автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.11, диссертация на тему:Совершенствование дроссельно-регулирующих и предохранительных клапанов и пути снижения их влияния на вибрационное состояние последующих трубопроводов

УДК 621.649

На правах рукописи

Истомин С.А.

Совершенствование дроссельно-регулирующих и предохранительных клапанов и пути снижения их влияния на вибрационное состояние последующих трубопроводов

Специальность 05.04.11 - атомное реакторостроение, машины, агрегаты и технология материалов в атомной промышленности.

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 2005

Работа выполнена на Чеховском заводе энергетического машиностроения и в Центральном конструкторско-технологическом институте арматуростроения.

Научный руководитель: заслуженный деятель науки РФ,

доктор технических наук, профессор Зарянкин Аркадий Ефимович Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Кустарев Юрий Степанович кандидат технических наук, Михайлов Валерий Анатольевич Ведущее предприятие: Теплоэлектропроект

Защита состоится "_ S » 2005 г.

на заседании диссертационного Совета Д.217.040.01 при ФГУП ВНИИАМ по адресу: г. Москва, ул. Космонавта Волкова, д. 6а

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГУП ВНИИАМ.

Отзывы на автореферат (в двух экземплярах, заверенных печатью учреждения) просим направлять по адресу: 125171 г. Москва, ул. Космонавта Волкова, д. 6а, Диссертационный Совет ФГУП ВНИИАМ.

Автореферат разослан ifb, 2005 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, к.т.н.

Е.К.Безруков

2оов-4 15ЮЗ

Общая характеристика работы

Актуальность проблемы

Среди оборудования тепловых и атомных электростанций арматура занимает первое место, как по ее количеству, так и по числу типоразмеров.

Соответственно, нормальная работа оборудования при низком качестве арматуры практически невозможна. В первую очередь этот вывод касается атомных электростанций, где центральное место занимают вопросы надежной и безаварийной эксплуатации.

В последние десятилетия главное внимание уделялось совершенствованию и повышению надежности основного оборудования (котлам, реакторам, турбинам, конденсаторам, питательным насосам). В то же время качество энергетической арматуры с каждым годом все больше отстает от непрерывно растущих требований ко всем элементам современных электростанций, так как основные конструктивные решения применительно к энергетической арматуре сложились еще в начале прошлого века и далее менялись очень мало. Более того, при непрерывно растущих потребностях в арматуре ее количественный рост во многих случаях сопровождается снижением качественных показателей. В этой связи проблема повышения надежности арматуры, ее долговечности и снижения вносимых в поток возмущений в настоящее время приобрела исключительную актуальность. Следует также отметить, что дешевая, но низкокачественная арматура ведет к неоправданно высоким капитальным и эксплуатационным затратам, т.к. заставляет дублировать не только основные, но и ряд вспомогательных магистралей, чтобы всегда иметь возможность поддержать работу оборудования при выходе из строя той или иной арматуры.

Цель работы состоит в исследовании и разработке новых проходных и угловых дроссельно-регулирующих клапанов, обладающих повышенной

надежностью, высокими коэффициентами расхода и не вносящими в

гидроаэродинамических возмущений, а также в разработке новой предохранительной арматуры с повышенными коэффициентами расхода.

Научная новизна работы состоит:

- в критическом анализе проходной и предохранительной арматуры;

- в исследовании путей совершенствования проходных клетковых клапанов и создании на этой основе нового клеткового клапана повышенной надежности;

- в теоретической оценке факторов, влияющих на время срабатывания главных предохранительных клапанов;

- в разработке серии новых предохранительных клапанов;

- в разработке новых мер стабилизации течения в трубопроводах, воспринимающих возмущенный поток после энергетической арматуры.

Результаты, полученные в работе, могут быть использованы при создании новой арматуры самого различного типа.

Проведенные исследования были положены в основу модернизации клеткового клапана питания, предназначенного для блоков Балаковской АЭС, что позволило снизить до нормативного уровня пульсации расхода и вибрацию клапана.

последующие трубопроводы недопустимых по величине

Практическая ценность работы

Кроме того, разработанные новые способы аэродинамической защиты стенок трубопроводов от действия высоковозмущенного потока, поступающего в них после арматуры, способствуют повышению срока службы указанных трубопроводов.

Достоверность и обоснованность результатов работы подтверждается:

- использованием современной измерительной техники;

- высокой повторяемостью опытных данных;

- хорошим совпадением результатов модельных исследований с теоретическими расчетами и данными натурных испытаний клапанов.

Личный вклад автора заключается:

- в обзоре конструкций существующих прямоточных и предохранительных клапанов;

- в создании модели клеткового клапана и участии в испытаниях модернизированного клеткового клапана;

- в разработке новой конструкции клеткового клапана;

- в разработке новых предохранительных клапанов и методике оценки характерных размеров полноподъемных клапанов;

- в оценке факторов, влияющих на время срабатывания главных предохранительных клапанов АЭС;

- в создании системы защиты стенок трубопроводов от действия возмущенного потока.

Автор ЧЯПШПТЖУГ-

- новую конструкцию проходного клеткового клапана для линии питательной воды АЭС;

- новые главные предохранительные клапаны и полноподъемные предохранительные клапаны прямого действия;

- новую систему защиты стенок трубопроводов от действия высоковозмущенного арматурой потока.

Апробапия работы

Основные результаты работы обсуждались на:

- НТСЦКТИА;

- ХП Всероссийской межвузовской научно-технической конференции "Газотурбинные и комбинированные установки и двигатели" М., МВТУ им. Н.Э. Баумана, 24 - 26 ноября 2004 г.;

- 2-й Международной научной конференции "Трубопроводная арматура ТЭС и АЭС" ЧЗЭМ, 28 ноября 2004 г.;

- Всероссийской научной конференции "Пути совершенствования арматуры" 14 декабря 2004 г. С.-Петербург.

Публикации

По материалам диссертации опубликованы три статьи и три доклада на Международной и Всероссийских конференциях.

Структура и объем диссертации

Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения по работе и списка используемой литературы, включающей 85 наименований. Работа изложена на 114 страницах машинописного текста, иллюстрируется 109 рисунками и содержит 5 таблиц.

Основное содержание работ

Во введении обосновывается актуальность создания новой энергетической арматуры на основе учета особенностей течения рабочих тел в геометрически сложных каналах, где поток вынужден совершать ряд поворотов на 90® и 180°. В качестве объекта для исследования и совершенствования принят проходной клетковый клапан конструкции фирмы "Siemens" в исполнении ЧЗЭМ, предназначенный для регулирования расхода питательной воды на блоках АЭС. Полученные при этих исследованиях результаты были далее использованы при создании серии новых полноподъемных предохранительных клапанов.

Первая глава диссертации посвящена краткому обзору конструкций типовых проходных клапанов и задвижек, а также анализу характера течения рабочих сред в арматуре рассматриваемого типа.

Проведенное сравнение отечественных и лучших зарубежных проходных клапанов показывает, что гидродинамическим аспектам течения рабочих сред в нашей арматуре уделяется явно недостаточное внимание.

Для примера на рис. 1а показан типовой проходной клапан с параболическим плунжером ЧЗЭМ, а на рис. 16 - проходной клетковый клапана фирмы "Fischer" (США) с поршневым затвором. Если в первом случае основное внимание уделено простоте изготовления, то в клапанах фирмы "Fischer" большое внимание уделено плавности проточной части и явно просматривается стремление в максимальной степени снизить общее гидравлическое сопротивление клапана.

Для проходных клапанов эта проблема является весьма актуальной, так как их коэффициенты сопротивления ^ достигают очень высоких значение (£«3V7).

Причина столь высокого сопротивления состоит в том, что в отличие от угловых клапанов здесь происходит не один, а два последовательных поворота потока в весьма стесненных габаритах. Отрицательные последствия такой организации течения рабочих сред несколько снижаются в клетковых

7

Рис. 16 Клетковый проходной клапан для пропуска больших объемных расходов среды

клапанах, где после первого поворота располагается перфорированный цилиндр (рис. 16) или цилиндр с продольными прорезями. По существу эти элементы клапана можно рассматривать как своеобразные аэродинамические фильтры, разрушающие крупномасштабную вихревую структуру, возникающую после первого поворота потока на 90°.

При снижении гидравлического сопротивления происходит не только снижение потерь энергии, но и увеличивается пропускная способность клапана за счет увеличения коэффициентов расхода ц. Связь между коэффициентами расхода ц и коэффициентами сопротивления ^ определяется следующим соотношением

позволяющим оценить снижение пропускной способности клапана (снижение ц2) при увеличении его сопротивления с до Е,2-

Отмеченные соображения и были положены в основу разработки фирмой "Siemens" клеткового клапана, показанного на рис. 2. Здесь в точеном корпусе 1 установлен перфорированный стакан 2, внутри которого перемещается поршень 3, связанный со штоком 5 и опирающийся в закрытом состоянии на седло 4.

Простой в изготовлении клапан с гидродинамической точки зрения оказался неудачным, т.к. обладал высоким сопротивлением, низкой пропускной способностью и порождал после себя сильное возмущение потока, не позволяющее нормально эксплуатировать последующую трубопроводную систему.

Указанные недостатки послужили первопричиной постановки настоящей работы, цель которой сводится к созданию на базе приведенного клапана новой конструкции, удовлетворяющей всем эксплуатационным требованиям и разработке эффективных гидродинамических способов стабилизации течения в трубопроводах, воспринимающих возмущенный арматурой поток. Полученные при решении поставленной цели результаты оказались достаточно общими и были использованы далее при разработке серии полноподъемных предохранительных клапанов.

Рис. 2 Проходной клетковый клапан ЧЗЭМ-'^етеш"

Вторая глава диссертации посвящена описанию использованных экспериментальных установок, измерительной аппаратуры и способам определения характеристик арматуры.

Для исследования характера течения в проточной части клеткового клапана после перфорированного стакана была создана простая установка, показанная на рис. 3. В данном случае перфорированный стакан 1 своими фланцами 2 крепился к аэродинамической трубе, а к его внешней цилиндрической части на болтах 11 крепились различные поворотные колена 3, 4, 5 сопрягаемые далее с цилиндрической трубой 13. К фланцам этой трубы на фланцах 7 болтами 10 крепились различные диффузоры 8. Между указанными фланцами можно было установить перфорированные диски 6, играющие роль гидроаэродинамических фильтров. Степень открытия клеткового клапана имитировал поршень 9, обеспечивающий с помощью штифтов 12 дискретное перекрытие отверстий перфорации на перфорированном стакане 1.

Рис. 3 Установка для исследования течения за клетковым клапаном

На приведенной установке исследовался характер движения среды после поворота и влияние поворота на степень восстановления давления в последующем коническом диффузоре.

Для исследования влияния арматуры на вибрационное состояние трубопроводов использовалась установка для исследования клапанов (рис. 4), корпус 4 которой с помощью двух труб 2 соединялся с воздушным ресивером 1, куда подводился сжатый воздух от высоконапорной воздуходувки. От установки воздух через сложный трубопровод 3 отводился в атмосферу. Между фланцами 5 сбросного трубопровода 3 можно было устанавливать вихрегаситель (фильтр) аналогичный тому, который показан на рис. 3. Для перемещения клапана использовался подъемный механизм 7, соединенный через силомер 6 со штоком клапана. В местах А, Б и В в поток вводились датчики пульсаций давления.

Вход

рабочего тела

Рис. 4 Схема установки для исследования клапанов с отводящим трубопроводом и схема расположения датчиков прибора МИК-300М

Для окончательных испытаний использовался натурный паровой стенд высокого давления ЧЗЭМ.

Измерение сил, действующих на штоки исследуемых клапанов, производилось специальным прибором "Напс1у8Соре-2" (Голландия). Для вибрационных измерений использовались приборы "Агат" фирмы "Диамех" (РФ) и '^аПБсаппег" компании "Ргийес1шк"» (Германия).

Измерение давлений производилось как водяными манометрами, так и специальными пьезоэлектрическими датчиками ДПС 011, производства НИИФИ (г. Пенза). Последние в комплексе с прибором МИК-ЗООМ, производства НПП "Мера" (РФ), обеспечивали возможность измерения пульсаций давлений в указанных на рис. 4 точках.

Использованная система измерений давала возможность получать расходные, силовые и вибрационные характеристики исследуемых моделей.

Расходные характеристики представлялись в виде следующей функциональной зависимости:

<7 = /М") (2),

где д = —— безразмерный расход среды через клапаны, равный массовому пи,

расходу т, выраженному в долях от теоретического критического массового расхода среды ш», через узкое сечение проточной части клапана; ег = -

безразмерное давление за клапаном р2, отнесенное к начальному давлению среды перед клапаном; И - ^ - безразмерный подъем клапана в долях от

диаметра характерного сечения.

В работе показано, что для всех клапанов функциональная зависимость (2) может быть представлена достаточно простой формулой следующего вида

Здесь д., = — - отношение критического расхода через клапан пи при т.

его произвольном положении, к критическому расходу через полностью открытый клапан, а е^ - величина относительного давления за клапаном, при котором достигается критический расход пн .

Использование соотношения (3) позволяет существенно сократить время испытаний, т.к. с его помощью можно построить расходную характеристику для любого фиксированного подъема клапана Ь только по двум опытным величинам ие^.

В качестве силовой характеристики использовалась безразмерная сила Лу, приведенная к нулевой толщине штока.

В)

4

где Яу - сила, измеренная на штоке модельного клапана, <1^ - диаметр штока, Бп - посадочный диаметр клапана, В - барометрическое давление, Ро -давление среды перед клапаном.

Вибрационное состояние клапана характеризовалось уровнем виброперемещений и виброскоростей в характерных точках, а также осциллограммами усилий, действующими на шток.

Третья глава диссертации посвящена исследованию и разработке нового клеткового клапана, предназначенного для регулирования расхода питательной воды на блоках АЭС.

За основу был взят клапан, созданный в рамках международного проекта ТАСК Я. 1.02/940 (рис.2). Опыт эксплуатации этого клапан выявил ряд его серьезных недостатков, обусловленных, в первую очередь, нарушением принципа плавного сопряжения различных участков проточной части. В результате движение рабочей среды проходило при наличии больших отрывных зон с формированием крупных дискретных вихревых областей, вызывая повышенную вибрацию как самого клапана, так и последующего трубопровода.

Измерения виброскоростей в районе бугеля клапана показали, что их величина составляла около 8 мм/с.

Для поиска путей снижения вибрации без серьезных изменений проточной части были исследованы следующие варианты:

- исходный клапан с диском, в теле которого были выполнены каналы в виде мелких сопел Лаваля;

- исходный клапан с дисковым перфорированным вихрегасителем;

- клапан с новым перфорированным стаканом, где отверстия перфорации были уменьшены с 20 мм до 10 мм;

- клапан, где в нижнюю часть поршневого затвора была вставлена фасонная заглушка;

- исходный клапан с фасонной заглушкой и дисковым перфорированным вихрегасителем;

- клапан с новым перфорированным цилиндром и фасонной заглушкой.

Данные этой серии испытаний представлены в табл. 1.

Наилучшие результаты были получены с новым перфорированным стаканом и дисковым перфорированным виброгасителем. В этом случае удалось снизить виброскорости в районе бугеля до 4 мм/с.

При этом несколько увеличилось сопротивление клапана, сохранился повышенный шум, а уровень пульсаций расхода воды снизился до 2-^3 %.

Проведенные исследования показали, что для дальнейшего улучшения эксплуатационных характеристик клапана необходимо принципиальным образом изменить всю его проточную часть.

Во-первых, пришлось серьезно изменить внутреннюю конфигурацию корпуса клапана. Во-вторых, изменить систему прохода рабочей среды через перфорированный стакан. В-третьих, обеспечить упорядоченное течение среды в области запорно-регулирующего органа и оптимизировать условия последующего поворота потока на 90° в направлении выходного патрубка. Наконец, в-четвертых, до минимального уровня снизить пульсации давления в потоке, покидающем клапан.

Все отмеченные решения базировались как на теоретических расчетах, так и на обширном экспериментальном материале. В результате был создан новый проходной клапан клеткового типа, приведенный на рис. 5. Внутренняя часть корпуса 1 была изменена таким образом, чтобы обеспечить свободный подвод жидкости к перфорированному стакану 2 со всех сторон. Отверстия перфорации 3 на стакане 2 выполнены под углом 45° к вертикальной оси клапана, что уменьшает угол поворота потока при входе в клапанный канал. При этом перфорируется только нижняя часть стакана 2, пропускающая среду при малом открытии клапана, когда на нем имеет место максимальный перепад давления. При расчетных открытиях запорно-

Таблица 1

Регулирующие клапаны парогенератора. Оценка испытаний масштабной модели (март-май-2001)

Результаты испытаний Пульсация разницы давления (Р01-Р02)/масса потока Вибрация корпуса клапана/массы потока (Вхуг) Пульсация массы потока (Р02-Р03)/масса потока Пульсация массы потока (Р02-Р03)/ход клапана Пульсация массы потока (Р01 -Р02)/разность давления Колебания разницы давления (Р01-Р02)/разница давления (Р01-Р02) Колебания разницы давления (Р02-Р03)/ход клапана Частоты разницы давления (Р02-Р03) Частоты пульсации массы потока (Р02-Р03)

№ Варианты испытания 1 2 3 4 5 6 7 8 9

0 Оригинальный клапан (цилиндр 20мм, радиальный) 0 0 0 0 0 0 0 0 0

1 Оригинальный клапан. Дисковый вихрегаситель с соплами Л аваля 0 0 ++ -н- ++ 0 0 0 ++

2 Оригинальный клапан. Дисковый перфорированный вихрегаситель 0 0 + 0 0 0 0 0 +

3 Клапан (модифицированный). Цилиндр (10мм, радиальный) + 0 0 - - + + + +

4 Оригинальный клапан с фасонной заглушкой + 0 0 - - + + 0 -

5 Оригинальный клапан с фасонной заглушкой и перфорированным дисковым вихрегасителем. 0 0 ++ ++ + 0 0 0 +

6 Клапан (модифицированный). Цилиндр (10мм, несимметричный). Дисковый перфорированный вихрегаситель. ++ + -н- ++ + + + ++ +

"О" - аналогично оригинальному клапану, "+" - лучше, чем оригинальный клапан, "-" - хуже, чем оригинальный. Р01 - сечение на входе в клапан; Р02 - сечение перед вихрегасителем; РОЗ - сечение за вихрегасителем.

Рис. 5 Новый клетковый дроссельно-регулирующий клапан

дроссельного органа 4 основная часть потока проходит через окна 5. При такой организации подвода среды рассматриваемый проходной клапан становится идентичным угловым клапанам широко используемых в качестве исполнительных органов систем регулирования паровых турбин и здесь в полной мере могут быть использованы уже широко опробованные на практике новые решения, направленные на повышение экономичности и надежности таких клапанов.

В первую очередь это касается формы чаши 4. В качестве альтернативных решений рассматривались шаровая, тарельчатая, криволинейная и специально спрофилированная на основании теоретических расчетов формы этой чаши.

Проведенные на воздушном стенде (рис. 4) испытания показали, что при полном открытии клапана лучшей оказалась профилированная форма, обеспечивающая высокие коэффициенты расхода при низком уровне динамической составляющей сил на штоке. Однако, при малых открытиях и при использовании профилированных чашек, на ряде режимов отмечалось заметное увеличение динамических составляющих сил на штоке. Для их ликвидации на поверхности чаши 4 (рис. 5) были выполнены три ряда отверстий перфорации, с помощью которых внутренняя часть 6 регулирующего органа 4 сообщалась с пространством 7 за чашей, обеспечивая таким образом (как и в исходном клапане) высокую степень разгрузки штока от осевых усилий. Выбору и расположению отверстий перфорации предшествовали специальные исследования различных моделей перфорированных чашек.

Полученные в конечном счете результаты иллюстрируют осциллограммы усилий на штоке, показанные на рис. 6. Здесь же для сравнения приведены осциллограммы усилий при использовании плоской (тарельчатой) чаши.

Особое внимание при создании рассматриваемого клапана (рис. 5) было уделено поиску рациональной формы поворотного колена 8 с учетом последующего дискового вихрегасителя 9, выполненного совместно с коническим диффузором 10. Эта часть исследований выполнялась на модели, приведенной ранее на рис. 3.

О.М.КГ

Ок*Г

Оцкг

Ь=0,07

Е=0,125

ь=<и

оом,кг

15.750

£.=0.806 1 4 250

Ь=0,222

12.750

82=0,823

5.00 10.00 15 00

■ т,с

оьм, кг

£¡=0.862

500 ют !5.оо

-Т,С

8,=0.862

5 00 10.00 15.00

■Т,С

5 00 10.00 15.00 20.00 25 00 30.00 35.00

5=0,278

£,=0,88

О 5 00 10.00 15.00 20.00 25.00

5=0,3

£,=0,893

5.00 10 00 15.00 20.00 25.00 30.00 35.00

а) Осциллограммы усилий на штоке для новых б) Осциллограммы усилий на штоке тарельчатого разгруженного профилированных клапанов клапана с центральной выемкой при различных его подъемах

и различных отношениях давления е2

Рис. 6

Для контрольной проверки используемых решений были проведены теоретические расчеты характера течения в проточной части клапана при его полном открытии с помощью программного комплекса "Fluent" (ver.6.1.22).* Расчет производился при начальном давлении и температуре равных Ро=55 бар, to=100 °С. Степень турбулентности потока во входном патрубке принималась на уровне 5 %. Статическое давление за клапаном менялось и составляло Р2=50; 45; 40 бар. Некоторые данные этих расчетов иллюстрируют картина распределения статически давлений (рис. 7а) и картина распределения скоростей (рис. 76) по проточной части клапана. Видно, что в целом имеет место достаточно равномерное распределение как давлений, так и скоростей, причем максимальные скорости (24-5-26 м/с) достигаются на отверстиях перфорированного диска при существенно более низких скоростях (3+8 м/с) в проточной части. На основании этих расчетов первоначальные размеры отверстий на дисковом вихрегасителе были увеличены с 10 мм до 18 мм.

Проведенные в третьей главе исследования показали, что при рациональной форме чаши клапана с использованием перфорированных поверхностей, играющих роль аэродинамических демпферов, можно существенно увеличить коэффициенты расхода и до минимального уровня снизить динамические усилия на подвижных частях клапана. Полученные результаты были нами использованы при разработке новой серии полноподъемных предохранительных клапанов.

Этому типу арматуры посвящена четвертая глава работы. В первой части рассматриваются типовые конструкции предохранительных устройств и дается критический анализ, где также отмечаются серьезные нарушения основных гидроаэродинамических принципов формирования проточных частей, приводящие в конечном счете к резкому снижению коэффициентов расхода, высокому шуму и вибрации.

* Расчет проведен к.т.н. Фишером Е.Р.

5500000 5465000 5430000 5395000 5360000 5325000 5290000 5255000 5220000 5185000 5150000 5115000 5080000 5045000 5010000 4975000 4940000 4905000 4870000 4835000 4800000

и

Рис. 7а Распределение статического давления (Па) по проточной части клапана

Рис. 76 Распределение осевых скоростей (м/с) по проточной части клапана

Рис. 8 Форма затвора нового полноподъемного предохранительного клапана

При разработке предохранительных клапанов кроме вопросов рационального формирования проточных частей большое внимание уделялось вопросу надежного срабатывания предохранительных клапанов.

Для клапанов прямого действия предлагается специальная форма запорного органа (рис.8) и дается новая методика его расчета, основанная на учете режимов течения в кольцевом сопле Лаваля.

При отрыве клапана от седла для обеспечения полного открытия необходимо обеспечить увеличение силы, действующей со стороны потока на клапан для преодоления увеличивающегося усилия со стороны пружины. Разработанная методика позволила построить номограмму (рис. 9), с

помощью которой по заданному коэффициенту усиления Ку = и

относительному диаметру определяется необходимый диаметр

профилированной части (рис. 8). (Под коэффициентом усиления понимается отношение силы Иу, удерживающей клапан в открытом состоянии, к усилию отрывающему клапан от седла).

Рис. 9 Номограмма для расчета предохранительных клапанов

На основе проведенных исследований и теоретических расчетов разработана новая конструкция предохранительного клапан прямого действия для больших объемных расходов среды с большими посадочными диаметрами (Бп>200 мм).

Кроме того, в четвертой главе значительное место уделено совершенствованию проточных частей главных предохранительных клапанов. Одна из конструкций нового углового клапана этого типа показана на рис. 10. Здесь в открытом состоянии (правая часть рисунка) между плунжером 1 и входным участком диффузорного седла 2 образуется плавный кольцевой конфузорный канал, где поток ускоряется до критической скорости с последующим переходом в диффузоре к сверхзвуковому течению. За седлом при внезапном расширении проходной площади образуется

Рис. 10 Главный предохранительный клапан с профилированным плунжером

сложная волновая структура, которая замыкается скачком уплотнения. Возникающие при этом возмущения не могут передаваться против сверхзвукового потока, и в области затвора сохраняется стабильное (стационарное) течение. Рассматриваемая организация потока обеспечивает достаточно высокие коэффициенты расхода. Указанные коэффициенты за счет использования профилированных запорных органов для всей новой серии предохранительных клапанов меняются в диапазоне // = 0,78 + 0,88. Для

главного предохранительного клапана прямоточного типа коэффициент расхода оказался весьма высоким и составил ц = 0,90 при очень низком уровне динамических сил, действующих на подвижные части клапана.

В заключительной части рассматриваемой главы проведена теоретическая оценка времени срабатывания быстродействующей отсечной задвижки, установленной на паропроводе большого диаметра (Г)у=600 мм). Рассматривалось два крайних случая. В первом - в момент срабатывания системы защиты все пространство под поршнем сервомотора заполнено водой при температуре, близкой к температуре насыщения. Полученная при этом конечная формула имеет вид

Здесь р' - плотность воды; р\ - плотность паровой фазы при давлении Ро в импульсной линии клапан; <р - концентрация пара в пароводяной смеси вытекающего из сбросной магистрали; - посадочный диаметр клапана; Ьо - положение поршня сервомотора в открытом состоянии клапана, ц-коэффициент расхода; Т - температура насыщения при начальном давлении Р0; (1 - внутренний диаметр сбросной магистрали.

Во втором случае предполагается, что все пространство под поршнем заполнено насыщенным паром, и истечение среды происходит при переменном давлении Ро, под поршнем сервомотора.

Для указанных условий задача оказывается достаточно сложной и для оценки времени срабатывания задвижки получено следующее дифференциальное уравнение:

где т - масса движущихся частей задвижки, I - время, переменная высота камеры под поршнем, £> =-Р0 - начальная сила, действующая на

(5)

поршень, ^ - сила трения, В = 0.628- приведенный расход

А,

при значении безразмерной скорости X, на входе в сбросную магистраль. Уравнение (5) решается при следующих начальных условиях:

1. При 1 = 0, А, = А0

2. При/= 0, а% = 0

В результате предлагается оценивать время закрытия задвижки для рассматриваемого случая по формуле:

% (7).

Пятая глава посвящена некоторьм новым способам снижения вибрационной нагрузки трубопроводов, воспринимающих возмущенный арматурой поток. Существующие методы борьбы с вибрацией трубопроводов сводятся к увеличению жесткости трубопроводов, к изменению расположения узлов крепления относительно строительных конструкций, к установке специальных демпферных устройств, способных гасить недопустимую с эксплуатационной точки зрения вибрацию. При этом, однако, сам источник вибрации (возмущенный поток) остается без изменения.

В данном случае сделана попытка с одной стороны изменить структуру потока, поступающего в трубопроводную систему, а с другой - защитить внутренние стенки трубы от прямого контакта с возмущенным потоком.

Для решения такой задачи необходимо иметь представление о тех факторах, которые влияют на величину пульсаций давления в трубопроводах.

Проведенный анализ этих факторов показал, что при использовании аэродинамически совершенной арматуры можно существенно улучшить и вибрационное состояние трубопроводов. Дальнейшее снижение их вибрации требует дополнительных мер стабилизации течения.

В качестве таких мер предлагается использовать сочетание диафрагменного вихрегасителя (рис. 11а) с трубчатым демпфером пульсаций давления (рис. 116). Пример их установки в паропроводе показан на рис. 12.

Рис. 11а Диафрагменный вихрегаситель для паропровода

Рис. 116 Трубчатый демпфер пульсаций давления для паропровода

Рис. 12 Система гашения пульсаций давления в паропроводе влажно-паровой турбины

На рис. 13 показаны осциллограммы пульсаций давления в трубопроводе после поворота потока на 90° при отсутствии вихрегасителя а) и после его установки б). Как следует из приведенных осциллограмм, пульсации давления снизились примерно в 2,5 раза. Последующая установка за вихрегасителем трубчатого перфорированного демпфера (рис. 116) обеспечивает надежную защиту стенок трубы от прямого воздействия на них оставшихся пульсаций давления.

Р0=ЗОкПа, Ь=0,3

6 8 10 12 14 Среднее значение 1681 Па

а)

Р0=30 кПа, Ь=0,3

20 сек.

18 20 сек.

6 8 10 12 14 Среднее значение 646 Па

б)

Рис. 13 Осциллограммы пульсаций давления в трубопроводе за поворотом потока на 90° при отсутствии диафрагменного вихрегасителя а) и после его установки б)

Выводы по работе:

1. В результате проведенных исследований клапанов проходного типа создан новый дроссельно-регулирующий клетковый клапан с повышенной пропускной способностью, низким уровнем вибрации корпуса, и равномерным полем скоростей в выходном патрубке клапана.

2. Разработан типоразмерный ряд новой серии пружинных предохранительных клапанов прямого действия, обладающих высокими коэффициентами расхода (ц>0,85) и стабильным течением среды при их срабатывании.

3. Разработаны новые конструкции разгруженных пружинных предохранительных клапанов прямого действия, позволяющие использовать их для повышенных расходов рабочих сред, находящихся под высоким давлением.

4. Разработан новый главный предохранительный клапан к корпусе углового типа с коэффициентом расхода (1=0,90^0,92, что позволяет сократить до минимума время его работы, либо уменьшить металлоемкость конструкции за счет сокращения геометрических размеров.

5. Создан универсальный прямоточный клапан с приводом от собственной рабочей среды, который может бьггь использован и как главный предохранительный, и как обычный дроссельно-регулирующий клапан с низким гидравлическим сопротивлением.

6. Проведено теоретическое решение задачи об оценке времени срабатывания отсечных задвижек, устанавливаемых на паропроводах насыщенного пара АЭС, и определены факторы, влияющие на быстродействие этих задвижек.

7. На основании анализа характера течения в паропроводах, воспринимающих поток после регулирующей арматуры, показано, что именно арматура является источником тех возмущений, которые серьезно ухудшают вибрационное состояние трубопроводов. Разработан эффективный способ снижения вибраций трубопроводов в виде применения специальных аэродинамических фильтров (вихрегасителей), меняющих картину течения рабочей среды после указанных устройств. Использование предлагаемых вихрегасителей в трубопроводных системах позволяет в 2-4 раза снизить уровень виброперемещений всех элементов этой системы.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Зарянкин А.Е., Зарянкин В.А., Истомин С.А. Некоторые способы снижения вибрационной нагрузки трубопроводов. Тяжелое машиностроение №1 2005 г. с. 2-7.

2. Зарянкин А.Е., Зарянкин В.А., Истомин С.А.. Сидорова Е.К. Полуэмпирический метод построения расходных характеристик дроссельно-регулирующей арматуры. Арматуростроение №2 (34) 2005 г. с. 24-28.

3. Зарянкин А.Е., Истомин С.А.. Готовцев А.М., Парамонов А.Н. Влияние противовихревых решеток на вибрационное состояние выносных регулирующих клапанов паровых турбин. Материалы XII всероссийской межвузовской научно-технической конференции "Газотурбинные и комбинированные установки и двигатели" М., МВТУ им. Н.Э. Баумана, 24-26 ноября 2004 г. с. 47-49.

4. Зарянкин А.Е., Истомин С.А.. Черноштан В.И., Каращук В.Е. Новая дроссельно-регулирующая арматура для ТЭС и АЭС. Материалы Международной научной конференции «Трубопроводная арматура ТЭС и АЭС». М., ЧЗЭМ, 28 ноября 2004г.

5. Зарянкин А.Е., Истомин С.А.. Черноштан В.И. Новый клетковый клапан для питательной воды. Материалы Всероссийской научной конференции «Пути совершенствования арматуры» 14 декабря 2004г. С.-Петербург.

Подписано в печать Зак. Тир. ЮС Пл. С

Полиграфический центр МЭИ (ТУ) Красноказарменная ул., д. 13

6. Зарянкин А.Е., Истомин С.А., Каращук В.Е., Носков В.В., Черноштан В.И. Новый угловой и клетковый проходной дроссельно-регулирующие клапаны. Арматуростроение №4 (36) 2005 г. с. 28-34.

»U?4à

РНБ Русский фонд

2006-4 15703