Новые методы стабилизации течения в плоских, конических, кольцевых диффузорных каналах турбомашин

Новые методы стабилизации течения в плоских, конических,

кольцевых диффузорных каналах турбомашин.

 

Введение. Кольцевые диффузоры являются неотъемлемой частью газовых турбин, обеспечивая снижение давления за последней ступенью турбины в результате преобразования кинетической энергии газов, покидающих последнюю ступень турбины, в потенциальную энергию. В результате за газовой турбиной давление оказывается ниже давления в последующем газоходе, что влечет за собой увеличение использованного перепада энтальпий и, соответственно, увеличение мощности всей установки. Согласно опытным данным, в кольцевом диффузоре при степени расширения n=4, равномерном поле скоростей в его входном сечении и безотрывном течении коэффициент восстановления энергии ξ может достигать 80–83 %. То есть примерно 80 % кинетической энергии потока, выходящего из газовой турбины, может быть преобразовано в потенциальную энергию. Для современных мощных высокотемпературных газовых турбин это означает возможность снизить давление за последней ступенью с р2 = 1,05 бар до р2 = 0,92–0,94 бар и увеличить за счет снижения указанного давления мощность турбины на 6–8 % [1, 2].

Реальный эффект от установки  таких диффузоров за газовой турбиной оказывается существенно меньшим, так как за последней ступенью поток характеризуется значительной радиальной неравномерностью поля скоростей и направление этих скоростей может заметно отличаться от осевого направления. Кроме того, в проточной части таких диффузоров располагаются мощные крепежные ребра, существенно увеличивающие аэродинамические сопротивления. В результате коэффициент восстановления энергии снижается до 45–50 % и реальный прирост мощности редко превышает 3–4 % при очень больших осевых габаритах рассматриваемых диффузоров. Габариты диффузора могут заметно превышать осевые размеры собственно газовой турбины. При этом возникает серьезная проблема с обеспечением вибрационной надежности всего выхлопного тракта газовой турбины. В ряде случаев уровень вибрации нагруженных стенок диффузоров достигает недопустимо высоких значений, вызывающих, в конечном счете, появление трещин на внешнем обводе диффузора и даже его разрушение. Так, например, виброскорости на корпусе газовой турбины ГТД-110 НПО «Сатурн» в месте его соединения с выхлопным диффузорным патрубком превышают 11 мм/с [1].

В основе возникновения  таких высоких динамических нагрузок лежат чисто аэродинамические причины, обусловленные характером течения  внутри проточной части отсека «последняя ступень-диффузор». Из этого следует, что для снижения вибраций стенок диффузоров в ГТУ необходимо в первую очередь воздействовать на характер течения в их проточной части. Некоторые способы такого воздействия являются предметом настоящего исследования. Влияние угла раскрытия плоских диффузоров на уровень динамических нагрузок на эти стенки. Исследование указанного влияния производилось на простейшей модели (рис. 1).

Особенностью использованной измерительной системы являлось то, что одна из стенок плоского диффузора (стенка 2) была шарнирно соединена разрезным  стержнем 4, обе половинки которого соединялись между собой S-образным динамометром 5. Свободный конец второй половины стержня 4 входил в крепежную скобу 6, являющуюся вторым опорным элементом стержня 4. Так как стенка 2 плоского диффузора воспринимает со стороны потока как статическую, так и динамическую нагрузку, то с помощью тензометрического динамометра 5 устанавливалась связь между характером течения в диффузоре и величиной статических и динамических нагрузок, действующих на стенки исследуемого канала.

Рис. 1. Схема рабочей части установки для исследования плоских диффузоров

 

 

Кроме того, с помощью  специальных датчиков давления фирмы  «KULITE SEMICONDUCTOR» США, установленных  вдоль диффузора, измерялись мгновенные значения давлений [4]. Проведенные измерения показали, что основная область генерации пульсаций давления в диффузоре располагается непосредственно в его входном сечении, где амплитуда пульсаций в этой области при всех углах раскрытия имеет максимальную величину, числен-

ное значение которой  нарастает с увеличением угла раскрытия канала α до 15°. Осциллограммы пульсаций давлений и соответствующие им спектрограммы, полученные в различных сечениях диффузоров с углом раскрытия α = 7° и α = 15° (рис. 2, 3), наглядно подтверждают сказанное. Проведенные измерения динамических нагрузок на стенки диффузора показали, что по сравнению с безградиентными каналами эти нагрузки при угле α = 70 увеличились в 12 раз, а при α = 150 они выросли в 34 раза.

Полученные результаты показывают, что для обеспечения вибрационной надежности газотурбинных диффузоров необходимо в первую очередь добиваться снижения величины пульсаций давлений в их проточных частях. Решить эту задачу возможно либо путем прямого воздействия на характер течения рабочей среды, либо установкой вблизи внутренней поверхности внешнего обвода кольцевого диффузора специальных аэродинамических демпферов, обеспечивающих гашение пульсаций давления в пристеночной области течения. Для изменения характера течения в проточной части диффузора использовали продольное оребрение стенок диффузора.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 2. Осциллограммы и  спектрограммы пульсаций давления на стенке плоского диффузора с углом  раскрытия 7º: а – на входе; б – 0,1L; в – 0,325L; г – 0,875L

 

 

 

Рис. 3. Осциллограммы  и спектрограммы пульсаций давления на стенке плоского диффузора с углом  раскрытия 15º: а – на входе; б – 0,1L; в – 0,325L; г – 0,875L

 

На плоских диффузорах этот способ снижения пульсаций давления оказался весьма эффективным [4]. Однако применение оребрения в кольцевых диффузорах газовых турбин требует тщательной проверки, так как поток на выходе из последней ступени турбины обладает закруткой и радиальной неравномерностью [5].

Влияние закрутки потока на входе в кольцевой диффузор на аэродинамические и вибрационные характеристики. Для исследования влияния указанных особенностей течения за последней ступенью турбины на аэродинамические и вибрационные характеристики кольцевых диффузоров был изготовлен стенд, позволяющий обеспечить закрутку потока на входе в диффузор φ от 0 до 20°, а также имитировать высокоскоростную струю в области наружной образующей.

Исследования проводились  на кольцевых диффузорах с цилиндрической внутренней втулкой и коническим внешним обводом при двух углах  раскрытия α1, равных 7 и 15°, и двух степенях расширения канала n = F2/F1, равных 2 и 4. При этом рассматривались диффузоры с гладкими внутренними поверхностями, с продольно оребренными поверхностями и диффузоры с пристеночными перфорированными экранами.

Суть продольного оребрения (рис. 4) состоит в установке вдоль обтекаемой поверхности 1 клиновидных ребер 2 с расположением их вершин во входном сечении.

 

Рис. 4. Схема  кольцевого диффузора с внутренним оребрением: 1 – внешняя поверхность; 2 – ребро

 

На рис. 5 показана схема установки пристеночного перфорированного экрана-диффузора. Для исключения перетечек рабочей среды через ристеночный зазор эта область заполняется ватной набивкой.

 

Рис. 5. Схема  кольцевого диффузора с установленным  внутренним перфорированным коническим диффузором: 1 – внешняя поверхность; 2 – перфорированный конический диффузор

В качестве критерия аэродинамического  совершенства рассматриваемых диффузоров был выбран коэффициент полных потерь ζп, который включает как внутренние потери в канале ζ, так и потери с выходной скоростью ζвс.

Полученные результаты (рис. 6,а) показывают, что диффузор с  углом раскрытия α1 = 15° и степенью расширения n = 4 обладает наименьшим сопротивлением (кривая 3), несмотря на то, что при равномерном поле скоростей на входе (φ= 0°) в его выходном сечении были обнаружены довольно большие зоны, занятые возвратными течениями. Однако применение такого диффузора не представляется возможным по условиям виброактивности (рис. 6,б). Уровень виброскорости стенок диффузора, по сравнению с диффузором при угле раскрытия α1 = 15°и степени расширения n = 2, оказался в 5 раз выше.

Наличие закрученного поля скоростей навходе в исследуемые  каналы способствует переносу массы  вещества с большей кинетической энергией в направлении внешнего обвода, что привело к большей наполненности профиля скоростей и, как следствие, к снижению коэффициента полных потерь. Более того, тщательное исследование выходного поля скоростей диффузора (α1 = 15°, n = 4) при φ = 15° показало отсутствие отрывных явлений в данном канале, что, в свою очередь, привело к увеличению эффективной проходной площади, коэффициент полных потерь ζп уменьшился по сравнению с незакрученным потоком на входе более чем на Δζп = 25 %.

Вибрационные испытания  показали, что улучшение условий течения вблизи стенки канала при закрученном поле скоростей приводит к заметному улучшению виброхарактеристик канала, так как динамические нагрузки на стенках, защищенных пограничным слоем, всегда меньше нагрузок, которые испытывают стенки при прямом контакте с оторвавшимся нестационарным потоком.

Рис. 6. Зависимости  коэффициента полных потерь (а) и виброскорости (б) от угла закрутки потока во входном  сечении: 1 – диффузор α1 = 7°, n = 2; 2 – α1 = 15°, n = 2; 3 – α1 = 15°, n = 4; 4 – α1 = 15°, n = 4 (оребрение с подрезкой); 5 – α1 = 15°, n = 4 (с перфорированным экраном)

 

Оребрение внутренней поверхности  исследуемых диффузоров вызвало  рост потерь всего на Δζп = 0,03–0,06. В свою очередь, закрутка потока снизила коэффициент полных потерь при углах закрутки φ < 20° и привела к снижению вибрации. Для оребренного диффузора с углом α1 = 15° и степенью расширения n = 4 наблюдается снижение виброскорости более чем в 2,5 раза. Для безотрывных диффузоров (α1 = 7° и α1 = 15° при n = 2) оребрение снизило виброскорость в среднем всего на 30 %.

 

 

 

 

Список  литературы

 

1. Дейч  М.Е., Зарянкин А.Е. Газодинамика диффузоров и выхлопных патрубков турбомашин. – М.: Энергия, 1970.

 

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

 

3. Алексеев  М.А., Ермолаев В.В., Будаков И.В. Первые результаты эксплуатации двигателя ГТД-110 НПО «Сатурн» в составе ПГУ-325 // Тез. докл. LVI науч.-техн. конф. «Применение газотурбинных технологий в энергетике и промышленности». – Пермь, 2009. – С. 131–135.

 

4. Зарянкин  А.Е., Носков В.В. Исследование влияния характера течения в плоских диффузорных каналах на их вибрационное состояние // Тез. докл. ХV ежегодной междунар. науч.-техн. конф. студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика» (февраль 2009 г.,

Москва). – М.: МЭИ, 2009. – Т. 3. – С. 251–252.

 

5. Лагун  В.П., Симою Л.Л., Фрумин Ю.З. Натурные исследования выхлопного патрубка мощной паровой турбины // Теплоэнерегетика. – 1975. – № 2. – С. 31–35.