 90
ГЛАВА 3. Результаты исследования силовых и аэродина мических характеристик моделей нового стопорно-регулирующего клапана 107
3.1. Исследование силовых характеристик моделей регулирующего клапана в составе нового комбинированного клапана 107
3.2. Влияние отверстий перфорации на силовые характеристики клапана 145
3.3. Влияние конуса подгрузки на силовые характеристики клапана 153
3.4. Влияние отверстий перфорации на динамические нагрузки клапана при сверхкритических перепадах давления Єг 157
3.5. Окончательный вариант конструкции нового стопорно-регулирующего клапана и его характеристики 178
ГЛАВА 4. Исследование движения рабочей среды в клапанных коробках регулирующих клапанов 186
Заключение по работе 203
Литература
- Причины нестабильной работы регулирующих клапанов паровых турбин
- Оценка погрешности измерения приведенного расхода
- Влияние отверстий перфорации на силовые характеристики клапана
- Окончательный вариант конструкции нового стопорно-регулирующего клапана и его характеристики
Причины нестабильной работы регулирующих клапанов паровых турбин
Корпус клапана устанавливается непосредственно на корпусе ЦСД при помощи фланца. Комбинированный клапан имеет одно диффузорное седло, на противоположных сторонах которого установлены стопорный 15 и регулирующий 13 клапаны, перемещаемые своими сервомоторами.
Регулирующий клапан расположен по потоку за стопорным с закрытием против направления потока пара.
Вибрация корпуса стопорного клапана в его открытом положении исключается вследствие действия на него разности давлений свежего пара и атмосферного, а также вследствие того, что в отличие от рассмотренного ранее комбинированного клапана (рис. 1.7), стопорный клапан не омывается потоком пара, дросселированного на частичных нагрузках. Вместе с тем, шаровая поверхность чаши стопорного клапана, как уже отмечалось ранее, не способствует формированию равномерного поля скоростей на входе в диффузор, сводя к нулю эффективность используемого короткого диффузора с небольшой степенью расширения.
Нестационарный отрыв потока с гладкой сферической поверхности чаши стопорного клапана приводит к возникновению сильных пульсаций давления под чашей клапана, которые передаются по потоку к регулирующему клапану, снижая его вибрационную надёжность.
Регулирующий клапан не имеет разгрузочного клапана, что улучшает его вибрационную надёжность, исключая потерю клапаном осевой устойчивости при больших открытиях. Склонность клапана к вибрации уменьшается и тем обстоятельством, что дросселированный поток направлен от центра к периферии, что исключает концентрацию энергии в центре канала.
Для разгрузки регулирующего клапана от паровых усилий его внутренняя полость сообщается с наружной обтекаемой поверхностью цилиндрическими отверстиями большого диаметра. При этом обеспечивается однонаправленная паровая нагрузка, которая в данном случае воздействует в сторону закрытия регулирующего клапана. Однако, выполнение таких отверстий достаточно большого диаметра способствует местному возмущению потока, обтекающего чашу клапана, и, в результате, может привести к ухудшению расходных характеристик клапана и снизить его вибрационную надёжность.
Увеличивает сопротивление и шаровая форма поверхности регулирующего клапана. Подобную конструкцию имеет и комбинированный клапан фирмы ВВС [20], показанный на рис. 1.9. На рис. 1.10 представлена конструкция стопорно-регулирующего клапана фирмы ALSTOM [23].
В данной конструкции отсутствует диффузор после стопорного клапана. Исследования, проведенные фирмой ALSTOM, показали достаточно высокий уровень потерь давления в данном клапане, которые составили 5.3% от начального давления пара при скорости потока в канале регулирующего клапана 133 м/с.
Кроме того, было обнаружено, что нестабильное обтекание чаши регулирующего клапана приводит к возникновению высокого уровня пульсаций усилий на его штоке при всех подъёмах, а вихревое течение в камере регулирующего клапана генерирует высокий уровень шума.
В большинстве рассмотренных конструкций комбинированных клапанов неотъемлемым элементом является диффузорное седло, назначением которого является восстановление давления пара перед проточной частью турбины.
В узком сечении диффузора относительное давление Єі=— (где pi Ро статическое давление в минимальном сечении диффузора; ро - полное давление на входе в диффузор) может быть существенно ниже общего перепада на всём диффузоре гг=— (здесь р2 - давление на выходе из Ро диффузора). В частности, при использовании диффузора со степенью расширения п=3 и нулевыми внутренними потерями (дп= — ) уже при є2=0,975 величина є і достигает критического значения. При этом достигает максимального значения величина приведенного расхода (qi=l). Таким образом, сохраняя потери давления в системе паровпуска на уровне порядка 5 % от давления свежего пара, развитое диффузорное седло позволяет значительно увеличить удельный расход пара через клапан по сравнению с конструкцией клапана с цилиндрическим седлом. Так, например, используя диффузор с углом раскрытия а=10 и степенью расширения n=2-f-2,2, теоретически можно ожидать почти двойного увеличения величины qj при потере давления — =0,05 (где Лр=р0-р2) [23].
Опыты [23] однако показали, что установка диффузоров сравнительно мало меняет расходные характеристики клапанной системы и существенно усиливает нестационарность течения в клапанах. Последнее обстоятельство снижает надёжность органов паровпуска и в некоторых случаях приводит к обрыву штоков, а также к выпрессовке диффузорных сёдел.
Как отмечается в [25], используемые конструкции системы "клапан-диффузор" не обеспечивают нужного диффузорного эффекта, хотя причиной этого является не сам диффузорный канал, а условия формирования потока перед ним.
Анализ течения рабочего тела через клапан [26] показал, что присутствие чаши клапана приводит к полному искажению поля скоростей во входном сечении диффузора и делает невозможным эффективное торможение потока. Соответственно результаты исследований изолированных диффузоров (без чаши клапана) не дают правильного представления об аэродинамических характеристиках диффузора в системе паровпуска.
Оценка погрешности измерения приведенного расхода
Следует отметить, что поскольку действие гензодатчиков основано на принципе изменения сопротивления металлов и полупроводников под действием деформаций, то под воздействием динамических усилий, действующих на исследуемый клапан со стороны обтекающего потока, S-образный датчик усилий будет совершать упругие деформации. Это в свою очередь приведёт к осевым колебаниям, а следовательно и вибрации в вертикальном направлении, подвешенных к датчику штока с клапаном (4).
Таким образом, измерение пульсаций усилий на штоках различных конструкций клапанов позволяло получить достаточное представление об их вибрационной надёжности, путём сравнения интенсивности их колебаний.
В исследуемой комбинированной конструкции клапана, как стопорный, так и регулирующий клапаны перемещаются в наружных направляющих втулках (рис.2.3, поз. 12 и 13), что исключает прямой контакт потока с большей частью внешней поверхности клапана. При этом, зазор между направляющей втулкой и внешней поверхностью чаши клапана выполнен меньше, чем зазор между штоком и стопорной гайкой, обеспечивающей соединение клапана со штоком. В результате шток оказывается полностью разгруженным от возможных изгибных усилий и крутящего момента.
Блок-схема измерения усилий. На рис.2.5 показана схема подключения измерительных и регистрирующих приборов. Усилитель сигнала (2), подаёт напряжение питания Un на разъёмы мостовой схемы (1) и усиливает напряжение сигнала UM, получаемого при разбалансировке моста во время действия усилий на шток клапана. Затем усиленный сигнал поступает на прибор «Handyscope2» (3), который преобразует полученную информацию в цифровую форму и передаёт результаты измерения на персональный компьютер (4), где полученная информация обрабатывается и выводится на дисплее.
Таким образом, используемая система измерения усилий позволяла на экране монитора фиксировать во времени величину силы на штоке исследуемого клапана. Получаемая при этом информация давала представление не только об абсолютном значении измеряемого усилия, но и объективно оценивала вибрационное состояние исследуемого клапана.
Оценка собственной частоты измерительной системы fH определялась экспериментально, путём кратковременного силового воздействия на шток клапана вдоль его оси. Процесс затухания фиксировался на мониторе компьютера, что позволило выделить основную гармонику собственной частоты fH «80 Гц, которая более чем в два раза превосходит максимальную частоту исследованных процессов f«30 Гц.
Калибровка измерителя усилий и вибрации производилась путём нагружения конструкции образцовыми грузами. Показания прибора при калибровке отличались высокой точностью. Погрешность измерения усилий при такой схеме измерений не превышает 0.07 %. Измерение усилия на штоке исследуемого клапана осуществлялось при - h различных его относительных подъёмах h = — (где h - абсолютный подъём клапана, dr - диаметр узкого сечения седла); и различных перепадах давления на клапане е2 =— (здесь р0 - давление полного торможения в клапанной коробке, р2 - давление на выходе из комбинированного клапана).
Изменение величины є2 осуществлялось изменением давления ро на входе в клапанную коробку с помощью регулирующего вентиля (8) (рис.2.2). Давление на выходе из клапана р2 принималось постоянным и равным атмосферному давлению (р2=В), так как выход воздуха из клапанной коробки осуществлялся в атмосферу.
На рис.2.3 пунктирными линиями показаны измерительные линии отбора давления в различных характерных точках клапанной системы. Линия I - замер полного давления р0 на входе в клапанную коробку. Также производилось измерение статических давлений в клапанной коробке - линия II, в камере над регулирующим клапаном - линия III и в камере стопорного клапана - IV. Все измерительные магистрали соединялись либо с водяными манометрами (14), либо с образцовым пружинным манометром. Силовые характеристики исследованных моделей представлены в виде безразмерных зависимостей Q 0=f(h,2)
Влияние отверстий перфорации на силовые характеристики клапана
При полном открытии (ft =0.3) несмотря на низкое значение действующего на шток клапана усилия (а, следовательно, и низкое значение прижимного усилия чаши к головке штока), величина пульсаций находится на допустимом уровне.
Таким образом, несмотря на отсутствие подгрузки чаши клапана при полном её подъёме, уровень пульсаций на штоке минимален, а действующего со стороны потока усилия оказывается достаточным, чтобы обеспечить надёжное прижатие чаши к головке штока.
Вибрационное состояние регулирующего клапана отразилось и на виде его силовой характеристики. Как видно на рис.3.1, режимам с наибольшими по величине амплитуды пульсациями (h «0,1) соответствует провал на кривой Q0 = /(h) при є2=0,806.
Измерения давления в камере разгрузки регулирующего клапана показали, что нестабильным режимам соответствует появление значительных пульсаций давления в камере разгрузки, возникновение которых может быть только следствием нестабильности течения под чашей клапана в области центрального разгрузочного отверстия (так как давление в камере разгрузки отслеживает давление в области выходного сечения разгрузочного отверстия). При этом, пульсации давления наблюдались и в камере стопорного клапана, но величина их была существенно ниже по сравнению с величиной пульсаций давления в камере разгрузки регулирующего клапана.
Полученные результаты вполне объяснимы. Как уже отмечалось ранее, на малых открытиях (h 0.05) клапанный канал представляет собой кольцевое сопло Лаваля с большой степенью расширения и при перепадах давления на клапане Є2 0.7, которые значительно меньше расчётного для имеющегося отношения площадей, поток не может заполнять всю расширяющуюся часть канала и отрывается от одной или обеих стенок. Отрыв потока происходит почти сразу за минимальным сечением клапанного канала и является практически фиксированным, чему также способствует кольцевая канавка на поверхности чаши, ближайшая к посадочному диаметру клапана. Поэтому отрыв и не приводит к ухудшению его вибрационного состояния (рис.3.2, h= 0.036).
По мере подъёма клапана снижается степень диффузорности клапанного канала, увеличивается расход потока через этот канал, смещается по ходу рабочего тела и его минимальное сечение. При этом изменяется и направление потока в минимальном сечении, которое, вследствие асимметрии стенок канала, приближается к направлению поверхности чаши клапана.
При подъёме h =0.07 по мере увеличения перепада давления (є2 0.9) отрыв потока от стенки седла приводит к перебросу струи к поверхности чаши клапана, в результате усилие на его штоке скачком изменяется в сторону больших величин (рис.3.2, А=0.07, 82=0.893). Однако, из-за не стационарности отрыва и, вследствие взаимодействия потока обтекающего чашу клапана с потоком, выходящим из системы разгрузки клапана через центральное отверстие его чаши, рассматриваемый режим оказывается неустойчивым, и поток вновь отрывается от чаши клапана.
Как показал анализ результатов математического моделирования течения в клапанном канале, проведенного Жиновым А.А. [58] с помощью разработанной им расчётной программы на ЭВМ, по мере увеличения перепада давления (є2 0.89) зона отрыва потока с поверхности седла распространяется вверх по потоку. Кроме того, увеличивается и расход основного потока в клапанном канале.
Следствием этих причин явилось усиление нестационарности обтекания клапана по мере дальнейшего увеличения перепада давления (рис.3.2, h =0.07, є2=0.806).
Изменение характера обтекания клапана приводит к изменению давления под его чашей в области центрального разгрузочного отверстия. В силу инерционности потока давление внутри клапана не может синхронно меняться с изменением давления во внешней области и соответственно степень разгрузки, а, следовательно, и усилия на штоке клапана, неизбежно 117 начинают пульсировать во времени около средней статической нагрузки [61] (рис.3.2, h =0.07, є2=0.806).
При дальнейшем увеличении перепада давления на клапане характер обтекания его чаши постепенно стабилизируется (рис.3.2, А =0.07, 2=0.735).
Ухудшение вибрационного состояния клапана, вызванное изменением характера обтекания его чаши, по мере подъёма продолжается до открытия А «0.11, что связано с увеличением расхода потока в клапанном канале и, следовательно, увеличением силового воздействия течения.
По мере дальнейшего подъёма клапана (И 0ЛІ) всё больше снижается степень диффузорности клапанного канала, смещается по ходу потока его минимальное сечение, направление течения в котором всё больше приближается к направлению поверхности чаши клапана, увеличивая стабильность её обтекания. Кроме того, уменьшается и сброс среды из системы разгрузки. Последнее обстоятельство связано с тем, что по мере подъёма клапана торцевой срез его чаши последовательно проходит все сечения конфузорного седла, где давление растёт по мере приближения ко входному сечению. Соответственно, повышается давление и под чашей клапана в области центрального разгрузочного отверстия, что и приводит к снижению сброса среды из системы разгрузки. Отмеченные обстоятельства и привели, начиная с подъёма h- 0.107, к снижению пульсаций усилия на штоке клапана и практически полному их отсутствию при полном открытии (А=0.3).
Окончательный вариант конструкции нового стопорно-регулирующего клапана и его характеристики
Полученный результат связан с особенностями течения в соплах Лаваля при возникновении в их проточной части сверхзвуковых скоростей. С точки зрения стабильности течения наиболее опасен режим, при котором внутри сопла Лаваля возникают скачки уплотнения, так как на этом режиме высока вероятность отрыва потока от нижней поверхности чаши клапана. Несимметричный и нестационарный отрыв потока с гладкой поверхности чаши приводит к возникновению значительных пульсаций давления на обтекаемой поверхности и появлению на штоке клапана пульсаций усилий.
На подъёме клапана й=0,07 осесимметричный диффузорный клапанный канал имеет степень расширения п=3 и режим с возникновением скачка уплотнения внутри рассматриваемого канала теоретически должен возникать при є2 0,85, и с этого момента можно ожидать отрицательных последствий его возникновения. Нестабильные режимы были отмечены при увеличении перепада давления на клапане до величины Є2«0,46. Необычен и резкий переход от практически стабильного состояния клапана к режиму с резким изменением усилия на штоке и появлением высокой амплитуды её пульсаций.
Чтобы определить примерное расположение скачка уплотнения в клапанном канале на подъёме клапана h =0,07 при перепаде давления 82=0,46, был проведен его расчёт по стандартной методике расчёта скачков уплотнения в сопле Лаваля. Площади проходных сечений сопла минимальноесечение клапанногоканала место расположения отверстий перфорации \ х Je T 9 соответствовали площадям проходного сечения кольцевого клапанного канала на рассматриваемом подъёме.
Такой расчёт показал, что при подъёме клапана h-0,01 и перепаде давления на нём 82=0,46 скачок уплотнения располагается на поверхности чаши в области второго по ходу потока ряда перфорации рис.3.29.
Принимая во внимание результаты математического моделирования течения в клапанном канале, выполненного Жиновым А.А. [58], причину возникновения при малых подъёмах модели №9 на сверхзвуковых перепадах нестабильных режимов можно объяснить следующим образом.
По мере увеличения перепада давления на клапане уже при 8г«0.8 на выпуклой стороне седла в районе посадочной линии клапана возникает местная сверхзвуковая зона, которая по мере снижения величины є2 своеобразным языком вытягивается в направлении к чаше клапана. "Начало" звуковой линии остаётся при этом неподвижным, увеличивается только протяжённость сверхзвуковой зоны по образующей седла.
Когда перепад давления на канал клапана достигает критического значения, сверхзвуковая зона достигает образующей чаши.
Дальнейшее снижение величины Єг, даже на небольшую величину приводит к значительному изменению характера обтекания чаши клапана. Значительная часть образующей чаши обтекается уже сверхзвуковым потоком. За звуковой линией развивается скачок уплотнения, который по мере повышения перепада давления перемещается вдоль клапанного канала (по поверхности чаши) по потоку, и когда он достигает первого ряда отверстий перфорации, на поверхности чаши в области расположения этого ряда происходит скачкообразное снижение давления, что приводит к резкому снижению давления в демпферной камере и в камере разгрузки клапана. В результате резко снижается и усилие на его штоке. При этом следует отметить, что "линия посадки" скачка на поверхности чаши клапана несимметрична по окружности, что в значительной степени усугубляется односторонним подводом рабочего тела. Поэтому по мере повышения перепада давления на клапане скачок вначале "садится" только на часть отверстий ближайшего ряда перфорации, снижая давление в камере разгрузки и, соответственно, и усилие на штоке. Кроме того, положение скачка не стационарно во времени, что приводит к колебаниям давления в камере разгрузки и в результате этого к возникновению пульсаций усилия на штоке клапана. Размах таких колебаний зависит от многих факторов, которые подробно рассмотрены в последующих главах представленной работы. По мере увеличения перепада давления на клапане скачок "охватывает" всё больше отверстий в первом ряде, снижая, таким образом, усилие на штоке клапана.
Чтобы стабилизировать положение скачка уплотнения, на поверхности чаши клапана на том же диаметре, на котором располагается первый (от посадки) ряд перфорации была выполнена кольцевая канавка глубиной 1 мм и шириной равной диаметру отверстий перфорации (модель №10, рис.2.18,а).
Результаты вибрационных испытаний модели №10 представлены на рис.3.30. Здесь, как и на рис.3.28,6, показано изменение усилия на штоке модели №10 в зависимости от времени непрерывного изменения перепада давления на клапане. Видно, что введение канавки привело к резкому снижению амплитуды пульсаций силы на штоке клапана после её скачкообразного изменения. На подъёме h =0,07 (рис.3.30,а) при перепаде давления на клапане 82—0,397 амплитуда пульсаций усилия, зафиксированная на его штоке, составила порядка ±9 % от величины статического усилия, тогда как представленная на рис.3.28,а пульсация составляла ±17 %. Подобная картина наблюдается и на других подъёмах чаши клапана.
Отмечается и снижение усилия на штоке модели №10, если на подъёме Л =0,07 (рис.3.30,а) максимальное усилие на штоке клапана (до момента её скачкообразного изменения) при перепаде е2 0,45 равнялось Ромда5,4 кг, то при испытании той же чаши, но без канавки на том же подъёме величина максимального усилия составляла QOM 6,5 кг (рис.3.28,6).
Снижение статических усилий на штоке модели №10 связано с тем, что кольцевая проточка на поверхности чаши клапана приводит к отрыву потока. В результате давление на поверхности чаши за сечением отрыва повышается, и соответственно снижаются усилия на штоке клапана.
Отрыв потока, вызванный кольцевой канавкой, строго фиксирован, что положительно сказывается на улучшении вибрационного состояния клапана.
Повышение давления на обтекаемой поверхности чаши за сечением отрыва потока должно повысить давление в области расположения второго от посадки ряда перфорации и повысить давление в демпферной камере и камере разгрузки (по сравнению с моделью №9). В результате, ожидаемая величина скачкообразного изменения усилия на штоке после прохождения скачком уплотнения первого (от посадки) ряда перфорации модели №10 должна иметь меньшее значение по сравнению с моделью №9.
Однако, как видно из сравнения рис.3.30,а и 3.28,6 величина скачкообразного изменения силы осталась практически неизменной.
Такой результат можно объяснить тем, что в образующейся, в результате отрыва потока с первого ряда перфорации, узкой отрывной зоне создаётся разрежение, которое понижает давление в области второго от посадки ряда перфорации и соответственно в демпферной камере. Это обстоятельство обеспечивает, в конечном счёте, сохранение величины скачкообразного изменения усилия на штоках моделей №10 и №9.
