автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Пути совершенствования выхлопных патрубков энергетических паровых турбин

од

■ 1 ■) «ли;?

/1 I. 1.1". И ^ЙО

На правах рукописи

Чусов Сергей Ильич

ПУТИ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ВЫХЛОПНЫХ ПАТРУБКОВ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРОВЫХ ТУРБИН

Специальность 05.04. 12 - Турбомашины и комбинированные

турбоустановки

АВТОР ЕФЕР А Т

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 1998

Работа выполнена на кафедре паровых к I а юных |ур(нш Московского эиергешческот инеппуш (Техническою университета).

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Зарянкин А.Е.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Фаддеев И.11. кандидат технических наук Жилннский В.П.

Ведущая организация : АО "Калужский турбинный завод".

Защита состоится в аудитории Б-409 " 9 " о/сииЗС^л 1998 г. в41 час. СО мин. на заседании диссертационного совета К 053.16.05 Московского энергетического института (Технического университета) по адресу: Москва, Красноказарменная ул., д. 17., кор."Б'", 4-й этаж.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации, просим направлять по адресу: 111250, г. Москва, Красноказарменная ул., д. 14, Ученый Совет МЭИ.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МЭИ.

Автореферат разослан "_" _ 1998 г.

Ученый секретарь

Диссертационного совета К 053.16.05

к.т.н., с.н.с. __Лебедева.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. В настоящее время целесообразность работ по совершенствованию выхлопных патрубков мощных паровых турбин не вызывает сомнения. Многолетний опыт эксплуатации свидетельствует, что эффективная и надежная работа турбины в значительной мере зависит от работы ее выхлопного патрубка. Проблеме создания рационального выхлопа из мощных паровых турбин уделяется достаточно внимания, но реальные результаты пока невелики. Такая ситуация обусловлена целым рядом причин, из которых основными представляются следующие:

- значительная неравномерность ноля скоростей за последней ступенью, как правило, не позволяем рассчитывать на восстановление кинетической энергии в давление;

- традиционная схема отвода пара от последней ступени в конденсатор под углом 90" вьпывает появление мощных вихревых шнуров, значительно снижающих эффективное проходное сечение пафубка и индуцирующих вторичные течения.

Для патрубков отечественных паровых турбин ситуация осложняется еще и тем. что традиционная конструкция патрубка со встроенным подшипником ЦНД связана с необходимостью выреза в торцевой стенке крышки корпуса и увеличением угла подъема внутренней втулки. Кроме того, наличие встроенного подшипника заставляет увеличивать жесткость патрубка, применяя дополнительные силовые элементы. Все это приводит к тому, что коэффициент полных потерь цп для большинства турбин с подвальным расположением конденсатора даже на стадии проектирования больше единицы. Реальное же его значение еще выше.

Описанные обстоятельства наглядно показывают всю важность работ по совершенствованию выхлопных патрубков паровых турбин и высокую значимость получения даже небольшого эффекта.

Цели и задачи работы.

1. Поиск путей повышения эффективности выхлопных патрубков с осерадиальными диффузорами.

2. Исследование возможностей совершенствования бездиффузорных выхлопных патрубков.

Научная новизна диссертационной работы состоит в следующем: впервые проведены подробные исследования новой аэродинамической схемы расположения обводов осерадиального диффузора, позволившей снизим, потери в паз рубке на 30 г40 ' п.

предложены и испытаны прошвовихревые решетки, применение которых позволило значительно снизить неравномерность поля скоростей на выходе из патрубка и уменьшить вибрацию на встроенном подшипнике ЦНД в 2.5 раза.

Достоверность и обоснованность полученных результатов обеспечиваются применением общеири ш.ншмч и отработанных методик проведения и обсчета экспериментов, высокой точностью применяемых измерительных приборов, повторяемостью результатов опытов, получением близких результатов при проведении экспериментов по различным методикам и хорошим совпадением результатов модельных и натурных исследований.

Внедрение. Все предлагаемые в диссертационной работе проекты реконструкции выхлопных патрубков были реализованы фирмой ABB "Zamech" при модернизации турбин 13К215 с длинами последних лопаток 1050 мм и 924 мм и турбин ТК-120 с длиной последней лопатки 600 мм. Испытания натурных машин показали, что за счет использования модернизированных выхлопных патрубков возможно повысить мощность турбины 13К215 (с высотой последней лопатки

1050 мм) на величину до 5 МВт и снизить вибрацию встроенного подшипника ЦНД с 15-ьЗО мкм до 7^-9 мкм.

Практическая ценность работы. Полученные в диссертационной работе результаты имеют прямое практическое значение, так как разработанные проекты реконструкции выхлопных патрубков могут быть использованы при модернизации практически всех энергетических турбин. Некоторые технические решения настолько просты, что реконструкция выхлопных патрубков может быть произведена силами электростанции в ремонтный период.

Публикации. По результатам выполненных исследований выпущено 4 научно-технических отчета, опубликована статья и 2 доклада на международных конференциях. Личный вклад автора заключается:

- в выполнении обзора и анализа литературных данных;

- в создании моделей выхлопных патрубков;

- в проведении большого объема экспериментальных работ;

- в проведении анализа полученных экспериментальных данных;

- в разработке проектов модернизации выхлопных патрубков. Апробация работы. Основные результаты диссертационной

работы были изложены на заседании кафедры ПГТ МЭИ в июне 1998, а также на конференциях в Польше, США и семинарах на фирмах "Шкода"(Чехия), "Альстом"(Англия). Автор защищает:

новую аэродинамическую схему установки обводов осерадиалмюго диффузора;

- прогивовихревые решетки на горизонтальном разъеме патрубка Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения,

четырех глав, заключения, списка литературы и приложения. Работа изложена на 83 страницах машинописного текста, содержит 76

рисунков на 78 страницах, список литературы из 74 наименований на 8 страницах.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертации, обозначаются проблемы и намечаются направления исследований.

В первой главе представлен обзор опубликованных работ, посвященных способам повышения эффективности диффузоров и выхлопных патрубков турбомашин. На эффективность выхлопного патрубка в значительной мере влияют условия на входе в него, определяемые параметрами за последней ступенью. Из них наиболее значимыми являются входная закрутка потока (а: *■ 90°) и радиальная неравномерность поля скоростей. Другие факторы, такие как входная степень турбулентности и влажность потока, изучены недостаточно, но имеющиеся работы дают основания считать, что их воздействие невелико и не может серьезно повлиять на эффективность выхлопа.

Результаты анализа литературных источников позволяют утверждать, что в значительном диапазоне углов выхода потока (а: = ± 30") входная закрутка не ухудшает характеристик патрубка. Более того, как модельные, так и натурные эксперименты свидетельствуют, что умеренная закрутка может служи гь средством повышения эффективности выхлопного патрубка.

Натурные исследования влияния радиальной неравномерности поля скоростей показали, что профиль скорости с максимумом на периферии является причиной больших потерь в выхлопных патрубках с осерадиальными диффузорами. Дело в том, что периферийная скоростная струя выходит из радиального зазора над вершиной последней лопагки, как правило, со сверхзвуковой скоростью. На внешнем обводе оссрадиалышго диффузора такая струя не тормозится, а еще более разгоняется, замыкаясь скачком, после которого течение

приобретает отрывной нестационарный характер. Большинство известных мер повышения эффективности осерадиального диффузора сводятся к устранению или затягиванию отрыва на внешнем обводе. Однако, неучет реального влияния периферийной струи делает многие из этих мер малоэффективными. Использованию других мер препятствует большая их сложность или необходимость использования дополнительных элементов, введение которых в поток может резко повысить потери. Проведенный анализ позволяет утверждать, что достаточно простого и эффективного способа снижения потерь в выхлопных патрубках с осерадиальными диффузорами не найдено.

Другой большой проблемой паротурбинных выхлопов является ярко выраженная вихревая структура течения в патрубке. Это вызвано тем, что пар из верхней части корпуса спускается вниз в виде мощных вихревых шнуров, в центре которых наблюдаются области с обратным течением потока. Особенности многих реальных конструкций выхлопных патрубков таковы, что именно в области горизонтального разъема имеется дефицит геометрической площади. Наличие здесь вихревых шнуров с малой расходной составляющей еще более снижает эффективную проходную площадь. Натекая на силовые элементы корпуса (как правило, ребра), такие вихри вызывают отрывы с дальнейшим уменьшение проходной площади. Все описанные обстоятельства вызывают сомнения в целесообразности установки осерадиального диффузора, так как его эффективность по указанным выше причинам может быть сведена к нулю, а загромождение проходной площади на горизонтальном разъеме вызовет дополнительные потери. Описанные в литературе способы решения проблемы организации течения в патрубке, как правило, либо недостаточно эффективны, либо неприменимы по технологическим причинам. Однако, если установить обводы осерадиального диффузора с отрицательной перекрышей относительно последней

лопатки (рис. 1), отделив таким образом периферийную скоростную струю и прикорневую область (где потери, как правило, велики), возможно для большей части потока создать наиболее оптимальные условия для восстановления давления. Кроме того, если установить на горизонтальном разъеме патрубка специальную реберную решетку из относительно коротких пластин (рис. 2), предназначенную для разбиения единого вихревого шнура, возможно снизить неравномерность поля скоростей на выходе, уменьшить вибрацию встроенного подшипника и первых трубных пучков конденсатора. Исследованию этих способов повышения эффективности выхлопных патрубков паровых турбин и посвящена настоящая работа.

Во второй главе описываются экспериментальный стенд, методика и объекты исследования, а также оценивается погрешность измерений. Испытания моделей выхлопных патрубков проводились на воздушной аэродинамической трубе открытого типа, работающей в режиме нагнетания. Установка позволяла проводить исследования моделей в диапазоне изменений числа Маха от 0,1 до 0,8. Все измерения давлений осуществлялись нневмометрическими зондами с регистрацией их показаний водяными дифференциальными манометрами и образцовыми манометрами класса 0,15. Модели патрубков изготавливались точно по чертежам выхлопных патрубков турбин 13К215 с длинами последних лопаток 1050 мм и 924 мм (масштаб 1:20) и турбины ТК.-120 с последней лопаткой 600 мм (масштаб 1:10). Во второй главе дана таблица всех исследованных вариантов патрубков и представлены схемы моделей. Для моделирования радиальной неравномерности входного поля скоростей в некоторых моделях производился вдув воздуха с повышенным давлением через кольцевую щель на периферии входного участка модели. Для проведения исследований использовалась как обычная методика определения коэффициента полных потерь патрубка.

Схема патрубка с расположением Схема размещения противовихревой обводов диффузора с решетки на горизонтальном разъеме

отрицательной перекрышеи.

выхлопного патрубка.

Рис. 1.

Рис. 2.

Зависимость = С(Хг)ддя модели патрубка13К215-Ы свнешним обводом, установленным с положительной (кривая 1), нулевой (кривая 2) и отрицательной (кривая 3) перекрышами.

0.1 0,4 0,5 0,6 Рис. 3.

включающая измерение давлений по дренажам, так и интегральная методика, в которой статическое давление на входе в патрубок Р; определялось через приведенный расход ф. Сравнение результатов экспериментов, проведенных по разным метликам, показывало хорошее совпадение опытных данных. Характер потока па выходе из патрубка определялся путем траверсирован«« поля динамических напоров. Для получения вибрационных характеристик исследуемых патрубков проводилось измерение вибрации корпуса моделей.

Третья, глава посвящена исследованиям моделей дпффузорнмх выхлопных патрубков. На первом пане выяснялись харамернешки выхлопного патрубка с различным расположение внешнего обвода - с нулевой, положительной и отрицательной перекрышами. Исследования при равномерном входном поле скоростей показали, что минимальные потери наблюдаются в случае установке обвода с отрицательной перекрышей (кривая 3 на рис. 3). Такой результат объясняется тем, что при одной и той же форме образующей внешнего обвода проходная площадь на горизонтальном разъеме оказывается минимальной при положительной иерекрыше (обвод 1 на рис. 3), промежуточной при нулевой перекрыше (обвод 2) и наибольшей при расположении обвода с отрицательной перекрышей (обвод 3). Поэтому на следующих этапах исследований рассматривались обводы осерадиальных диффузоров только с отрицательной перекрышей. При оценке эффективности вводимых в патрубок новых элементов сравнение производилось с результатами испытаний пустого корпуса.

На рис. 1 показано расположение обводов осерадиального диффузора в модели одного из патрубков. Хорошо видно, что значительный наклон задней стенки патрубка не позволяет установить симметричные обводы диффузора. Очевидное предложение - срезать верхние части обводов, обращенные к торцевой стенке патрубка. Этой мерой достигается дополнительное высвобождение проходной

площади на горизонтальном разъеме. Такой срез обводов диффузора применяется впервые.

На рис. 4 зависимостью = Г(А.:) представлены основные результаты исследований одного из патрубков. Кривая 1 - испытания пустого корпуса. Кривая 2 - испытания патрубка с внешним обводом с отрицательной перекрышей. Хорошо видно, снижение коэффициента полных потерь составило в данном случае около 25%. Для аналогичных моделей других патрубков выигрыш составлял от 18 до 35% в рабочем диапазоне входных скоростей ki. При установке внешнего обвода в пустой корпус получался диффузорный канал, образованный внутренней поверхностью внешнего обвода и внутренним конусом патрубка. Получаемое в этом канале восстановление давления превосходило потери в узком периферийном канале, за счет чего и снижались общие потери. Добавление к внешним обводам внутренних давало иные результаты. В большинстве случаев эта мера повышала коэффициент полных потерь на величину от 3 до 8/о (на рис. 4 - на 3*4%). Увеличение потерь объясняется тем, что в образованном внутренним обводом и внутренним конусом канале потери весьма велики ввиду малого радиуса сто кривизны, обусловленного малым осевым размером патрубка. При этом наличие внутреннего обвода только дополнительно за1ромождаег диффузорный канал, что и сказывается на потерях. Однако, при относительном осевом размере паз рубка L„ < 1,5 применение внутреннего обвода может дан. положительные результаты. Кроме того, влияние внутреннего обвода на работу выхлопного патрубка при испытаниях и сгатческих условиях в полной мере исследовать невозможно. В реальных условиях даже при небольшом снижении нагрузки могут возникать обратные течения в прикорневой зоне последних лопаток с известными отрицательными последствиями.

Зависимость ¿¡и = для моделей патрубка 13К215-Ы: с пустым корпусом (кривая 1), с внешним обводом (кривая 2), с двумя обводами (кривая 3), с внешним обводом и противовихревой решеткой (кривая 4), окончательный вариант (кривая 5), исходный вариант (кривая 6).

О

12 И

«

0,9

0,8

V оь

0,1 0,2 0.3 ОН 0,5 О, 6

Рис. 4.

Зависимость ¿¡„ = ДА.^) для моделей патрубка ТК-120: пустой корпус при равномерном и неравномерном поле скоростей (кривые I и 2) и окончательный вариант при равномерном и неравномерном входном поле скоростей (кривые 3 и 4).

О и

<3 Н

0.9 0,7 ОД

о/ о.г о.з о.ч 0,5 о.(, о,7 о,8

Рис. 5.

Поэтому при внедрении описываемых конструкций фирма ABB "Zamech" устанавливала оба обвода.

На следующем этапе исследований выяснялось влияние радиальной неравномерности входного поля скоростей на характеристики патрубков. Для этого в некоторых моделях одного их патрубков имитировалась кольцевая периферийная скоростная струя. Из рис. 5 хорошо видно, что в модели с пустым корпусом влияние неравномерности резко отрицательное, и увеличение потерь составило более 30% (кривые 1 и 2). Причина этого в том, что в пустом корпусе периферийная скоростная струя, выходя из радиального зазора, затрудняет разворот потока в направлении выходного сечения и, по-сушеству, блокирует некоторую часть свободной геометрической площади. Картина принципиально меняется при установке внешнего обвода с отрицательной перекрышей. Теперь скоростная струя, выходящая из радиального зазора, движется вдоль внешней поверхности обвода и не влияет на основной канал. Остальная часть потока в диффузоре тормозится, и на выходе имеет скорость Ci < Сп. Часто именно здесь и возникает отрыв потока с внутренней стороны внешнего обвода. Наличие на внешней поверхности обвода скоростного потока создает эжектирующий эффект и ведет к стабилизации течения в этой области основного диффузора. Эти соображения хорошо подтверждают результаты исследований одного из патрубков, модель которого включала два обвода и реберную силовую систему. Коэффициент полных потерь при неравномерном ноле скоростей (кривая 4) оказался ниже, чем при равномерном (кривая 3). Разница составила от 8 до 15% в рабочем диапазоне входных скоростей А.;. Преимущество окончательного варианта над исходным при неравномерном поле составило более 3-5%.

\ч

Четвертая глава посвящена исследованию возможности улучшения некоторых характеристик бездиффузорного патрубка путем использования противовихревых решеток, две из которых показаны на рис. 6 (а, б). Для выяснения влияния противовихревых решеток на структуру потока на выходе из патрубка проводилось траверсировании полей динамических напоров в выходных сечениях нескольких моделей патрубков. В качестве нормирующего множителя использовался для каждой модели максимальный динамический напор.

При исследовании модели с пустым корпусом было выяснено, что вся центральная часть выходного сечения (считая от боковой стенки до продольной оси патрубка) занята обширной областью возвратного течения, охватывающего более 30% геометрической площади выходного среза патрубка (рис.7 а.). Исследования структуры потока показали, что в данном случае возвратные течения вызваны мощным вихревым шнуром, в центр которого и засасывается часть внешней среды. Интенсивность возвратных потоков оценивается как достаточно высокая. Активное течение наблюдалось и в области внутреннего конуса патрубка, где в нормальном случае должна находиться зона затенения. Этот эффект объясняется тем, что здесь выбрасывается часть подсосанного в центр вихря воздуха. При установке в пустой корпус противовихревой решетки, образованной пересекающимися под прямым углом пластинами (рис. 6 а), ситуация принципиально изменилась. Область активною течения переместилась ближе к боковой стенке, а юна обратных токов расположилась за внутренним конусом патрубка (рис. 7 б). Исследования структуры потока показали, что единый мощный вихревой шнур не наблюдается, а область обратного течения вызвана затеняющим влиянием внутреннего конуса. Интенсивность возвратного течения оказалась очень мала. В случае установки в пустой корпус решетки с пластинами, ориентированными вдоль продольной оси турбины (рис. 6 б).

Зависимость А = (Р.:) для

некоторых вариантов бездиффузорного патрубка

Бездиффузорный патрубок с противовихревыми решетками. Вид снизу и поперечный разрез нижней половины.

ол Рис. 8

Распределение относительных динамических напоров в выходном сечении бездиффузорного патрубка.

0.9

0.3

0.1

0.1

0.1

0.5

ад

0.4

п.:

0.5

0.1

0.1

0.2

0.1

0.3

0.5

0.4

0.5 |

0.1 0.2 0.8 0.9 0.9 0.9 0.9 0,9 1 0,9

0.2 0.5 0.3 0.7 0,7 0.5 0.6 0,4 0.3 0.4

0.1 0.2 0.3 0.3 0,1 0 0 0 0.1

0 0 1 0.2 0.1 0.1 -- -- -

0 0.1 0.2 0.2 0 -

0.1 0.2 0.2 0.2 0 -

0.1 0.3 0.3 0.3 0.1 0 - - **

0.1 0.4 0.4 0.4 0.3 0 - -

0.2 0.5 0.6 0.4 о.з 0.2 -- - -

0.1 0.2 0.5 0,4 0,2 0.1 - -

а) пустой корпус

0.1 0.2 0,8 0.9 0.9 1 1 1 I 0.9

0.2 0.5 0.7 0.9 0.8 0.7 0.7 0.6 0.6 06

0.1 0.1 0.3 0.5 0.4 ол 0.2 0.1 0.1 0.1

<1.1 (1 0.1 0.2 0.2 0.1 0.1 0 о и

0.1 0 0,1 0.1 0.1 - -

0.1 0.2 0.2 0.1 0.) ~ - - - -

02 0.3 0.4 0.2 0.2 0.1 - - - --

0.4 0.5 0.5 0.3 0.3 02 - - - --

0.4 0.6 0.6 0.3 0.2 0.2 - - -

0.3 0.4 0.7 0.4 0.2 Л1 - - -

б) решетка с квадратными ячейками Рис. 7

в) решетка из продольных пластик

0,1

0.9

0.9

о.я

06

0.4

О

0.1

II

II.

II

о

0.4

0.4

произошло дальнейшее улучшение ныхолного поля - площадь зоны обратных токов сократилась на 16'/., относи гельно предыдущего варианта (рис. 7 в). Интересно, что при добавлении к такой модели реберной силовой системы зона возвратных течений еще более уменьшилась и составила в итоге менее 23% от геометрической площади выходного сечения патрубка. Скорость обратных токов близка к нулю. Полученные результаты показывают, что единый мощный вихревой шнур посредством решетки ликвидируется, что дает основания рассчитывать и на снижение уровня вибрации корпуса.

На рис. 8 величины амплитуд представлены в зависимости от безразмерной входной скорости Xz для нескольких вариантов патрубка. Поскольку в данном случае важны не абсолютные значения амплитуд, а степень их изменения при переходе от одного варианта патрубка к другому, на рис. 8 все амплитуды выражены в долях от амплитуд, полученных при испытании пустого корпуса. В этом случае были зафиксированы максимальные амплитуды (кривая 1). Этот результат объясняется тем, что, с одной стороны, корпус патрубка имеет низкую жесткость, а с другой - максимальной интенсивностью вихревого движения. При установке в пустой корпус исходных силовых ребер произошло значительное - до 25% - снижение вибрации (кривая 2). Вибрационное состояние патрубка резко улучшилось при установке в пустой корпус противовихревой решетки с квадратными ячейками (кривая 3). Здесь уровень вибрации снизился примерно в два раза. Этот результат показывает, что основная вибрационная нагрузка патрубка возникает именно от вихревого характера движения пара в нем. Наибольшее снижение вибрации (в 2,5 раза) было получено при использовании решетки, пластины которой располагались вдоль продольной оси турбины (кривая 4 на рис. 8). При ориентации же пластин перпендикулярно оси турбины эффективность гашения вихревых шнуров оказалось заметно меньше (кривая 5).

/г

Таким образом, как по результатам траверсирования выходного поля динамических напоров, так и по вибрационным характеристикам лучшим оказался вариант с противовихревой решеткой, где пластины ориентированы вдоль оси турбины. Для получения дополнительного показателя определялись зависимости Цп = ДЪ) для патрубка с несколькими вариантами прогивовихревых решеток (рис. 9). В качестве базы для сравнения была принята зависимость = ("(Х.2), полученная для пустого корпуса (кривая I). При использовании решетки с квадратными ячейками коэффициент полных потерь несколько вырос - до 1,54-2%. (кривая 2). Этот результат показывает, что в данном случае потери при обтекании решетки несколько превышают выигрыш от разбиения вихревого шнура. Дело в том, что в бездиффузорном патрубке поток подходит к решетке практически не заторможенным, и протекание через ячейки сопровождается отрывами повышенной ПП1С11СММИОСШ, снижающими эффективное проходное сечение. Использование решегки из продольно ориент ированных ребер оказалось более целесообразным, так как привело к заметному (до 5%) снижению потерь энергии (кривая 3). В то же время при ориентации пластин решегки перпендикулярно оси турбины потери по сравнению с пустым корпусом увеличились на 2н-3% (кривая 4). Полученный результат объясняется тем, что поток, входящий в патрубок, стремится по инерции к задней стенке, и не может без больших потерь повернуть к конденсатору при малой осевой длине патрубка. Расположение пластин поперек оси турбины создает дополнительные препятствия на пути потока, в то время как продольно ориентированные пластины не мешают продвижению потока к задней стенке. Эти результаты показывают, что в свободном от силовых ребер корпусе, где имеется достаточно большой запас проходных площадей, при правильной ориентации противовихревых решеток можно вполне ощутимо

Зависимость = ((к^) для моделей бездиффузорного выхлопного патрубка 13К215-Ь2: пустой корпус (кривая 1), с решеткой из пластин, пересекающихся под прямым углом (кривая 2), с решеткой продольных пластин (кривая 3), с решеткой поперечных пластин (кривая 4), пустой корпус с исходными ребрами (кривая 5).

№ Щ

0,95 (¡30 ОДУ 0,60

5 г

р 0 __2

0 Р Р Г

'а* о 3

V о» "О^ГО*- У

0. __-о^^ Лл

а' 0.2 0,Ъ 0.4 0.5~ а 6 0.7 0.8

Рис. 9.

Зависимость = для выхлопного патрубка натурной турбины 13К215 с длиной последней лопатки 1050 мм: кривая I - патрубок до модернизации, кривая 2 - после модернизации.

¿6

<2

0.8

0,4

у1 2 о У

> чл у у /О

н,

0.3

0,4

45-

0,6

0.7

03

Рис. 10.

снизить общее сопротивление в системе выхлопа. Этот выигрыш заметно возрастает при переходе к модели патрубка с силовыми ребрами. Установка этих ребер в пустой корпус привела к почти полной ликвидации диффузорного эффекта и росту потерь примерно на 10-И 2% (кривая 5). В значительной степени отмеченное увеличение потерь связано с реберной системой нижней части патрубка, где при взаимодействии ребер с вихревыми шнурами возникают обширные зоны отрыва. Именно здесь установка противовихревой решетки из пластин, ориентированных вдоль продольной оси турбины, дает наибольший эффект, снижая потери на 10-г-12%. Здесь опытные данные (черные треугольники) совпадают с кривой 1.

Результаты испытаний натурного патрубка (13К215 с длиной последней лопатки 1050 мм), обводы диффузора которого располагались с отрицательной перекрышей по схеме, изображенной на рис. 1, и противовихревой решеткой с квадратными ячейками, установленной согласно схеме на рис. 2, показали, что преимущество новой организации выхлопа составляет более 35% в рабочем диапазоне входных чисел Маха (рис. 10). Интенсивный рост потерь в новом патрубке значительно сдвинут в область больших относительных скоростей. Измерения вибрации крышки корпуса встроенного подшипника натурной турбины, проведенные на всех типах реконструированных по новой схеме машин, везде дали один и тот же результат - вибрация снизилась с 15^30 мкм до 7+9 мкм.

Заключение

1. Для получения диффузорного эффекта при использовании в выхлопных патрубках оссраднальиых диффузоров необходимо их

внешние обводы устанавливать с отрицательной (8+10%) нерекрышей относительно вершины лопаток последней ступени, что обеспечивает на входе в диффузор почти равномерное поле скоростей и позволяет в конечном счете снизить коэффициент полных потерь в реальных патрубках на 30+50%.

2. На основе исследований различных противовихревых решеток для выхлопных патрубков паровых турбин разработана простая решетка, состоящая из системы параллельных пластин. При установке такой решетки в плоскости горизонтального разьема в нижней половине патрубка и ориентации пластин вдоль продольной оси турбины удается значительно снизить неравномерность поля скоростей в выходном сечении патрубка и для турбин 1ЗК215 ABB Zamech почти в 2,5 раза снизить уровень вибрации корпуса патрубка.

3. Реализация предложенных разработок на ряде турбин завода ABB Zamech (Польша) позволила существенно (до 5 МВт) поднять мощность турбины и резко снизить уровень вибрации на встроенном подшипнике ЦНД.

По теме диссертации опубликованы следующие работы:

1. Зарянкин А.Е., Симонов Б.П., Парамонов Л.Н., Чусов С.И. / Аэродинамическое совершенствование выхлопных патрубков турбомашин II Теплоэнергетика. - 1998. - № 1. - С. 20-24.

2. Зарянкин А.К., Парамонов А.Н., Чусов С.И. / Проблемы модернизации ЦНД паровых турбин // C'onlerinta de la Brasov. Romania, 1996. (на английском языке).

Печ. л. £ Тираж /00 Заказ т

Типография МЭИ, Красноказарменная, 13.

На правах рукописи

Чусов Сергей Ильич

ПУТИ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ВЫХЛОПНЫХ ПАТРУБКОВ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРОВЫХ ТУРБИН

Специальность 05.04.12 - Турбомашииы и комбинированные

турбоустановки

ДИССЕРТАЦИЯ

на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 1998

СОДЕРЖАНИЕ

Стр.

Введение........................................................................................................................................................................4

1. Обзор литературных данных и постановка задач исследования..........................................................................................................................................................6

2. Методика испытаний. Экспериментальный стенд.

Оценка погрешности. Описание моделей..................................................................42

2.1. Методика экспериментального определения аэродинамических характеристик выхлопных патрубков..............42

2.2. Описание экспериментального стенда................................................................50

2.3. Оценка погрешности измерений....................................................................................53

2.4. Описание объектов исследований................................................................................56

3. Исследования диффузорных выхлопных патрубков............................97

3.1. Исследований диффузорных выхлопных патрубков при различных перекрышах внешнего обвода диффузора................................97

3.2. Выхлопной патрубок с внешним обводом, установленным с отрицательной перекрышей....................................................................................................................100

3.3. Выхлопной патрубок с двумя обводами, установленными с отрицательной перекрышей....................................................................................................................105

3.4. Противовихревые решетки на разъеме патрубка......................................109

3.5. Влияние реберной силовой системы на коэффициент полных

потерь патрубка.............................................................................. 112

3.6. Выхлопные патрубки с диффузором, противовихревой решеткой и элементами силовой системы...................................... 119

3.7. Исследование моделей выхлопного патрубка при неравномерном входном поле скоростей....................................... 124

3.8. Влияние новой схемы организации течения на структуру потока на выходе из патрубка........................................................ 129

3.9. Влияние новой схемы организации течения в патрубке на вибрационные характеристики моделей........................................ 132

3.10. Результаты испытаний натурного патрубка 13К215 с длиной

последней лопатки 1050 мм............................................................ 135

4. Исследования бездиффузорного патрубка................................. 138

4.1. Влияние противовихревых решеток на структуру потока в выходном сечении патрубка............................................................ 139

4.2. Влияние противовихревых решеток на вибрацию корпуса моделей............................................................................................. 145

4.3. Влияние противовихревых решеток на коэффициент полных

потерь патрубка................................................................................ 147

Заключение........................................................................................ 152

Список литературы........................................................................... 154

Приложение....................................................................................... 162

ВВЕДЕНИЕ

В настоящее время целесообразность работ по совершенствованию выхлопных патрубков мощных паровых турбин не вызывает сомнения. Многолетний опыт эксплуатации свидетельствует, что эффективная и надежная работа турбины в значительной мере зависит от работы ее выхлопного патрубка. Такое положение вызвано рядом причин, среди которых можно указать следующие:

- при большом гидравлическом сопротивлении патрубка давление за последней ступенью оказывается выше давления в конденсаторе, и к потерям с выходной скоростью добавляются потери в самом патрубке. В результате суммарные потери в системе выхлопа находятся на уровне 30-г50 кДж/кг;

- неудачная организация течения в патрубке вызывает большую неравномерность поля скоростей на входе в конденсатор, что снижает эффективность и надежность последнего;

- та же причина приводит к появлению повышенной вибрации встроенного подшипника ЦНД;

- обратное влияние выхлопного патрубка на последнюю ступень турбины способно значительно снизить ее надежность.

Проблеме создания рационального выхлопа из мощных паровых турбин уделяется достаточно внимания, но реальные результаты пока невелики. Такая ситуация обусловлена целым рядом причин, среди которых можно указать следующие:

- традиционная схема отвода пара от последней ступени в конденсатор под углом 90° вызывает появление мощных вихревых шнуров, значительно снижающих эффективное проходное сечение патрубка и индуцирующих вторичные течения;

- увеличение габаритов патрубков современных мощных паровых турбин подчас невозможно по конструктивным и транспортным причинам;

- значительная неравномерность поля скоростей за последней ступенью иногда даже на расчетном режиме не позволяет рассчитывать на высокие коэффициенты восстановления энергии;

- сложность процессов в патрубке вызывает необходимость модельных и натурных экспериментов, что связано с значительными затратами.

По этим и многим другим причинам проектирование выхлопных патрубков связано с большими трудностями. Для патрубков отечественных паровых турбин ситуация осложняется еще и тем, что традиционная конструкция патрубка со встроенным подшипником ЦНД связана с необходимостью выреза в торцевой стенке крышки корпуса и увеличением угла подъема втулки. Кроме того, наличие встроенного подшипника заставляет увеличивать жесткость патрубка, применяя дополнительные силовые элементы. Все это приводит к тому, что коэффициент полных потерь для большинства турбин с

подвальным расположением конденсатора даже на стадии проектирования больше единицы. Реальное же его значение еще выше.

В представленной работе сделана попытка в рамках нескольких широко используемых выхлопных патрубков мощных паровых турбин добиться диффузорного эффекта и улучшить структуру потока перед конденсатором за счет нескольких новых решений с поэтапной проверкой каждого из них.

Глава 1.

ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ДАННЫХ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ.

Выхлопной патрубок турбомашины предназначен для отвода рабочего тела от последней ступени турбины в заданном направлении с минимальными гидравлическими потерями. Дополнительные требования, продиктованные соображениями надежности и эффективности турбомашины, состоят в следующем.

Выхлопной патрубок должен [1]:

- иметь равномерное поле скоростей на выходе;

- иметь одинаковое гидравлическое сопротивление по всем

направлениям, отводящим пар к выходному сечению;

- обеспечивать устойчивый стационарный характер течения;

- обладать высокой жесткостью;

- иметь приемлемые габариты.

Создать патрубок, удовлетворяющий всем этим требованиям, достаточно сложно, и задача конструктора, как правило, состоит в том, чтобы найти удачное компромиссное решение.

Выхлопные патрубки мощных паровых турбин стремятся выполнять диффузорными. Целесообразность диффузорного выхлопа не вызывает сомнений, однако на практике восстановление давления в большинстве диффузорных патрубков отсутствует, и реальные выхлопные патрубки имеют коэффициент полных потерь на уровне 1,1-^1,4. Между тем, судя по результатам модельных испытаний, при установке в патрубок осерадиального диффузора возможно снизить потери до Сп - 0,75^-0,8 [2, 3]. Очевидно, что причина столь большой

разницы кроется, в первую очередь, в различии условий при натурных и модельных исследованиях.

Как правило, эксперименты на моделях патрубков проводятся в статических условиях при равномерном поле скоростей на входе. Причины такой ситуации очевидны - моделирование существенно упрощается. Однако, неучет влияния последней ступени способен поставить под сомнение полученные результаты. Поэтому во многих работах [4, 5, 6 и др.] отмечается необходимость исследования всего комплекса "последняя ступень - выхлопной патрубок", причем желательно на натурных машинах. В то же время в работе [7] и многих других отмечается, что возможно проводить аэродинамическую отработку выхлопных патрубков и в статических условиях, хотя полученные при этом коэффициенты полных потерь будут отличаться от натурных. Рассмотрим основные моменты влияния последней ступени на выхлопной патрубок.

Влияние входной закрутки потока на коэффициент полных потерь патрубка.

Исследования влияния входной закрутки проводились давно, и на эту тему накоплен достаточно обширный материал [1,8,9,10,11 и др.]. Выяснилось, что, независимо от способа моделирования закрутки - статического или вращающейся ступенью - результат одинаков - в диффузорном канале закрутка до 30 (40)° снижает потери на величину до 10-^20% по сравнению с осевым входом, а при закрутке более 40° характеристики диффузора ухудшаются. Таким образом, в отдельных случаях умеренная закрутка может использоваться как средство улучшения работы выхлопа. Это подтверждается результатами испытаний как газотурбинных [8,12], так и паротурбинных [13,14,15] диффузоров и патрубков. Физическая причина этого явления состоит в

том, что центробежные силы, вызываемые закруткой, препятствуют возникновению отрыва от стенок диффузора. Подробно этот процесс описан в [1]. Для выхлопных патрубков положительное влияние закрутки выражено меньше, однако в любом случае в диапазоне изменения углов ±30° коэффициент полных потерь не увеличивается. Однако это касается только каналов, свободных от направляющих ребер или других элементов, внесенных в диффузор. Влияние таких элементов подробно исследовалось в работах [1,2,8,16,17,18]. Характерно, что при расположении ребер вблизи входного сечения даже незначительная закрутка на входе (44-6°) увеличивает потери на 5ч-10%. Если же устанавливать ребра (а еще лучше стержни) ближе к выходу, то и закрутка порядка 15ч-20° практически не влияет на коэффициент потерь энергии.

Более того, исследования [13], проведенные на крупномасштабной экспериментальной паровой турбине, наглядно показали, что для повышения эффективности работы турбины целесообразно при проектировании последней ступени закладывать для номинальных режимов закрутку потока на выходе из рабочих лопаток, равную 110 - 115°.

Важные результаты были получены при экспериментах на натурных машинах. Работы [5,6,19] свидетельствуют, что закрутка действительно способна снижать потери в патрубке. Кроме того, выяснилось, что и на переменных режимах характер изменения угла ос2 по радиусу ступени практически не меняется, и даже при почти 40%-ом снижении объемного расхода закрутка на большей части высоты лопатки увеличивается лишь до 130° [5]. Интересно, что эксперимент показывает достаточно точное совпадение с результатами расчета по углу закрутки [20]. Таким образом, наличие входной закрутки благоприятно сказывается на характеристиках турбины.

Влияние входной турбулентности и влажности на коэффициент полных потерь патрубка.

Влияние этих параметров исследовано недостаточно, и можно только указать на работы [1,21,22,23,24]. При анализе воздействия начальной степени турбулентности нужно различать ее влияние на центральную часть потока до входа в выхлопной тракт, и на течение вблизи поверхностей обводов диффузора. В первом случае потери энергии будут увеличиваться из-за диссипации энергии, во втором -возможно снижение потерь ввиду отдаления точки отрыва к выходному сечению диффузора. Таким образом, влияние степени турбулентности на суммарный КПД тракта неоднозначно. Кроме того, отдельное, без учета других воздействий, рассмотрение влияния этого параметра вряд ли правомерно.

Зависимость характеристик выхлопного патрубка от влажности почти совсем не изучена - имеется единственное исследование, приведенное в работе [1]. Из него следует, что с ростом влажности потери в патрубке несколько увеличиваются. Из-за недостатка опытных данных невозможно, к сожалению, количественно оценить степень этого влияния.

Обратимся теперь к важному параметру, влияющему на потери в патрубке.

Влияние входной радиальной неравномерности

на коэффициент полных потерь патрубка

Входная неравномерность поля скоростей по радиусу ступени, как фактор, влияющий на эффективность диффузорного канала, изучалась на протяжении многих лет как теоретическими методами, так и на моделях [25,26,27, и др.]. Выяснилось, что как для плоских, так и для осекольцевых диффузоров большое значение имеет тип входной неравномерности. Так, например в опытах [27] получено, что для осекольцевых диффузоров равномерный профиль скорости на входе наиболее благоприятен. При переходе к профилям с максимальной скоростью в центре эффективность диффузора падает. С ростом такой неравномерности коэффициент полных потерь возрастает. Сравнение разных типов неравномерности показало, что наибольшие потери имеет вариант с максимальной скоростью вблизи внутреннего конуса. Смещение пика скоростей к центру уменьшает потери, а наиболее эффективным оказался вариант с пиком скорости вблизи внешнего конуса. В работе [28] получено, что, как для конического, так и для радиального диффузоров переход от равномерного профиля скорости к параболическому вызывает резкий рост потерь. Исследования модели патрубка с осерадиальным диффузором (патрубок турбины К-500-60/1500 с подвальным расположением конденсатора), описанные в работе [2] показали, что улучшение работы диффузора наблюдается при смещении пика скорости в внешнему обводу. При этом рост степени неравномерности такого профиля скорости вызывает дальнейшее снижение потерь. Этот эффект объяснялся тем, что при увеличении кинетической энергии пристенного слоя точка отрыва от внешнего обвода смещается вниз по потоку. Расположение пика скорости около внутреннего обвода, наоборот, способствует более раннему отрыву на обечайке с соответствующим ростом потерь.

Таким образом, из приведенных модельных и теоретических исследований следует, что для наибольшей эффективности диффузора желательно иметь на входе равномерный профиль скорости или профиль с максимумом вблизи внешнего обвода. Последний из упомянутых профилей осуществляется при наличии необандаженной последней ступени перед выхлопным патрубком. Так, в опытах [29] на экспериментальной паровой турбине получено, что реальный профиль скорости перед патрубком сильно отличается от расчетного и характеризуется значительным возрастанием скорости на периферии лопатки и столь же большим снижением ее у корня. Поэтому логично выглядят выводы работы [30], где исследовалось влияние величины зазора над рабочим колесом на эффективность выхлопного патрубка с осерадиальным диффузором. В этих опытах, проведенных при скоростях М < 0,2, получено, что существует оптимальная величина радиального зазора, при которой коэффициент полных потерь патрубка снижается на 23% относительно результатов испытаний на статическом стенде. Однако, многочисленные опыты, приведенные в работах [31,32,33,34,35 и др.], свидетельствуют, что при наличии предвключенной ступени эффективность патрубка снижается на 5ч-12% даже на номинальном режиме. Обратимся теперь к исследованиям на натурных машинах.

В работе [19] описываются результаты исследований натурного патрубка турбины ВК-100-5. В этой работе впервые получены данные о реальном распределении ряда параметров за ступенью. В частности, выяснено, что радиальная неравномерность распределения давления за ступенью в натурных опытах цамного больше, чем на модели того же патрубка, и эта разницу объясняется различием входных условий для модели и цатуры.

Очень интересные результаты представлены в работе [5]. Здесь впервые на натурном патрубке одновременно с детальными измерениями параметров потока за последней ступенью были получены поля полных и статических давлений в выходном сечении патрубка. Это дало возможность представить некоторые элементы картины течения пара в реальном патрубке и сделать ряд выводов о причинах потерь в нем. Так, получено, что распределение параметров в выходном сечении патрубка в значительной мере определяется как неравномерностью, связанной с геометрией патрубка, так и неравномерностью распределения параметров на входе в него. Высокий уровень потерь в данном патрубке привел к тому, что

режим = 1 оказался недостижимым даже при перегрузке последней ступени и сниженном давлении в конденсаторе. Исследования [5] показали, что на эффективность использования проходных сечений патрубка (а, следовательно, и на потери в нем) существенно влияет распределение скоростей и расходов по радиусу последней ступени.

В работе [36] описываются результаты подробных газодинамических исследований выхлопа турбин К-300-240 и К-800-240 после модернизации цилиндра низкого давления. Наличие периферийного бандажа значительно улучшило обтекание рабочих лопаток последней ступени. В частности, ликвидация раскрутки пера лопаток способствовала выравниванию распределения расходов и скоростей потока по радиу