Исследование входных патрубков цилиндров низкого давления конденсационных турбин Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.311

ИССЛЕДОВАНИЕ ВХОДНЫХ ПАТРУБКОВ ЦИЛИНДРОВ НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ТУРБИН

А.Е. Зарянкин, Е.А. Юрик

Рассматриваются пути совершенствования входных патрубков цилиндров низкого давления паровых конденсационных турбин. Описываются проблемы рациональной организации подвода пара к первым ступеням двухпоточных цилиндров низкого давления. Приводятся результаты исследования пяти вариантов моделей входного патрубка. Практический интерес представляет использование двухстороннего ради-ально-осевого профилированного конфузора, позволяющего снизить коэффициент окружной неравномерности параметров потока перед первой ступенью на 60 %, пульсации давления перед сопловым аппаратом с 30 % от начального давления рабочей среды до 12 %, а потери энергии в лопаточном аппарате уменьшить на 1,2 %.

Ключевые слова: входной патрубок цилиндра низкого давления, окружная и радиальная неравномерность параметров потока, пульсация давления.

Если вопросам совершенствования выхлопных патрубков посвящено достаточного много работ, то исследованию входных патрубков цилиндров низкого давления (ЦНД) уделялось существенно меньше внимания, хотя сама проблема рациональной организации подвода пара к первым ступеням двухпоточных ЦНД с практической точки зрения не менее важна, чем проблема совершенствования выхлопных патрубков.

Для входного патрубка потери обусловлены, во-первых, необходимостью развернуть поток пара на 90° в направлении первой ступени в ограниченном объёме, и, во-вторых, тем, что весь пар, который подводится к двухпоточному цилиндру, произвольно делится на две части, и каждая часть разворачивается на 90° в противоположных осевых направлениях. Эта неуправляемая картина течения порождает очень высокие пульсации давления и высокую окружную и радиальную неравномерность, что ведет к снижению экономичности не только первой, но и последующих ступеней ЦНД [1, 2, 5].

Нарушение симметрии течения, вызванное неблагоприятными условиями течения пара во входном патрубке паровой турбины ведет к двум серьезным последствиям.

Во-первых, изменение давления торможения пара в окружном направлении ведет к окружному изменению располагаемых перепадов энтальпий на ступени, что приводит к работе ступени при неоптимальных локальных значениях параметра Ха = и/Са .

Во-вторых, на ступени возникают неуравновешенные поперечные силы, способные привести к развитию низкочастотной вибрации ротора.

В качестве решения указанной проблемы предлагается использование радиально-осевых ступеней различных типов в ЦНД мощных паровых турбин. Эта идея широко обсуждалась в конце 70-х - начале 80-х годов в связи с целым комплексом исследований, проводимых в МЭИ (ТУ) и ЛГТУ (бывшее ЛПИ) [3, 4]. Однако предлагаемые различные типы таких ступеней не нашли пока практического применения в связи с большими прочностными и технологическими проблемами, возникающими при создании таких ступеней.

В этой связи представляется целесообразным рассмотреть более простые варианты модернизации существующих входных патрубков двух-поточных цилиндров низкого давления и проверить эффективность возможных способов выравнивания полей скоростей перед первой ступенью ЦНД путем прямых исследований моделей этих патрубков на специальном стенде.

Описание экспериментальной установки. Установка для исследования входного патрубка, продольный разрез которой приведен на рис. 1, состоит из корпуса (1) с двумя подводящими патрубками (2), по которым сжатый воздух подводится в кольцевую камеру (3), ограниченную центральным цилиндром (4), торцевой стенкой (6) и корпусом установки. Из кольцевой камеры воздух подается в сопловой аппарат (10) и далее в атмосферу.

Для траверсирования выходного поля полных напоров на внешней стороне соплового аппарата располагалось поворотное кольцо (11) с зондом полных напоров (8), которое было снабжено лимбом, обеспечивающим отсчет углов поворота с угловым шагом, равным 5°. Для поворота кольца использовалась рукоятка (7).

Во входном сечении соплового аппарата был установлен зонд полных напоров (9), имеющий возможность поворачиваться вокруг продольной оси установки. Угол поворота отсчитывался по лимбу (5), закрепленному на торцевой стенке (6).

Исследованные модели входных патрубков. Кроме исходного варианта, представленного на рис. 1, исследовались пять вариантов моделей входного патрубка, показанных на рис. 2.

На рис. 2, а представлена модель патрубка с профилированной поверхностью кольцевой камеры улиточного типа, что в принципе может снизить потери в патрубке за счет более равномерного поля скоростей перед сопловым аппаратом первой ступени. На рис. 2, б приведена модель с цилиндрической перфорированной сеткой, установленной в кольцевой камере. Сетка представляет собой цилиндрическую трубу с внешним диаметром В = 286 мм, толщиной стенки А = 5 мм, степенью перфорации 0,5 и отверстиями диаметром й = 5 мм.

входного патрубка цилиндра низкого давления

Поток сжатого воздуха, поступающий через подводящие трубопроводы, проходит через перфорированную цилиндрическую решетку и далее поступает в кольцевую камеру. Использование данного решения предполагает сгладить окружную неравномерность в кольцевой камере патрубка.

При двустороннем подводе пара в цилиндр низкого давления во входной камере наблюдается высокая неравномерность в результате столкновения двух противоположных потоков пара, следствием чего являются большие потери энергии. В качестве меры, позволяющей повысить экономическую эффективность патрубка, исследовались две модели, представленные на рис. 2, в, г.

В первом случае установлено одно вертикальное ребро в верхней половине кольцевой камеры, представляющее собой металлическую пластину толщиной А = 4 мм и исключающее взаимодействие двух противоположных потоков в верхней части патрубка (рис. 2, в).

Рис. 2. Модели входного патрубка

62

Во втором случае установлены два поперечных вертикальных ребра, разделяющие кольцевую камеру на две части, в каждую из которой поступает сжатый воздух из подводящего трубопровода. В итоге каждый поток протекает в своей камере, не нарушая структуру друг друга (рис. 2, г).

Наконец, на рис. 2, д приведен вариант с двумя профилированными ребрами, которые делили поток, поступающий в патрубок по двум трубам, на две части (рис. 2, д). Данные ребра предполагают разделение и направление потока к сопловому аппарату с минимальной окружной неравномерностью.

Использованная система измерений и методика обработки опытных данных. Используемая система измерений позволяла определять суммарные потери на установку, потери непосредственно в патрубке, потери на сопловую решётку и распределение полных напоров на среднем диаметре за сопловой решёткой при различных вариантах исполнениях входного патрубка.

Используемая система измерений обеспечивала измерение следующих величин:

общего расхода воздуха на установку G ;

избыточного давления полного торможения на входе в установку

АРь

избыточного давления полного торможения АР01 перед сопловой решеткой;

распределения избыточного давления полного торможения за сопловой решеткой в окружном направлении АР02;

избыточного статического давления перед сопловой решеткой

А Рь

температуры полного торможения 70 ;

пульсаций статического давления перед сопловой решеткой р;

амплитуды виброперемещений на корпусе модели A .

Общий расход воздуха G на установку определялся с помощью от-тарированного сопла Вентури, установленного на трубопроводе, подводящем рабочую среду к ресиверу.

Все основные измерения проводились с использованием современного измерительного комплекса «Мера» в сочетании со стандартной измерительной аппаратурой. Для измерения пульсаций давления использовались комплекты датчиков давления типа ДПС 011 производства Научно-исследовательского института физических измерений (НИИФИ) (г. Пенза) и вибропреобразователи типа МВ-43. Для измерения вибраций использовался специализированный прибор "Агат" компании "DUAMEX" (Россия).

При исследовании модели входного патрубка совместно с сопловым аппаратом определялись суммарные коэффициенты потерь для всей проточной части от фланцев подводящих труб до выхода из сопловой решетки, а также отдельно оценивался коэффициент потерь непосредственно в сопловой решетке. По разнице указанных коэффициентов определялись потери энергии в самом патрубке.

Оценивать потери энергии в любой сложной системе при неравномерном выходном поле скоростей путем траверсирования всего выходного поля скоростей крайне сложно, а достоверность конечного результата сравнительно низкая.

В этой связи более достоверным и существенно более простым является расходный метод оценки средней скорости потока за решеткой, определяющей по существу коэффициент потерь энергии. Этот коэффициент определяется по известному соотношению [6]

\2

1

¿1

М )

где \ - действительная безразмерная скорость потока за сопловой решеткой, Лу- теоретическая скорость, оцениваемая по всему перепаду давлений на установку,

Ли -

1

к +1

к-1

к-1

(

1-

V

В

Р01

(1)

где к— показатель изоэнтропы (при испытаниях на воздухе к- 1,4); В-барометрическое давление, Па; Р01" среднее давление полного торможения перед решеткой. Па.

Расчетное соотношение для определения давления вытекает из уравнения расхода, записанного в следующем виде:

'к+1у1

О = 0,0404 •

01

г.

111111

01

\

к-1

■X

1/

/

(2)

где Го1—температура перед сопловой решеткой, К;

,2

суммарная

минимальная площадь сопловой решетки, м~.

Подставляя (1) в (2), получаем значение давления Ро1 • Используя это давление, локальный коэффициент потерь энергии для решетки определялся по известной формуле

64

к-1

к-1

С р,

В

V Р02,)

к

В

V р01)

к

к-1

1

В

V р01)

к

Соответственно для всей проточной части (патрубок + решетка) локальный коэффициент потерь С, будет

с, =

В

к-1

V Р02,)

В

V р0 )

к-1

к-1

1

В

V р0 )

к

Последующее осреднение локальных коэффициентов потерь по количеству точек траверсирования потока за решеткой дает их среднее значение Ср и С • Зная указанные величины, легко находится и средний коэффициент потерь энергии собственно входного патрубка:

С пат = С р •

Количественное представление о степени неравномерности параметров потока за сопловой решеткой дает распределение давлений полного торможения в зависимости от угловой координаты (.

Траверсирование потока по среднему диаметру сопловой решетки проводилось с угловым шагом Дф=5°, что давало достаточно точное представление о степени неравномерности потока, покидающего сопловую решетку.

Эти первичные данные измерений ДР,2 выражались в долях от максимального значения избыточного давления ДР02ЭХ, и по этим локальным относительным давлениям полного торможения ДР02 строились зависимости ДР02 = I (() •

На основе полученных зависимостей находилось среднее относи-

—ср

тельное избыточное давление полного торможения ДР0р по следующему соотношению:

n ЛР02

—, л nmax

ЛрсР _ i=1 ЛР02

02 = п ' где п - число экспериментальных точек.

Для количественной оценки степени неравномерности потока использовался коэффициент неравномерности Ф, который находился следующим образом.

На зависимости ДР02 = f ((Р) брались две выборки отклонений значений избыточного давления полного торможения от среднего давления -СР _________________„ _______ ДР02] >к»ср

ЛР 02' удовлетворяющие условиям —max >ЛРо2 j _ 1.k и ЛРг

дршах ЛР02

02 g А ~ррр

< ЛР02 g _ 1.q , и проводилось их осреднение

дршах ЛР02

k Pj

^ л ршах . —шах j=1лр02 л р02 _--02—

k

q ЛР min kk ЛР02 g

_ g=i лР02ах л Р 02 _ -02—

гшт

q

где k - число экспериментальных точек, вошедших в первую выборку, q_n-k - число экспериментальных точек второй выборки.

В результате для количественной оценки степени окружной неравномерности использовался следующий коэффициент неравномерности выходного поля давлений за сопловой решеткой:

—шах ~min

ф _ ЛР02 -ЛР02

Д РСР Д р 02

Результаты проведенных исследований. Итоговые результаты этих исследований, сведенные в таблице, указывают на целесообразность практического использования простейшего варианта с двумя профилированными разделительными ребрами, установленными против диаметрально расположенных трубопроводов, подводящих пар к входному патрубку ЦНД. По сравнению с базовым вариантом в этом случае почти в два раза снижается коэффициент окружной неравномерности потока, и на 3,7 % уменьшаются потери энергии в системе «входной патрубок - сопловой аппарат первой ступени ЦНД».

Результаты исследования моделей входного патрубка

Модель Коэффициент неравномерности, Ф Суммарные потери, С, % Потери в патрубке, Cпат, % Потери в сопловой решетке, Ср, %

Базовый вариант 0,26 16,5 7,3 9,2

Модель с профилированной цилиндрической поверхностью (рис. 2, а) 0,19 15,2 6,8 8,4

Модель с цилиндрической перфорированной сеткой (рис. 2, б) 0,15 22,3 14,4 7,9

Модель с одним разделительным ребром (рис. 2, в) 0,21 15,4 - -

Модель с двумя разделительными ребрами (рис. 2, г) 0,231 14,3 5,6 8,7

Модель с двумя профилированными ребрами (рис. 2, д) 0,15 12,8 5,8 7

На рис. 3 показано, как меняются коэффициенты потерь в решетке и и коэффициенты потерь в патрубке и для исходного (индекс 1) и для патрубка с двумя профилированными ребрами (индекс 2) при изменении скорости потока за решеткой Ми. Хорошо видно, что переход к патрубку с указанными ребрами существенно снижает потери и в решетке, и в патрубке во всем диапазоне скоростей Ми.

Кроме того, необходимо отметить, что в рассматриваемом простейшем варианте модернизации входного патрубка кроме снижения потерь энергии резко снижается и уровень пульсаций давления перед сопловым аппаратом. На рис. 4 дано сопоставление осциллограмм пульсаций давления и амплитудно-частотная характеристика для исходной модели (рис. 4) и для модели с профилированными ребрами, установленными против подводящих труб (рис. 5) при Ми=0,5. Установка ребер привела к снижению пульсаций давления примерно в два раза, причем очень сильно снизились пульсации давления на частоте, равной 2000 Гц.

Дальнейшее снижение потерь энергии во входной части ЦНД с одновременным снижением окружной неравномерности потока перед сопловым аппаратом первой ступени ЦНД можно получить при использовании двухстороннего радиально-осевого профилированного конфузора, изображенного на рис. 6. Коэффициент окружной неравномерности параметров потока перед первой ступенью был снижен на 60 %, пульсации давления перед сопловым аппаратом снизились с 30 % от начального давления рабочей среды до 12 %, а потери энергии в лопаточном аппарате уменьшились на 1,2 %.

ЬР^ 0,11

0,05 -I---------

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

М„

Рис. 3. Зависимость коэффициентов потерь в решетке

и в патрубке от числа М1{ для исходного варианта патрубка и патрубка с двумя профилированными ребрами

АР, Па

к

^м/ 1 -Л, ,

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000

Рис. 4. Осциллограмма пульсаций давления и амплитудно-частотная характеристика для исходной модели при М1{=0,5

68

АР, Па

........ ■ Г'........

О 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000

Рис. 5. Осциллограмма пульсаций давления и амплитудно-частотная характеристика для модели с профилированными ребрами, установленными против подводящих труб при М1{=0,5

Рис. 6. Схема подвода пара к первой ступени через кольцевой двухсторонний радиально-осевой конфузор

Полученные в работе результаты имеют важное практическое значение, так как разработанные схемы профилированного входного патрубка ЦНД могут быть использованы для повышения экономичности и надежности Цнд.

Список литературы

1. Гоголев И.Г. Аэродинамическое исследование входного патрубка газовой турбины. // Изв. вузов. Энергетика. 1959. № 11. С.100 - 107.

2. Гоголев И.Г. Совершенствование рабочего процесса тепловых турбин с целью снижения потерь энергии на основе аэродинамических исследований ступеней, входных, переходных и выходных патрубков при их совместной и изолированной работе: автореф. дис. ... д-ра техн. наук. Брянск, 1985. 20 с.

3. Биржаков М.Е., Литинецкий В.В. Радиально-осевые ступени мощных паровых турбин. Л.: Машиностроение, 1983. 219 с.

4. Александров К.К. Исследование характеристик двухпоточных радиально-осевых турбинных ступеней при различных геометрических и режимных параметрах: автореф. дис. ... канд. техн. наук. М.: МЭИ, 1974. 21 с.

5. Лаптева З.А., Таушканова В.Б. Испытания входных патрубков турбин и осевых компрессоров. // Исследование элементов паровых и газовых турбин и осевых компрессоров. М.-Л.: Машгиз, 1960. С. 107 - 116.

6. Зарянкин А.Е., Симонов Б.П. Выхлопные патрубки паровых и газовых турбин. М.: Изд-во МЭИ, 2002 . 274 с.

Зарянкин Аркадий Ефимович, д-р техн. наук, проф., ZariankinA Yampei.ru, Россия, Москва, Московский энергетический институт,

Юрик Елена Алексеевна, канд. техн. наук, доц., EA Yurikagmail.com, Россия, Калуга, Калужский филиал Московского государственного технического университета им. Н.Э. Баумана

RESEARCH OF THE INLET BRANCH OF THE LOW-PRESSURE CYLINDER

OF CONDENSING TURBINE

A.E. Zaryankin, E.A. Yurik

Examined are the ways of perfecting of the inlet branch of the low-pressure cylinder of steam condensing turbine. Described are problems of the rational organization of a supply of steam to the first stages of double-flow low-pressure cylinders. Given are results of research of five options of models of inlet branch. Practical interest is use of the two-sided radial-axial profiled confusor, which is allowing to lower degree of district irregularity of flow parameters before the first stage for 60 %, pressure pulsations in front of the nozzle device from 30 % of the initial pressure of a working environment to 12 %, and losses of energy in the blade row to reduce by 1,2 %.

Key words: the inlet branch of the low-pressure cylinder, district and radial irregularity of flow parameters, pressure pulsations.

Zaryankin Arkadij Efimovich, doctor of technical sciences, professor, Zarianki-nAY@mpei.ru, Russia, Moscow, Moscow Power Engineering Institute,

70

Yurik Elena Alekseevna, candidate of technical sciences, docent, EAYu-rik@,gmail. com, Russia, Kaluga, Kaluga branch of Bauman Moscow State Technical University named after N.E. Bauman

УДК 621.0:519.873

МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССА ФУНКЦИОНИРОВАНИЯ ОБСЛУЖИВАЮЩЕГО УСТРОЙСТВА С НЕОБЕСЦЕНИВАЮЩИМИ ОТКАЗАМИ МЕТОДОМ ПУТЕЙ

М.В. Заморёнов, В.Я. Копп, Д.В. Заморёнова, А. А. Скидан

Приведен метод путей, позволяющий моделировать процесс функционирования полумарковских систем. Выполнено моделирование процесса функционирования обслуживающего устройства с учетом необесценивающих отказов. Выполнено сравнение предложенного метода моделирования и известного метода, основанного на уравнениях марковского восстановления.

Ключевые слова: полумарковская система, метод путей, повторные попадания, необесценивающие отказы, обслуживающее устройство.

При создании нового автоматизированного оборудования широкое распространение получили автоматизированные системы технологической подготовки производства. Причем одним из основных этапов его создания является моделирование процесса функционирования указанного оборудования, обеспечивающее получение необходимых характеристик [1 - 7].

В данном случае остановимся на моделировании производительности функционирования обслуживающих устройств (ОУ) с учетом надежности. Под ОУ понимаются производственные и информационно вычислительные модули, на основании моделирования которых создается модель производственной или информационной системы в целом. Желательно иметь наиболее полную характеристику производительности - время цикла обслуживания единицы продукции. При этом необходимо учитывать стохастический характер как самого времени обслуживания, так и времен наработки на отказ и восстановления. В результате моделирования необходимо определить функцию распределения времени цикла обслуживания единицы продукции с учетом отказов и восстановлений. Этому вопросу посвящен ряд работ [8 - 14]. Однако по-прежнему, остаются нерассмотренными многие аспекты.

Целью данной статьи является определение точного вида ФР времени цикла обслуживания единицы продукции обслуживающим устройством при необесценивающих отказах, с использованием аппарата полумарковских процессов. Под необсценивающими отказами понимают отказы,