Содержание к диссертации
Введение
Раздел I. Теоретические и физические аспекты движения жидкости в каналах произвольной формы 9
1.1. Особенности турбулентного пограничного слоя и его роль в обеспечении надежности элементов теплотехнического оборудования 10
1.2. Механизм отрыва турбулентного пограничного слоя с гладких поверхностей и методы его предотвращения 26
1.3. Выводы по I разделу 50
Раздел II. Основные характеристики регулирующих клапанов, Выхлопных патрубков и экспериментальные методы их определения 51
2.1. Вопросы моделирования течений в регулирующих клапанах и выхлопных патрубках паровых турбин 52
2.2. Основные характеристики регулирующих клапанов 56
2.2.1. Расходные характеристики 56
2.2.2. Силовые характеристики 57
2.2.3. Акустические и вибрационные характеристики 2.3. Экспериментальная установка для испытания клапанов 59
2.4. Система измерений и методика обработки опытных данных 59
2.5. Аэродинамические характеристики диффузоров, выхлопных патрубков и методы их теоретического
и экспериментального определения 67
2.5.1. Процесс преобразования энергии в диффузорах и их аэродинамические характеристики 67
2.5.2. Экспериментальное определение аэродинамических характеристик диффузоров 74
2.5.3. Интегральные площади, как элементы осреднения неравномерных потоков 79
2.5.4. Аэродинамические характеристики выхлопных патрубков 90
2.5.5. Экспериментальная оценка аэродинамических качеств выхлопных патрубков 94
2.6. Выводы по II разделу 111
Раздел III. Исследование и разработка новых регулирующих клапанов 112
3.1. Анализ типовых конструкций регулирующих клапанов паровых турбин отечественных и зарубежных фирм 113
3.1.1 Неразгруженные регулирующие клапана 113
3.1.2. Разгруженные регулирующие клапана 120
3.2. Требования, предъявляемые к регулирующим клапанам паровых турбин 135
3.3. Аэродинамические способы организации течения пара в системе парораспределения паровых турбин 137
3.4. Сравнение вибрационной надежности тарельчатых и профилированных регулирующих клапанов 148
3.4.1. Сравнительный анализ тарельчатых и профилированных клапанов 149
3.4.2. Вибрационные характеристики тарельчатых и профилированных клапанов 153
3.5. Способы изменения силовых характеристик регулирующих клапанов паровых турбин 158
3.5.1. Влияние формы клапана на его силовые характеристики 159
3.6. Конструкции новых профилированных клапанов для российских энергетических турбин 170
3.7. Результаты натурных исследований новых регулирующих клапанов 181
3.7.1. Принятый метод сравнения характеристик регулирующих клапанов паровых турбин 181
3.7.2. Результаты исследований регулирующих клапанов, установленных на ТГ-4 и ТГ-6 183
3.7.2.1. Сравнение экономических характеристик испытанных турбин 183
3.7.2.2. Сравнение вибрационных характеристик регулирующих клапанов турбины №4 и №6 193
3.8. Перспективы развития систем парораспределения паровых турбин... 198
3.8.1. Перспективы дроссельного парораспределения в энергетических паровых турбинах 198
3.8.2. Анализ конструкций существующих стопорно-регулирующих клапанов 214
3.8.3. Новый стопорно-регулирующий клапан 221
3.8.4. Результаты исследования нового стопорно-регулирующего клапана 224
3.9. Выводы по III разделу 239
Раздел IV. Выхлопные патрубки паровых турбин и некоторые методы снижения их сопротивления 240
4.1. Особенности движения пара в выхлопных патрубках поровых турбин 240
4.2. Структурный анализ потока, покидающего последнюю ступень турбины 249
4.3. Диффузорные системы выхлопных патрубков 264
4.4. Общая концепция модернизации выхлопных патрубков паровых турбин 274
4.5. Модернизация выхлопного патрубка
турбины ТК-120 ABB "Zamech" 287
4.6 Модернизация выхлопного патрубка турбины 13 К 215 ABB "ZAMECH" 316
4.7. Основы проектирования выхлопных патрубков конденсационных паровых турбин 341
4.7.1. Основные требования к проектируемым выхлопным патрубкам 341
4.7.2. Характерное время выхлопного патрубка 342
4.7.3. Оценка габаритных размеров бездиффузорных выхлопных патрубков конденсационных турбин 346
4.7.4. Определение габаритных размеров диффузорных выхлопных патрубков паровых турбин с симметричными осерадиальными диффузорами 353
4.8. Станционные испытания турбин с модернизированными выхлопными патрубками 356
4.9. Выводы по разделу IV 365
V. Заключение 367
VI. Библиография
- Механизм отрыва турбулентного пограничного слоя с гладких поверхностей и методы его предотвращения
- Акустические и вибрационные характеристики 2.3. Экспериментальная установка для испытания клапанов
- Аэродинамические характеристики выхлопных патрубков
- Сравнение вибрационной надежности тарельчатых и профилированных регулирующих клапанов
Механизм отрыва турбулентного пограничного слоя с гладких поверхностей и методы его предотвращения
При низких числах Рейнольдса эти возмущения затухают, но, начиная с некоторого критического значения числа Re, внешние возмущения, получают дальнейшее развитие, и слоистое течение приобретает хаотичный (турбулентный) характер.
Наряду с математической оценкой критических чисел Рейнольдса (ReKp) имеются многочисленные опытные данные по их оценке и структурные соотношения, полученные на основе теории размерностей [16].
Вместе с тем практически во всех работах, посвященных проблемам потери устойчивости течения, не рассматривается сам механизм возникновения пульсаций параметров потока в слоистом течении.
Правдоподобная попытка описать механизм потери устойчивости течения содержится в работе [1], которая базируется на известной теореме Гельмгольца о движении жидкой частицы в общем случае, где указывается, что в жидкости по сравнению с твердым телом к поступательному и вращательному движению добавляется еще и деформация жидкой частицы.
Остановимся на этом вопросе подробнее. С этой целью выделим в пределах пограничного слоя на некотором расстоянии от стенки элементарный жидкий параллелепипед со сторонами dx, dy, dz (рис. 1.1). В общем случае его движение складывается из поступательного вдоль соответствующей линии тока, вращательного вокруг центра вращения и деформации.
При вращении рассматриваемого элемента его центр вращения (точка а на рис. 1.1) стремится сохранить свое положение, а центр массы (точка в на рис. 1.1) при деформации элементарного жидкого объема смещается относительно центра вращения на величину е.
В результате возникает сила dR, которая стремится сместить жидкий элемент со своей линии тока. Элементарная сила dR очевидно равна
При слоистом течении возникающее добавочное напряжение г остается меньше напряжения трения обусловленного вязкими силами и, происходит естественная самобалансировка всех жидких частиц. С этих позиций ламинарное течение является сбалансированным течением.
Эта балансировка нарушается, если добавочная сила dR превышает вязкие силы. Отсюда вытекает следующее условие для определения границы устойчивости течения
Соотношение (1-5) наглядно показывает, что необходимым условием возникновения турбулентного режима течения является наличие в потоке поперечного градиента скорости (сдвигового течения) [21]. Поскольку поперечный градиент скорости в пограничном слое максимален вблизи стенки, то именно здесь в первую очередь происходит нарушение слоистого течения и, пристеночная область течения является областью интенсивной генерации турбулентного течения.
Этот же вывод может быть получен и при анализе уравнения энергии, записанного для развитого турбулентного течения. По А.А. Таундсену это уравнение можно представить после отбрасывания членов малого порядка в следующем виде [21]
Здесь и и ,9 - пульсационные составляющие скорости; р - пульсаци-онная составляющая давления; q=ua-\Sa+wa удвоенная кинетическая энергия пульсационного движения; eg - удельная диссипация пульсационной энергии в тепло за счет работы против сил молекулярного трения в мелких вихрях.
Таким образом, в любой точке пограничного слоя генерация турбулентной энергии равна диссипации ее в тепло и конвективному турбулентному переносу в направлении поперечной координаты.
Чем выше генерация турбулентности, тем выше ее конвективный перенос в поперечном направлении и выше диссипация энергии в мелких вихревых образованиях.
Соображения, вытекающие из общих уравнений сохранения, записанных для турбулентных потоков, по существу совпадают с предлагаемой моделью возникновения турбулентности и находятся в полном соответствии с известными опытными данными.
Так, на рис. 1.2 показано, как меняются продольные пульсации скорости поперек турбулентного слоя по измерениям Клебанова [13].
Хорошо видно резкое увеличение пульсаций с приближением к стенке, где и располагается область наиболее интенсивной генерации турбулентности. С приближением к внешней границе пограничного слоя пульсации интенсивно снижаются, и за пределами принятой границы пограничного слоя находится зона перемежающейся турбулентности.
Эта картина была неоднократно подтверждена и более поздними работами [11,19], на основании которых в поперечном сечении пограничного слоя можно условно выделить две области. Область интенсивной генерации турбулентности, примыкающей к обтекаемой поверхности и занимающая до 30% толщины пограничного слоя, и внешнюю область, где процессы диссипации превалируют над процессами генерации.
Правомерность такой картины подтверждается опытами Барановского Б.В. [1,2] по прямому определению степени турбулентности в поперечном сечении пограничного слоя. Достаточно характерная картина таких измерений приведена на рис. 1.3, где показана зависимость степени турбулентности Е; от поперечной координаты у при начальной турбулентности Е0=3% (кривая 2).
В начале при удалении от стенки происходит рост величины ЕІ, которая на расстоянии от стенки порядка 1 мм достигает максимальной величины, равной 8,5%, а затем по направлению к внешней границе пограничного слоя степень турбулентности снижается до величины, соответствующей турбулентности потока во внешней области течения (кривая 2 на ри Меняя соотношение между указанными диаметрами, можно в широком диапазоне менять степень разгрузки клапана.
Рассмотренная система разгрузки клапанов от статических усилий используется на большинстве энергетических турбинах, установленных на территории бывшего СССР, а так же на многих турбинах зарубежных фирм. Однако опыт эксплуатации таких клапанов показал, что клапан имеет большие зоны нестабильной работы, как по величине его открытия, так и по действующему перепаду давления [62]. Наиболее опасными являются режимы потери осевой устойчивости, когда клапан начинает перемещаться в пределах свободного хода разгрузочного клапана. Подобные режимы наиболее вероятны при больших открытиях клапана, когда сила его прижатия к штоку становится очень малой. В этом положении сильные пульсации давления, существующие в потоке за клапаном, способны привести к его подъему и перекрытию малым клапаном разгрузочного отверстия. Возрастающее при этом давление внутри клапана вновь отбросит его в нижнее положение. Далее процесс повторяется с частотой, порядка 0,5- 5 Гц.
По мере изнашивания уплотнительных колец частота колебаний возрастает и, в конечном счете, происходит усталостный обрыв штока.
Для повышения вибрационной устойчивости клапана в более поздних конструкциях уплотнительные кольца были сняты (рис. 3.56) и через внутреннюю полость клапана на всех режимах обеспечивалась вторичная протечка пара.
Меняя количество пара, протекающего через внутреннюю часть клапана, можно регулировать величину силы, прижимающей клапан к головке штока. По этому принципу выполнены все новые регулирующие клапана ЛМЗ. Типичным в этом отношении является клапан, приведенный на рис.3.6. От рассмотренных конструкций он отмечается формой запорного органа, выполненного в виде классической тарелки.
Наружная поверхность клапана перемещается внутри специальной направляющей с боковыми отверстиями. В свою очередь направляющая прикрыта защитным стаканом.
В начальной стадии подъема система разгрузки клапана работает обычным образом и давление в его внутренней полости близко к давлению в области разгрузочного отверстия, т.к. протечка пара через зазор между внутренней поверхностью направляющей и наружной цилиндрической поверхностью клапана мала.
Как уже отмечалось, по мере подъема клапана статическое усилие, прижимающее ее к головке штока, интенсивно снижается. Для его увеличения при половинном подъеме отверстия на наружной поверхности клапана совмещаются с отверстиями в направляющей, и происходит интенсивное увеличение давления внутри клапана. При этом, естественно, нарастает и расход через разгрузочное отверстие.
Рассмотренная система паровой подгрузки использована и в клапанах, изображенных на рис. 3.7а и рис.3.76, которые отличаются только формой обтекаемой поверхности клапана. На рис. 3.7а клапан имеет форму тарелки, образованной торцовым срезом шаровой поверхности, а на рис. 3.76 показан профилированный клапана с большим торцовым срезом. Именно эта конструкция ЛМЗ используется сейчас наиболее широко.
Такую же форму обтекаемой поверхности имеет и клапан, показанный на рис. 3.8. В данном случае паровая подгрузка осуществляется не через отверстия, а несколько иным способом. Здесь по мере подъема клапана уменьшается длина кольцевой щели, через которую пар подводится внутрь клапана, и соответственно растет расход пара, проходящий через разгрузочное отверстие.
Все клапана рассмотренного проточного типа с аэродинамической точки зрения обладают существенным недостатком, связанным со смешением за ними основного потока с вторичным течением через разгрузочное отверстие. В результате такого смешения растет уровень пульсаций давления в потоке, снижающих динамическую надежность всей конструкции. Несколько иная система разгрузки используется в клапане фирмы «Альстом» (рис. 3.9), где нет разгрузочного клапана, а выравнивание давлений внутри и снаружи клапана происходит через отверстия, просверленные в торцовой (тарельчатой) поверхности. Протечка пара через внутреннюю полость клапана предотвращается поршневыми кольцами, установленными на его наружной поверхности. Фирма «Сименс» широко использует поршневые клапана (рис. 3.10), где вся система разгрузки сдвинута глубоко внутрь поршневого запорного органа и между основным потоком и конечной торцовой поверхностью поршня образуется большая демпферная камера, снижающая степень воздействия потока на подвижные элементы клапана.
с. 1.3). На приведенных кривых хорошо видно, что внешняя турбулентность меняет структуру пограничного слоя только в его внешней части и почти не затрагивает область генерации турбулентности, расположенную непосредственно у стенки. Физически такая картина вполне объяснима. В случае, когда степень турбулентности внешнего потока заметно ниже уровня генерируемой в пограничном слое турбулентности, рассматриваемое внешнее воздействие не может существенно повлиять на процессы, происходящие непосредственно вблизи обтекаемой поверхности.
Акустические и вибрационные характеристики 2.3. Экспериментальная установка для испытания клапанов
Для большинства энергетических паровых турбин характерно сопловое парораспределение. Его достаточно широкое применение связано с тем обстоятельством, что при переменных нагрузках дросселируется только часть пара, проходящего через один частично открытый клапан.
На практике, однако, преимущества соплового парораспределения перед дроссельным не столь очевидно.
Во-первых, заметно усложняется вся система паровпуска. Так, например, турбина К-300-240 ЛМЗ имеет два стопорных и семь регулирующих клапанов с индивидуальными сервомоторами.
Во-вторых, подвод пара к регулирующей ступени осуществляется через несколько (чаще всего четыре) сопловых коробок, расположенных в корпусе турбины, что связано с добавочными конструктивными сложностями.
В третьих, выделение из проточной части регулирующей ступени с образованием специальной камеры регулирующей ступени, так же связано с добавочными технологическими и конструктивными разработками.
В целом все указанные конструктивные изменения, связанные с практической реализацией соплового парораспределения заметно увеличивают капитальные затраты и создают ряд добавочных проблем, отсутствующих у турбин с дроссельным парораспределением.
В частности, возникают сложности с прогревом корпуса на пусковых режимах, появляются несимметричные силы на роторе турбины, добавочные потери от порциальности снижают экономичность турбины на расчетных режимах работы, существенно возрастают нагрузки на рабочие лопатки регулирующей ступени.
Кроме того, совсем не бесспорным является и утверждение о более высокой экономичности турбин с сопловым парораспределением при частичных нагрузках турбин.
В результате сейчас уже нет единой точки зрения о целесообразности использования соплового регулирования не только на базовых, но и на пиковых турбинных, работающих на сильно переменных нагрузках.
Так, если в США, Японии, России используется сопловое парораспределение, то такие фирмы, как «ABB» и «Сименс» в большинстве своих турбин применяют дроссельное парораспределение [62]. В представленных ниже материалах содержится только экономический аспект рассматриваемой проблемы.
Для большей ясности рассмотрим два цилиндра высокого давления с одинаковой проточной частью и выделенной отдельно первой ступенью, имеющей в обоих случаях одинаковый средний диаметр. Рассмотрим, как будет меняться состояние пара за этой ступенью при дроссельном и сопловом парораспределении на расчетном режиме и на режиме, когда при сопловом парораспределении открытым остается только один клапан.
Процесс расширения пара в первом случае на h-s - диаграмме будет выглядеть так, как это показано на рис. 3.41. Здесь точка «о» соответствует состоянию пара перед клапанами, состояние пара по параметрам полного торможения перед сопловым аппаратом определяется точкой «oi», давлению пара в камере регулирующей ступени соответствует изобара Ррс. При сопловом парораспределении состояния пара за регулирующей ступенью будет определяться точкой «а».
Для принятых условий сравнения располагаемый перепад энтальпий Д#01 =h0l -ha на первую ступень, как при сопловом, так и при дроссельном парораспределении будет одинаковым. При дроссельном парораспределении использованный перепад энтальпий дя/ =л01 -he оказывается больше, чем перепад энтальпий АН =h0l -hd при сопловом парораспределении в связи с отсутствием потерь, обусловленных парциальным подводом пара. Оценивая внутренний относительный кпд т]0и первой ступени по отношению к располагаемому перепаду энтальпий АН0 =h0-h], найденному по состоянию пара перед регулирующими клапанами, получим регулирующих клапанах при их полном открытии, зависящий только от типа использованных клапанов и приведенного удельного расхода q (q-m/mx, где in - действительный массовый расход через все клапана, a mt - критический расход пара через узкое сечение всех диффузорных седел).
При одинаковых клапанах и одинаковом массовом расходе у л=ускл=укл, но ] 7]0С1/ I соответственно при номинальной нагрузке турбины преимущества дроссельного регулирования очевидно и применение соплового парораспределения оправдано тем обстоятельством, что при снижении нагрузки турбины (снижение расхода пара) потери от дросселирования пара оказываются заметно меньшими, чем при дроссельном парораспределении.
Для частичного пропуска пара через турбину соотношение (3.1) можно представить в следующем виде дросселирования пара на регулирующих клапанах при снижении расхода пара через них при дроссельном парораспределении.
Тепловой процесс в h-s диаграмме для рассматриваемого случая изображен на рис. 3.42. Если рассматривать режим работы турбины с одним полностью открытым клапаном, то добавочное дросселирование пара на нем будет происходить только за счет некоторого увеличения против расчетного приведенного удельного расхода q. Если пренебречь этим изменением то на таком режиме усдр \, а для дроссельного парораспределения уддр «1. При этом, однако, совершенно по разному будет происходить изменение внутреннего относительного кпд r/ 0j первой ступени.
Аэродинамические характеристики выхлопных патрубков
Следует обратить внимание и на характер изменения углов а2 в области радиального зазора. Их величина в данном случае практически не менялась с изменением расхода пара и сохранялась на уровне 120-125 .
При анализе полей скоростей перед входом в выхлопной патрубок следует принимать во внимание, что направление векторов скорости не совпадают с продольной осью турбины, а в связи с резким раскрытием в меридиональной плоскости проточной части турбины скорости потока имеют заметную вертикальную составляющую скорости, т.е. по отношению к продольной оси турбины поток движется под некоторым углом у.
Распределение этого угла по высоте лопаток последней ступени показано на рис.4.6в. при различных расходах пара через ступень [80].Если на расчетном режиме величина этого угла невелика (/=5ч-10 кривая 1), то с уменьшением нагрузки турбины вблизи корневых сечений происходит интенсивное его увеличение до момента возникновения прикорневого отрыва потока (кривая 3).
Приведенная картина изменения углов выхода потока из последней ступени является типичной для большинства конденсационных турбин, на что указывают и многие зарубежные исследователи [68,109]. Наконец, важной особенностью потока, поступающего в выходной патрубок, является картина распределения скоростей по высоте последней ступени.
Эта картина зависит от типа используемых лопаток, но во всех случаях отмечается увеличение скоростей потока в периферийных сечениях.
На рис.4.7 приведено одно из таких распределений, полученное на турбинах К-300-240-3, имеющих обандаженную последнюю ступень, при расчетном режиме [74].
Затем при / 0,1 происходи почти линейное увеличение безразмерной скорости М2 с 0,6 до 0,8- 1 в верхних сечениях, а непосредственно вблизи бандажа отмечается увеличение величины М2 до М2=1,5.
Более сложное распределение скоростей за последней ступенью экспериментальной турбины было получено в работе [80]. Это распределение по высоте входного сечения патрубка показано на рис.4.8 при различных значениях относительной окружной скорости и/со.
В корневой области безразмерные скорости М2 при всех значениях величины и/со оказались малыми (М2«0,05-=-0,25) и на расстоянии от корня порядка 20% от общей высоты лопаток последней ступени практически не менялись.
Затем происходило интенсивное увеличение скоростей до М2« 0,6- 0,7 в центральной области ступени. Наконец у периферии скорости достигли больших дозвуковых величин (М2«0,9).
В данном случае экспериментальная ступень имела, видимо, не совсем удачную форму лопаточного аппарата и большие потери энергии в корневых сечениях распространялись на значительное расстояние от корня.
Высокие скорости у периферии являются естественным следствием открытого радиального зазора, где не происходит отбора энергии от потока и весь перепад энтальпий, приходящийся на рабочие лопатки преобразуется в кинетическую энергию потока, выходящего из радиального зазора.
Достаточно подробное исследование полей скоростей за последней ступенью турбины 13 К215 ABB Zamech были проведены в работе [68].
На рис.4.9 показано как меняются абсолютные скорости по высоте за последней ступенью турбины, имеющей лопатки длиной /=1050 мм.
Можно отметить почти равномерное распределение скоростей за ступенью, но и здесь у корня происходило некоторое снижение скорости и очень сильное ее увеличение в области открытого радиального зазора.
Вопрос о структуре потока за последней ступенью части низкого давления, и последующее развитие этой структуры в осерадиальном диффузоре подробно исследовался на специальной экспериментальной турбине в работе [109] при трех значениях радиального зазора 8 равного соответственно 2,3 мм, 4,9 мм и 6,5 мм.
На рис.4.10 показано меридиональное сечение исследованного канала и расположение четырех сечений, где проводилось траверсирование потока.
При высоте лопаток последней ступени экспериментальной турбины, равной 232 мм, степень расширения используемого диффузора составляла п=1,4.
Полученные при этих исследованиях поля безразмерных скоростей (чисел М) в периферийных сечениях (рис.4.11), так же как и при рассмотренных выше результатах исследования полей скоростей за натурными ступенями, свидетельствуют о резком увеличении скоростей в области радиального зазора. С уменьшением радиального зазора, как и следовало ожидать, максимальная скорость Мг в зазоре снижается, но и при =2,3 мм почти в два раза превышает скорость потока за лопатками последней ступени (рис.4. Ив).
Здесь же уместно отметить, что неравномерность скоростей нарастает вдоль внешнего обвода диффузора, т.е. в периферийной области диффузора торможение потока не происходит.
Приведенное на рис.4.12 распределение углов в периферийных областях ступени и диффузора свидетельствуют о существовании закрутки потока, но эта закрутка в области радиального зазора по отношению к закрутке потока за ступенью не превышает 20
Сравнение вибрационной надежности тарельчатых и профилированных регулирующих клапанов
Организация течения за последней ступенью представляет собой сложную задачу и в настоящее время эта задача не имеет однозначного решения. Отсюда и вытекает разнообразие в конструктивном исполнении начальных участков выхлопных патрубков.
Сравнивая конструкции патрубков различных фирм, можно отметить, что все отличие сводится к различным способам организации течения пара у периферии и у корня лопатки. Рассмотрим наиболее типичные решения этой задачи. Самый простой и наиболее распространенный вариант организации течения за последней ступенью сводится к установке на периферии лопатки конического обвода. Такое решение, характерное для многих турбин «ABB и Уральского турбомоторного завода (рис.4.13). Короткая коническая поверхность, расположенная над лопаткой с небольшой положительной перекрышей под углом, совпадающим с углом верхнего среза лопатки, теоретически должна обеспечивать некоторый диффузорный эффект и способность сохранению расчетных линий тока в межлопаточных каналах ступени. На практике, как уже было отмечено ранее, картина течения оказывается более сложной, так как для последних ступеней величина радиального зазора, 8 в абсолютных величинах колеблется от 5 до 8 мм и характер течения пара в этом зазоре принципиально отличается от характера течения в лопаточном аппарате ступени.
Поскольку в периферийной зоне длинных лопаток реакция достигает 70%, а отбора энергии от потока, протекающего в радиальном зазоре, практически нет, то на выходе из него скорость пара достигает критического значения. Последующее расширение проходной площади способствует переходу к сверхзвуковым скоростям.
Таким образом, у периферийного конического обвода возникает смешенное течение. В узкой зоне около поверхности сверхзвуковая струя взаимодействует с дозвуковым потоком. Результатом такого взаимодействия является снижение возможного диффузорного эффекта в периферийной области и сохранение безотрывного характера течения вдоль внешней ограничивающей поверхности. Это обстоятельство благоприятно сказывается на характере течения остального потока, где можно наблюдать некоторое повышение давления на пути от ступени до выходного сечения, определяемого кромкой внешнего обвода. В целом выхлопной патрубок подобного типа при правильном распределении потока по объему корпуса может иметь не плохие аэродинамические качества, но коэффициент полных потерь его остается практически всегда больше единицы и меняется в зависимости от величины средней скорости за ступенью и времени патрубка (/„ =Vn/G-V2)u пределах с,п =1,05-1,4. (Здесь Vn - общий объем корпуса патрубка, a V2 - удельный объем пара).
В некоторых случаях внешний обвод выполняется из двух конических поверхностей так, как показано на рис.4.136. Смысл такой конструкции сводится к увеличению диффузорного эффекта для основной части потока за счет более резкого роста проходной площади. В обычных условиях увеличение угла конусности внешнего обвода неизбежно приводит к отрыву потока и полной ликвидации диффузорного эффекта. Однако при наличии пристеночной сверхзвуковой струи угловая точка А (рис.4.136) может быть источником центрированных волн разряжения, где поток увеличивает угол отклонения и при определенных условиях способствует сохранению безотрывного течения пара вдоль рассматриваемого внешнего обвода. Процесс взаимодействия сверхзвуковой струи с дозвуковой частью потока до настоящего времени в экспериментальном плане исследован совершенно недостаточно, чтобы однозначно говорить о целесообразности подобного очертания внешнего обвода. Стремление получить не локальный, а общий диффузорный эффект для всего патрубка привело к использованию более развитых внешних обводов, которые совместно с внутренней поверхностью корпуса образуют либо кольцевые, либо осерадиальные диффузорные каналы. Такое решение типично для турбин различных фирм и в частности, для турбин фирмы Сименс (рис.4.14), где диффузорный канал образован развитым внешним криволинейным обводом и гладкой внутренней поверхностью, с протяженным криволинейным обводом. Для снижения вероятности отрыва потока с внешнего обвода меридиональное сечение канала выполнено с уменьшающимся поперечным размером по ходу пара, а увеличение проходной площади достигается за счет большой радиальной протяженности канала. При статических испытаниях этого диффузора по нашим оценкам можно получить коэффициент полных потерь энергии на уровне , = 0,5 - 0,6.
Другими словами при равномерном поле скоростей на входе около половины кинетической энергии потока преобразуется в потенциальную, и давление достаточно интенсивно нарастает по ходу потока. Однако, по меньшей мере, три обстоятельства не позволяют рассчитывать на столь высокое восстановление энергии. Во-первых, как уже отмечалось, в периферийной области поток, выходящий из радиального зазора приобретает сверхзвуковую скорость и на развитом криволинейном внешнем обводе сильно перерасширяется. При этом давление в промежуточном сечении становится намного ниже давления в выходном сечении диффузора. Естественным следствием перерасширения является возникновение пристеночного скачка уплотнения, после которого происходит развитый отрыв потока и соответственно резкое снижение эффективной выходной площади канала, вызывающее падение диффузорного эффекта. Рассматриваемая схема течения подробно рассмотрена в ряде российских публикациях и в работе [89], из которой заимствован рис.4.15
