Содержание к диссертации
Введение
1 Краткий обзор литературных данных по предмету проводимых исследований 14
1.1 Модели отрыва потока 14
1.2 Методы повышения эффективности диффузорных каналов .. 23
1.3 Расчет течения идеальной жидкости в плоском диффузоре при наличии в его проточной части плоского вихря 42
1.4 Исследование динамических нагрузок на стенках диффузорных каналов 43
1.5 Выводы 45
1.6 Постановка задачи исследования 46
2 Описание экспериментальной установки, методика испытаний, оценка погрешности измерений 47
2.1 Методика экспериментального определения аэродинамических характеристик диффузоров 47
2.2 Описание экспериментального стенда 53
2.3 Оценка погрешности измерений 55
2.4 Описание объектов исследований 58
2.4.1 Модель для исследования диффузорных каналов 58
2.5 Средства измерений, используемые при модельных исследованиях 63
2.5.1 Прибор измерения силы «Handyscope-2» 63
2.5.2 Прибор МИК-200М 66
2.5.2.1 Описание прибора МИК-200М и используемых датчиков 66
2.5.2.2 Программное обеспечение прибора МИК-200М 72
2.5.2.2.1 Программа MR-3 00 72
2.5.2.2.2 Программа WinnOC 72
2.6 Корреляционный анализ 73
3. STRONG Исследование влияния характера течения в плоских диффузорных каналах на их
вибрационное состояние STRONG 74
3.1 Исследование вибрационного состояния плоских диффузорных каналов 74
3.1.1 Влияние угла раскрытия плоского диффузора на динамические нагрузки, действующие на его стенки 75
4. Пути снижения динамических нагрузок на стенках диффузорных каналов 108
4.1 Исследование вибрационного состояния плоских диффузорных каналов с перфорированными экранами и дефлектором 103
4.2 Исследование плоских диффузоров с профильными поверхностями
4.3 Количественное исследование плоских диффузоров с продольными ребрами (швеллерами) 131
5. Перспектива использования широкоугольных диффузоров в проточных частях паровых турбин ... 176
5.1 Некоторые новые пути стабилизации течения в регулирующих клапанах паровых турбин 177
5.2 Выхлопные патрубки паровых турбин с широкоугольными диффузорами 194
5.2.1 Особенности течения рабочей среды в диффузорных системах выхлопных патрубков паровых турбин 195
5.2.2 Конструктивные особенности исходного выхлопного патрубка турбины К-60-90 КТЗ и исследованные модели 200
5.2.3 Результаты исследования моделей выхлопного патрубка турбины К-60-90 КТЗ 206
5.2.4 Рекомендуемая аэродинамическая схема выхлопного патрубка турбины К-60-90 КТЗ 218
Заключение 220
Список использованных источников 222
- Методы повышения эффективности диффузорных каналов
- Описание экспериментального стенда
- Исследование плоских диффузоров с профильными поверхностями
- Выхлопные патрубки паровых турбин с широкоугольными диффузорами
Введение к работе
Актуальность работы. Совершенствование теплотехнического оборудования всегда актуально, независимо от достигнутого уровня техники.
Для России совершенствование работающего оборудования сейчас особенно важно, так как пока нельзя рассчитывать на массовое его обновление.
Возможность достижения при этом серьезных результатов определяется тем резервом, который имеется между существующими и теоретически возможными показателями.
Неиспользованные резервы повышения экономичности и надежности теплотехнического оборудования для различных объектов отличаются очень сильно.
Повышение экономичности и надежности основного и вспомогательного оборудования тепловых электростанций — одна из основных проблем развития отечественной энергетики.
Решение проблемы повышения экономичности требует разработки новых физически обоснованных методов совершенствования аэродинамических характеристик, которые могут быть применены как при проектировании, так и для модернизации теплоэнергетического оборудования электростанций.
Анализ технико-экономических показателей различных элементов конструкций показал значительные резервы повышения аэродинамической эффективности диффузорных участков проточных частей паротурбинных и газотурбинных установок.
Диффузорные элементы — неотъемлемая часть проточной части любой турбомашины. Система паровпуска, переходные, входные и выходные патрубки, косой срез решеток находятся под действием широкого диапазона значений положительного градиента давления. Возможности повышения экономичности этих элементов конструкций, как правило, ограничиваются переходом к отрывному режиму течения с увеличением потерь энергии, нарушением стабильности и симметричного распределения параметров потока.
Экономические показатели и показатели надежности теплотехнического оборудования тесно связаны между собой. В ряде работ [7, 21, 32, 33, 71, 84] было показано, что основной причиной разрушения элементов конструкций, являются возникающие в их проточных частях динамические усилия, величина которых прямо зависит от характера движения жидкости.
Окружная и радиальная неравномерность параметров потока, неизбежно возникающая в проточной части турбомашины из-за несимметричности конструкции, зависит от режима работы турбоустановки и влияет на возникновение отрывного режима течения. В результате появляются дополнительные нестационарные усилия, действующие на элементы конструкции, т.е. снижается не только экономичность, но и надежность работы оборудования.
Особенно опасными оказываются режимы течения с образованием дискретных вихревых областей.
Во всех случаях при возникновении в потоке вихревых областей отмечается резкое увеличение уровня шума, рост энергетических потерь и повышенная вибрация всех стенок, каналов. Отсюда вытекает естественный вывод о необходимости разработки мер, препятствующих развитию вихревых образований в каналах подобного течения.
Существенное снижение экономичности установок происходит из-за отрывного режима течения в широкоугольных диффузорных входных патрубках теплообменных аппаратов различного назначения: редукционно-охладительных установок, смешивающих теплообменников, входных патрубков котлов-утилизаторов, входных участков патрубков теплофикационных отборов. В результате растет аэродинамическое сопротивление, неравномерность поля. скоростей. По мере увеличения
7 расхода рабочего тела степень отрицательного влияния отрыва на технико-экономические показатели энергетических установок возрастает.
Традиционные методы управления отрывом потока для получения устойчивого положительного эффекта требуют дополнительных затрат энергии, возникают также технологические трудности при их реализации на действующем оборудовании. Аэродинамическая эффективность методов предотвращения отрыва, как правило, уменьшается при изменении режима работы установки.
Снижение отрицательных последствий отрывного режима течения может быть достигнуто за счет уменьшения положительного градиента давления при изменении геометрических характеристик установки, однако это не всегда возможно из-за габаритных ограничений и, как правило, приводит к уменьшению восстановления давления и снижению эффективности применения диффузоров. Необходима разработка методов, которые позволили бы эффективно влиять на режим течения при наличии в каналах участков с предельными значениями положительного градиента давления, а также уменьшать отрицательные последствия перехода к отрывному режиму течения.
Актуальность решения отмеченной задачи достаточно очевидна и далее рассматриваются возможные пути их решения.
Объект исследования. Объектом исследования является: - прямоугольный диффузорный канал с приведенным диаметром горла d„p = 83лш и следующими степенями расширения при различных углах раскрытия канала: п - равна отношению площади на выходе F2 к входной площади Fb
Цель работы и задачи исследования. Целью диссертационной работы является: разработка и исследование способов снижения динамической составляющей силы, действующей на стенки диффузорных каналов; исследование пульсаций давления в диффузорном канале; исследование вибрационного состояния диффузорных каналов; исследование акустического состояния диффузорных каналов.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи: рассмотреть абсолютный и динамический уровень силы, возникающей на гладких стенках прямоугольного диффузорного канала, а также исследовать акустическое и вибрационное состояние данного канала при различных режимах работы; разработать и исследовать эффективность снижения динамического уровня указанной силы, а также уровня шума и вибрации путем различных изменений стенок канала; на основе проведенных исследований дать рекомендации по проектированию оптимальных (с точки зрения динамической составляющей силы, пульсационного, вибрационного, акустического уровня и потерь энергии) диффузоров позволяющих повысить надежность теплотехнического оборудования.
9 Методы исследований и достоверность полученных результатов. При выполнении работы широко использовались общепризнанные и отработанные методы проведения экспериментов.
Достоверность полученных результатов обеспечивалась применением современной измерительной техники, проведением оценки погрешности измерений, повторяемостью опытных данных и хорошим совпадением результатов модельных и натурных исследований.
Научная новизна диссертационной работы состоит в следующем: в представленной работе на специально созданной установке, предназначенной для исследования прямоугольных диффузоров, разработана схема измерений, позволяющая измерять динамику усилий на стенках плоских диффузоров при изменении геометрии канала, а также измерять меняющиеся во времени параметры потока в диффузорных каналах при изменении входных условий; проведено комплексное исследование прямоугольного диффузорного канала включающее в себя: исследование силовых факторов действующих на стенки диффузорного канала, исследование пульсационного, вибрационного и акустического состояния; предложены меры по снижению динамических нагрузок на стенках диффузорных каналов, пульсационного, вибрационного и акустического состояния диффузорных каналов.
10 Практическая ценность работы. Полученные в работе результаты имеют важное практическое значение, так как разработанные меры позволят повысить надежность и срок эксплуатации газовых и паровых турбин, а также всего сопутствующего оборудования, где имеет место диффузорный эффект.
Кроме того, результаты экспериментального исследования способов повышения надежности диффузорного канала могут быть использованы при реконструкции теплотехнического оборудования.
Реализация и внедрение результатов работы. Разработанная система снижения динамических нагрузок на стенках диффузорных каналов и ее конструктивная реализация передана для использована на завод "КТЗ".
Результаты работы реализованы на ряде турбин 13К215 ABB Zamech, использованы при модернизации систем паровпуска этих турбин.
Апробация работы. Основные результаты работы обсуждались и докладывались на:
15-ой ежегодной международной научно-технической конференции студентов и аспирантов "Радиоэлектроника, электротехника и энергетика".-М.: МЭИ, 26-27 февраля 2009 г.;
8-ой международной научно-техн. конференции "Power System Engineering Thermodynamics & Fluid Flow". - Чехия, Пльзень: 18 июня 2009 г.;
16-ой ежегодной международной научно-технической конференции студентов и аспирантов "Радиоэлектроника, электротехника и энергетика". - М.: МЭИ, 25-26 февраля 2010 г.; газодинамическом семинаре кафедры Паровых и газовых турбин МЭИ. - М.: МЭИ, март 2010 г.; заседании кафедры Паровых и газовых турбин МЭИ. — М.: МЭИ, апрель 2010 г.
Публикации:
Зарянкин А.Е., Носков В.В. Исследование влияния характера течения в плоских диффузорных каналах на их вибрационное состояние// Тезисы докладов пятнадцатой ежегодной международной научно-технической конференции студентов и аспирантов "Радиоэлектроника, электротехника и энергетика". Том 3. - М.: МЭИ, 26 - 27 февраля 2009 г, с. 251-252.
Зарянкин А.Е., Черноштан В.И., Арианов СВ., Носков В.В. Некоторые пути повышения вибрационной надежности разгруженных регулирующих клапанов паровых турбин. Теплоэнергетика, 2009, №8, с. 10-15. The investigation of influence of the flow regime in two-dimensional diffuser channels on its vibration state. Zaryankin A., Gribin V., Paramonov A., Noscov V. - 8-ая международная научно-техн. конференция "Power System Engineering Thermodynamics & Fluid Flow". - Чехия, Пльзень: 18 июня 2009 г. с. 249-254.
Зарянкин А.Е., Парамонов А.Н., Фичоряк О.М., Носков В.В., Шебашова Е.А. О влиянии регенеративных отборов пара на характер течения в послеотборных сопловых решетках. Тяжелое машиностроение. №12. 2009. С. 2-6.
Зарянкин А.Е., Носков В.В. Исследование особенностей течения жидких и газообразных сред в диффузорных каналах// Тезисы докладов шестнадцатой ежегодной международной научно-технической конференции студентов и аспирантов "Радиоэлектроника, электротехника и энергетика". Том 3. - М.: МЭИ, 25 - 26 февраля 2010 г, с. 284.
12 Автор защищает: результаты экспериментального исследования прямоугольного диффузорного канала; разработанную схему измерений позволяющую измерять динамику усилий на стенках плоских диффузоров при изменении геометрии канала, а также измерять меняющиеся во времени параметры потока в плоском диффузорном канале при изменении входных условий.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения по работе, списка используемой литературы, включающей 96 наименований. Работа изложена на 230 страницах машинописного текста, иллюстрируется 123 рисунками на 107 страницах, содержит список литературы, изложенный на 9 страницах, и имеет 6 таблиц.
Аннотация диссертационной работы по главам.
В первой главе представлен краткий обзор литературных источников, посвященных вопросам, в той или иной степени связанных с предметом настоящих исследований. В частности, большое внимание уделено: рассмотрению нестационарности, которая является следствием отрыва потока от стенок каналов; методам повышения эффективности диффузорных каналов; влиянию режимных параметров на характеристики диффузоров; расчету течения идеальной жидкости в плоском диффузоре при наличии в его проточной части плоского вихря; исследованию динамических нагрузок на стенках диффузорных каналов. В заключительной части первой главы формулируются цели и задачи настоящего исследования.
Во второй главе дано описание уникальной созданной установки, которая использовалась, как для исследования характера течения в прямоугольном диффузорном канале, так и для исследования акустического состояния и динамических усилий на стенках плоских диффузоров, а также приборов и средств измерений, которые используются при модельных исследованиях. Изложены методики экспериментальных исследований позволяющие измерять динамику усилий на стенках плоских диффузоров при изменении геометрии канала, а также измерять меняющиеся во времени параметры потока в диффузорных каналах при изменении входных условий. Дана оценка погрешности результатов исследований.
Третья глава полностью посвящена исследованию динамических нагрузок, характеру течения, пульсационному, вибрационному и акустическому состоянию в плоском диффузорном канале.
В четвертой главе рассматриваются возможные пути снижения динамических усилий на стенках диффузорных каналов.
Предлагаются и исследуются различные модификации стенок диффузорного канала, позволяющие снизить динамические усилия.
Наконец, пятая глава посвящена проработке диффузорных седел клапанов турбин, а также диффузоров выхлопных патрубков, обладающих высокой восстановительной способностью, сниженными динамическими усилиями на стенках канала и низким уровнем вибрации.
Проведенные исследования показали, что поставленные задачи являются весьма актуальными и от их решения зависит уровень экономичности и надежности всей турбоустановки.
Вся экспериментальная часть работы выполнялась в газодинамической лаборатории кафедры Паровых и газовых турбин Московского энергетического института. Автор выражает искреннюю благодарность коллективу газодинамического сектора за его неоценимую поддержку.
Методы повышения эффективности диффузорных каналов
При движении жидкости в диффузорах, следует иметь в виду возможностью перехода от безотрывного течения к отрывному. В последнем случае не только падает эффективность преобразования кинетической энергии, но одновременно нарушается стационарность течения, его симметрия, увеличивается акустическое излучение, растут динамические нагрузки на стенки канала и т. д.
По многочисленным литературным данным [2, 6, 8, 14, 47, 74, 75, 76, 77, 80, 92] наиболее эффективными из существующих методов воздействия на режим течения являются:1) отсос жидкости из пристеночной зоны течения;2) вдув струи в пристеночную зону в направлении основного потока;3) профилирование обводов канала для изменения местных значений положительного градиента давления;4) применение силового воздействия на поток за счет установкидополнительных ребер, обечаек;5) активизация энергообмена между основным потоком и течением впристеночной зоне.
Для исключения отрыва потока его основное торможение должно происходить на начальном участке диффузора в области тонкого пограничного слоя с последующим непрерывным снижением продольного градиента давления. В этом случае на большей части канала пограничный слой находится в предотрывном состоянии и неизбежные случайные возмущения могут привести к отрыву потока.
По отношению к входным условиям большей устойчивостью обладают диффузоры, входная часть которых очерчена большим радиусом. Однако смещение максимального расширения канала в область развитого пограничного слоя неизбежно приводит к отрыву потока.
Связывая преимущества каналов первой и второй формы возможно в максимальной степени использовать естественные способы торможения потока (рис. 1.4а). В этом случае точку перегиба образующей канала а необходимо разместить до сечения отрыва потока на радиусной части диффузора, т.е. его радиусная часть должна кончаться раньше, чем может произойти отрыв потока.
В плоских диффузорах эффект может быть достигнут в результате использования внутри диффузора разделительных ребер, которые способствуют отклонению потока в направлении стенок канала (рис. 1.46). За счет введения в поток добавочных поверхностей, внутренние потери увеличиваются, однако при установке их относительно друг друга с углом 7-8, удается полностью ликвидировать отрыв потока даже при больших степенях расширения п.
Среди перечисленных выше методов следует отметить первые два метода [2, 48, 75, 76, 77, 80], которые позволяют при соблюдении определенных условий полностью ликвидировать развитый отрыв потока.
Среди известных методов предотвращения отрыва потока от стенок каналов наиболее эффективным оказывается отсос пограничного слоя рис. 1.5 [15, 63, 71, 72, 75]. В этом случае происходит не только снижение физической толщины пограничного слоя, но одновременно резко увеличивается пристеночный поперечный градиент напряжения трения. Указанные изменения приводят к интенсивному росту предельно допустимого продольного градиента давления и соответственно резко снижают вероятность отрыва потока от обтекаемых поверхностей.
В [91] приведены результаты экспериментальных исследований диффузора с углом раскрытия а = 20 при отсосе по всей поверхности канала. Отмечается существенный (до 50%) выигрыш в восстановлении давления. Однако положительный эффект от отсоса быстро снижается с ростом толщины пограничного слоя на входе в диффузор, величина которого во многих практических задачах является весьма значительной. Организация отсоса на 15% длины канала [88] дает восстановление давления в диффузорах с углами 30- -50 при степени расширения n = 2, сравнимое с восстановлением давления в диффузорах с углом а = 10 без управления пограничным слоем.
В [2] исследовано влияние пористого отсоса по всей длине конического диффузора с углом а = 12. Как и в работе [91], результаты исследований подтверждают высокую эффективность рассматриваемого метода воздействия на поток. Снижение потерь в 1,4 раза и эффект практически полного превращения кинетической энергии в потенциальную достигается уже при отсосе 1,24% заторможенного в пограничном слое воздуха.
Вопросам оптимизации диффузоров с дискретно-щелевым отсосом посвящены работы [41, 75]. На рис. 1.6 приведена зависимость п = f(a,n,q), показывающая, что для диффузоров с большими угламираскрытия (а = 60) эффект в большей степени достигается при осуществлении отсоса через щелевое отверстие лишь на входе в диффузор. Там же отмечено отсутствие эффекта при отсосе через щель, выполненную вдоль канала. Отсюда делается вывод о возможности повышения эффективности диффузора за счет уменьшения начальной неравномерности потокана входе путем отсоса через щель [18, 44, 76].
Увеличение коэффициента восстановления давления плоских диффузоров за счет щелевого отсоса пограничного слоя подтверждают результаты исследований, приведенных в [87]. Здесь при отсосе в начальном сечении показаны оптимальные значения относительной величины отсасываемой жидкости для различных углов раскрытия диффузорного канала (рис. 1.7). Видно, что характер изменения коэффициента восстановления энергии с увеличением отсоса существенно зависит от угла а. При а = 30 эффект щелевого отсоса проявляется практически сразу и увеличение отсасываемой жидкости свыше 2% от основного расхода практически нецелесообразно. Наоборот, при угле а = 90 требуется достаточно сильное внешнее воздействие, чтобы изменить исходный характер течения. Требуемая величина отсасываемой жидкости для а = 60 занимает промежуточное значение между рассмотренными вариантами.
В работе [17] говорится об отсосе применительно к кольцевым диффузорам. Как видно из приведенных зависимостей (рис. 1.8), отсос приводит к положительному эффекту практически при всех углах раскрытия диффузоров с отрывным режимом течения. Максимальный эффект достигается в диффузорах с углами а = 30 - 60 в диапазоне степеней расширения n = 2 +- 8. Однако часто затраты энергии на отсос превышает получаемый выигрыш в восстановительной способности диффузоров.
В этой связи представляет интерес использование перепада давлений по длине канала для отсоса пограничного слоя, т. е. самоотсоса. Результаты [75] показывают, что эффект при самоотсосе практически полностью компенсируется собственными потерями. В то же время данные [57] дают основание для применения самоотсоса на практике.
К сожалению, осуществить отсос части пограничного слоя достаточно сложно с чисто технологической точки зрения. Во-первых, для этого необходимо иметь независимый источник низкого давления. Во-вторых, поверхность, с которой производится отсос, должна иметь развитую перфорацию или систему щелей, соединенных с источником низкого давления. В-третьих, необходимо правильно определить область рационального расположения системы отсоса. Отсос должен производиться до сечения, где может возникнуть отрыв потока. Как показали опыты [15, 63, 71, 72] оптимальное количество отсасывающей жидкости составляет от 2 до 5% общего ее расхода.
Описание экспериментального стенда
Испытания модели диффузора проводилось на воздушной аэродинамической трубе (ВАТ-1) открытого типа, работающей в режиме нагнетания. Схема установки приведена на рис. 2.2.1. В зависимости от режима работы исследуемой модели подача воздуха осуществлялась либо от воздуходувки ТВ-42-1,4 (поз.1) с расходом до 1,5 м/с и максимальным давлением в баке-ресивере Ротах= 40 кПа, либо от воздуходувки типа "Eger" (поз. 2) с расходом до 3 м /с и максимальным давлением до 0,2 МПа.
Обе воздуходувки подают воздух в общий коллектор, связанный с напорной магистралью. Далее нагнетаемый воздух проходил через мерное сопло Вентури (поз.З), установленное в подводящей магистрали недалеко от стенда. Перед соплом в трубопровод врезан штуцер, в котором находится ртутный термометр с ценой деления 0,5. Перепад давления на сопло измерялся с помощью U-образного водяного манометра, миллиметровая шкала которого позволяла снимать показания с высокой точностью.
Далее воздух по трубопроводу поступал в бак-ресивер (поз.4). на верхнем фланце которого устанавливалась исследуемая модель (поз.5). Ресивер выполнен в виде цилиндра диаметром 550 мм. внутри которого находится диффузор с углом раскрытия 7. В его выходном сечении располагался гаситель пульсаций, состоящий из нескольких перфорированных листов с разными диаметрами отверстий. Расход и давление воздуха регулировались вентилем на подводящем трубопроводе.
При использовании воздуходувки ТВ-42-1,4 давление полного торможения в баке-ресивере измерялось с помощью U-образного водяного манометра, а при подаче воздуха от установки "Eger" — образцовым манометром класса точности 0,15. Статическое давление па входе измерялось с помощью U-образного водяного манометра.
Открытый выхлоп в атмосферу значительно облегчал переборку исследуемых моделей. При определении аэродинамических характеристик диффузоров и выхлопных патрубков имеют место систематические и случайные погрешности. Систематические погрешности, свойственные для опытных стендов, приборов, методики измерений исключаются из рассмотрения, так как все исследования предусматривают сравнительный анализ результатов экспериментов.
Допускаемая погрешность измерения U-образного водяного манометра не превышает ± 1 мм.вод.ст.
Математические методы приближенных вычислений, теория ошибок и обработки экспериментальных данных подробно разработаны и показывают, что абсолютная ошибка результата для косвенных измерений, связанных функциональной зависимостью f(yx,y2,...,yn), определяется в общем случае следующим соотношениемпогрешность измерения зависит в основном от точности измерения давлений.
Для экспериментального определения коэффициента полных потерь диффузора, как уже отмечалось выше, необходимо знать давление полного торможения перед испытываемой системой Ро, давление полного торможения перед диффузором Р01, статическое давление во входном сечении диффузора Pi и в выходном сечении Р2. В случае испытания диффузора с плавным незатененным входом давления Р0 и Рої можно считать равными Ро= Роь Давление Pi определялось интегральным методом описанным выше.
На рассматриваемой воздушной модели давление Р2 равно атмосферному давлению Р2=В, так как выхлоп во всех случаях осуществлялся в атмосферу. В выходном сечении за диффузором производилось траверсирование всего выходного поля скоростей.
Для измерения давлений Р0, Рої применялись дифференциальные водяные, а при больших перепадах образцовые пружинные манометры класса точности 0,15. Атмосферное давление В измерялось ртутным барометром с точностью 1 мм рт. столба.
При исследовании потока с отрывным режимом течения большое значение имеют труднопрогнозируемые случайные причины, которые могут приводить к изменению эффективности испытываемых устройств. Это требует внимательного отношения к конструктивному исполнению модели, особенно к входным участкам испытываемых каналов, и к организации контрольных опытов через некоторый интервал времени, что снижает вероятность ошибки, связанной с неточными измерениями.
Погрешности при обработке экспериментальных данных были сведены к минимуму использованием общепринятой методики определения энергетических характеристик диффузорных каналов, а также применением компьютера с составленной программой обработки экспериментальных данных в среде "Mathcad".
В качестве примера оценим погрешность при определении полных потерь в диффузоре по безразмерным скоростям \\ и X-2t на входе и выходе. k+l k-l
Разработанная установка, показанная на рис. 2.4.1, рис. 2.4.2 и рис. 2.4.3, предназначена для исследования характера течения в плоском диффузорном канале и для оценки влияния геометрических и режимных параметров на силовое и вибрационное состояние стенок диффузорного канала.
Модель представляет собою плоский диффузор, конструкция которого позволяет менять угол раскрытия канала без изменения геометрии входного участка, обеспечивающего идентичные поля скоростей перед входным сечением диффузора при различных углах расположения пластин 1. Плоские пластины, образующие канал диффузора, жестко соединены с цилиндрами 2. Цилиндры 2 своими осями входят в боковые стенки 4, что позволяет легко менять углы раствора диффузора. Фланец 3, соединен со стенками 5 и касается цилиндров 2, исключая возможность прохода рабочего тела мимо диффузорного канала. Вся установка фланцем 3 крепилась к фланцу воздушного ресивера.
Воздух после диффузора сбрасывался в атмосферу. Соответственно, при наличии диффузорного эффекта давление внутри исследуемого канала всегда оказывается ниже атмосферного и на пластинах возникала сила, направленная к оси канала. В результате на силовом элементе 6 возникали растягивающие напряжения, которые с ростом диффузорного эффекта увеличивались, а при его снижении измеряемая сила падала. Весь измерительный блок представлял собой стандартный прибор "Handyscope HS2" фирмы "TiePie engineering" и S - образного датчика ZF работающего на растяжение и сжатие. Данный блок обеспечивал возможность фиксации и записи во времени сил действующих на пластины 1. Примененная система сравнительной оценки эффективности диффузорных каналов на основе
Исследование плоских диффузоров с профильными поверхностями
Большой теоретический и практический интерес представляют данные о развитии пульсаций давления вдоль диффузорного канала при различных значениях угла раскрытия его стенок. На рис. 3.12 - 3.15 показаны осциллограммы и спектрограммы пульсаций давления вдоль диффузорных каналов с углами раскрытия а=7 и а=15. Видно, что максимальные пульсации давления наблюдаются в горле канала- а) / = 0 (/ - относительнаядлина диффузорного канала, / = —), далее пульсации давления по длинедиффузорного канала снижаются. От горла канала (/ = 0) до места расположения третьего датчика давления (/ = 0,325) четко прослеживается одинаковый характер изменения пульсаций давления.
Ближе к выходному сечению диффузора наблюдается перестройка потока и характер пульсаций давления меняется. Из приведенных спектрограмм (рис. 3.13, рис. 3.15) видно, что основные гармоники потока находятся в области низких частот. Важно отметить, что с увеличением угла раскрытия диффузора преобладание низких частот становится все более отчетливо. По длине диффузора амплитуда данных гармоник снижается и в выходном сечении эти возмущения носят фоновый характер.
На рис. 3.16 показан график изменения пульсаций давления вдоль стенок диффузорного канала при различных углах раскрытия.
Значительные пульсации в горле канала указывают на то, что поток при переходе от входного конфузорного канала к диффузору меняет свое направление претерпевая отклонение от осевого направления. Затем эти пульсации начинают снижаться по длине диффузора, выходя на стабильный уровень.
Полученные результаты в научном плане представляют большой интерес, так как свидетельствуют о кризисной перестройке структуры потока при переходе от конфузорного или безградиентного течения к диффузорному течению.Физическая суть отмеченного резкого роста пульсаций давления во входном сечении диффузора состоит в следующем. При движении рабочей среды вдоль стенок конфузорно-диффузорного канала, показанного на рис. 3.9, на криволинейном участке а-б происходит локальное ускорение потока и его скорость у стенки превышает среднерасходную скорость, продольный положительный градиент скорости при переходе к узкому сечению канала существенно превышает аналогичную величину, рассчитанную по среднерасходной скорости. Соответственно, происходит и очень сильное увеличение отрицательного градиента скорости на входном участке диффузора.
Отмеченное обстоятельство ведет к очень серьезным структурным изменениям в пограничном слое. При сильном ускорении пристеночного слоя, по существу, прекращается поперечный перенос массы, количества движения и энергии. В результате сокращается наполнение профиля скорости и его форма приближается к форме, характерной для ламинарного течения.
При переходе от конфузорного к диффузорному течению при малых углах раскрытия диффузора (а 10) происходит бурная турбулизация пограничного слоя, а при а 15 турбулизация потока сопровождается локальным нестационарным отрывом потока непосредственно во входном сечении диффузора.
Эта картина течения очень наглядно иллюстрируется приведенными выше осциллограммами пульсаций давления, где именно во входном сечении диффузора фиксируется наиболее высокий уровень пульсаций давления при всех углах раскрытия стенок исследуемого диффузора.
На рис. 3.17 приведены графики взаимной корреляции двух сигналов. Сигналы для 7 диффузора - рис. 3.12 а) 7 = 0 и б) 7 = 0,1, для 15 диффузора -рис. 3.14 а) 7 = 0 и б) 7 = 0,1. График взаимной корреляции сигналов для 7 диффузора (рис. 3.17 а) обладает низкими значениями амплитуд и показывает низкую взаимосвязь сигналов. Однако в случае 15 диффузора прослеживается высокая взаимосвязь между рассматриваемыми сигналами (рис. 3.17 б). Полученные на основе данных графиков коэффициенты взаимной корреляции двух сигналов для 7 и 15 диффузора равны 0,212 и 0,871 соответственно. Коэффициент 0,212 для 7 диффузора показывает, что взаимосвязь между двумя сигналами есть, но очень небольшая. Коэффициент 0,871 для 15 диффузора показывает прямую взаимосвязь между рассматриваемыми сигналами.
На рис. 3.18 построены графики изменения коэффициента взаимной корреляции вдоль стенок диффузорных каналов. Здесь для каждого угла раскрытия диффузора за базу был взят сигнал полученный в горле канала 7 = 0 и он сравнивался с другими сигналами. Как видно из графиков в плоскопараллельном канале рассматриваемая взаимосвязь между сигналами слабая. С ростом угла раскрытия диффузора взаимосвязь сигналов растет и при угле а = 15 наблюдается максимальная взаимосвязь между полученными сигналами. При угле а = 20 рассматриваемая взаимосвязь снижается. Данный график показывает, что взаимосвязь сигналов по длине диффузорного канала относительно сигналов в "горле" диффузора ослабевает и с приближением к выходному сечению стремится к нулю.
На следующем этапе проводимых исследований определялся коэффициент взаимной корреляции между сигналами полученными на соседних пластинах. На. рис. 3.19 показана схема расположения датчиков давления, а на рис. 3.20 приведены зависимости коэффициентов взаимной корреляции Rajbj от угла а. Кривая 1 - определяет характер изменения коэффициента взаимной корреляции Rajbi между датчиками в сечении 1-1, а
Выхлопные патрубки паровых турбин с широкоугольными диффузорами
Выхлопные патрубки конденсационных паровых турбин обеспечивают отвод пара от последней ступени к конденсатору. При подвальном расположении последнего поток пара поворачивается на 90 относительно продольной оси турбины, что неизбежно ведет к росту потерь энергии и порождает два парных вихревых шнура, являющихся мощным генератором пульсаций давления по всей проточной части патрубка. Это обстоятельство вызывает повышенную вибрацию корпуса, что при встроенном в патрубок подшипнике может привести к ухудшению вибрационного состояния ротора турбины. Кроме того, при несимметричном отводе пара от последней ступени турбины возникает большая окружная неравномерность давления, являющаяся источником добавочных динамических нагрузок на лопатки последней ступени. Таким образом, в процессе проектирования выхлопных патрубков приходится решать достаточно сложную комплексную задачу сочетания аэродинамических требований с требованием высокой надежности турбины при достаточно жестких габаритных ограничениях.
Успех решения этой задачи в значительной степени зависит от характера течения в используемой диффузорной системе.
Жесткие ограничения на осевые размеры выхлопных патрубков паровых турбин привели к широкому использованию в этой части турбины осерадиальных диффузоров, поскольку при малых углах раскрытия обводов кольцевых диффузоров разместить их на сравнительно малых осевых расстояниях даже при малых степенях расширения оказывается невозвозможным.
В газовых турбинах столь жестких ограничений на осевые размеры патрбков нет и здесь широко используются очень длинные кольцевые диффузоры, которые по своим габаритам заметно превосходят габариты самой газовой турбины. Кроме того, при большой длине сравнительно тонких обечаек, образующих проточную часть кольцевых диффузоров, возникают очень большие сложности с обеспечением вибрационной надежности столь масштабной конструкции.
Таким образом, и здесь переход к широкоугольным диффузорам является весьма актуальной проблемой.
Последняя ступень ЦНД работает в условиях, значительно отличающихся от условий работы промежуточных ступеней, так как за ней располагается выхлопной патрубок и его аэродинамические характеристики существенным образом влияют не только на экономичность, но и на надежность этой ступени.
Стремление в максимальной степени, снизить сопротивление в системе выхлопа из турбины и обеспечить восстановление кинетической энергии потока в потенциальную привело к созданию диффузорных выхлопных патрубков. Однако на входе в диффузор поле скоростей имеет ярко выраженный пространственный характер с очень большой разницей в абсолютных значениях скоростей. Именно этим обстоятельством в первую очередь объясняется сравнительно низкий уровень восстановления давления в выхлопных патрубках паровых турбин.. Отмеченное нарушение входного поля скоростей определяется в первую очередь особенностями течения, как у вершины лопатки последней ступени, так и у ее корня.
В области периферийных сечений происходит сильный разрыв скоростей, обусловленный тем обстоятельством, что скорость потока при выходе из периферийного радиального зазора намного превышает скорость выхода пара из последней ступени и для большинства ступеней- превышает скорость звука. В результате исключается возможность плавного торможения потока на внешнем обводе диффузора и возникает достаточно сложная картина течения, которая наглядно иллюстрируется на рис. 5.10, заимствованном из работы [36]. На внешнем обводе диффузора происходит интенсивное ускорение потока с последующим торможением в почти прямом скачке уплотнения. Столь резкое повышение давления приводит к отрыву потока от стенок канала и влечет за собой нарушение стационарности течения во всей рассматриваемой области, что неизбежно приводит к появлению заметного динамического усилия на лопатках последней ступени турбины.
В этом случае традиционная схема установки осерадиального диффузора нуждается в серьезной корректировке. Такая корректировка проведена в патенте [35], где внешний обвод диффузора устанавливается с большой положительной перекрышей и непосредственно за ступенью имеет место струйное сверхзвуковое течение. Таким способом удалось значительно расширить зону бескризисного течения» в диффузоре, но степень восстановления давления изменилась мало.
Заметное нарушение поля скоростей на входе в диффузор и в самом диффузорном канале происходит и в области корневых сечений лопатки последней ступени. Эти нарушения обусловлены с одной стороны повышенными концевыми потерями, связанными с особенностями течения пара в длинных лопатках, а с другой стороны они являются следствием конструктивных особенностей выхлопного патрубка. К этим особенностям в первую очередь следует отнести форму внутренней поверхности корпуса патрубка. Указанная поверхность в большинстве случаев представляет собой сочетание двух или трех конических поверхностей, причем угол наклона образующей первого конуса по отношению к продольной оси машины достигает 30-К350. Уменьшить этот угол при наличии заднего подшипника, встроенного в корпус патрубка, без увеличения длины ротора практически невозможно. В результате и в области корневого сечения лопатки
