МОСКОВСКИЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

На правах рукописи

Григорьев Евгений Юрьевич

РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ СПОСОБОВ СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИИ

КОЛЬЦЕВЫХ ДИФФУЗОРОВ ГАЗОВЫХ ТУРБИН

(05.04.12 – Турбомашины и комбинированные турбоустановки) Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель:

д.т.н., профессор Зарянкин А.Е Москва – 2014 2 Содержание Введение ………………………………………………………………………. Глава 1. Краткий обзор литературных данных по предмету проводимых исследований……………………………………………………………... 1.1 Диффузоры в системе отвода рабочих сред из паровых и газовых турбин, как естественный способ увеличения их экономичности и мощности………………………………………………………………. 1.2 Влияние режимных параметров на характеристики диффузоров.... 1.3 Влияние геометрических параметров на характеристики диффузоров…………………………………………………………….…. 1.4 Влияние начальной неравномерности поля скоростей на входе в диффузор…………………..……………………………………………… 1.5 Возможные пути повышения эффективности диффузоров и возможные способы снижения динамических нагрузок на их стенки.. 1.6 Влияние геометрических параметров плоских диффузоров на величину динамических нагрузок, действующих на их стенки, и пути снижения этих нагрузок………………………………………………… Глава 2. Описание экспериментального стенда, методика и погрешность испытаний…………………………………………………………………….. 2.1. Описание экспериментального стенда……………………………... 2.2 Описание объектов и модели исследования, системы измерений………………………………………………………………………. 2.3 Методика экспериментальной оценки аэродинамических характеристик диффузорных……………………………………………. 2.4 Оценка погрешности измерений………………………………...…. Глава 3. Исследование влияния характера течения в кольцевых диффузорах на их аэродинамические и вибрационные характеристики... 3.1 Влияние геометрических параметров на аэродинамические и вибрационные характеристики диффузорных кольцевых каналов…………. 3.2 Влияние угла закрутки потока на аэродинамические и вибрационные характеристики диффузорных кольцевых каналов……………….. 3.3 Влияние радиальной неравномерности потока на входе на аэродинамические и вибрационные характеристики диффузорных кольцевых каналов……………………………………………………………………….. Выводы по третьей главе…………………………………………….. 4. Пути снижения динамических нагрузок на стенки кольцевых диффузоров……………………………………………………………………………. 4.1 Исследования вибрационного состояния кольцевых диффузоров с продольным оребрением……………………………………………….. 4.1.1 Влияние формы оребрения на аэродинамические и вибрационные характеристики диффузоров при начальной закрутке потока на входе………………………………………………………………….. 4.1.2 Влияние формы оребрения на аэродинамические и вибрационные характеристики диффузоров при радиальной неравномерности потока на входе……………………………………………………….. 4.2 Исследования кольцевых диффузоров с перфорированным экраном……………………………………………………………………….. 4.2.1 Аэродинамические и вибрационные характеристики диффузоров с перфорированным экраном при равномерном поле скоростей на входе……………………………………………………………..… 4.2.2 Влияние закрутки потока на аэродинамические и вибрационные характеристики кольцевых диффузоров с перфорированным экраном…………………………………………………………………….. 4.2.3 Влияние радиальной периферийной струи на аэродинамические и вибрационные характеристики кольцевых диффузоров с перфорированным экраном………………………………………………….… Выводы по четвертой главе…………………………………………….. 5. Численное исследование течения в диффузорных каналах…………… 5.1 Моделирование течения в диффузорах………….………………… 5.2 Результаты моделирования картин течения в проточных частях кольцевых диффузоров……………………………………………….... 5.3 Влияние входной закрутки потока на течение в проточной части исследуемых широкоугольных диффузоров………………………….. 5.4 Влияние радиальной неравномерности потока на течение в проточной части исследуемых широкоугольных диффузоров…………….... Выводы по пятой главе…………………………………………………. 6. Практическое применение оребренных диффузоров и диффузоров с пристеночными перфорированными экранами………………………………. 6.1 Кольцевые диффузоры газовых турбин………………………….... 6.1.1 Концепция создания высокоэкономичных диффузоров газовых турбин с низким уровнем вибрации………………………………… 6.1.2 Пример нового кольцевого диффузора газовой турбины……………………………………………………………….. 6.2. Применение кольцевых диффузоров в выхлопных патрубках паровых турбин……………………………………………..…………... 6.3 Использование широкоугольных диффузоров в защитной и регулирующей энергетической арматуре……………………………... Заключение…………………………………………..………………………. Список использованной литературы………………..……………………... Актуальность темы диссертации. Повышение показателей эффективности энергетического оборудования является актуальной задачей не только при модернизации действующих установок, но и при создании нового оборудования. Одним из ключевых вопросов при проектировании и эксплуатации энергооборудования является обеспечение его надежной работы. Решение указанных задач зачастую является взаимосвязанным. Во многих случаях, воздействие на характер течения в проточной частях различных установок с целью повышения их экономичности сопровождается и повышением показателей надежности, в связи со снижением динамических нагрузок, действующих со стороны потока на стенки соответствующих каналов.

Рассматривая проблему повышения экономичности тепловых и атомных энергоблоков, следует отметить, что эта проблема может быть решена как за счет повышения экономичности основного и вспомогательного оборудования указанных установок, так и за счет совершенствования их тепловых схем с целью повышения термодинамического КПД соответствующих циклов.

Однако, при всей актуальности обозначенной проблемы, ее даже частичное решение в части дальнейшего повышения экономичности паровых и газовых турбин представляет исключительно сложную задачу, так как традиционные пути повышения экономичности и надежности проточных частей мощных энергетических газовых и паровых турбин практически себя исчерпали.

Действительно, если рассматривать мощные энергетические газовые турбины, то КПД их проточных частей достигает 9192 %, что вплотную приблизило указанные значения к теоретически возможным величинам.

Возможности повышения КПД проточных частей паровых турбин несколько больше, но и здесь резервы повышения экономичности имеются только в цилиндрах высокого и низкого давления, т.к. лопаточный КПД цилиндров среднего давления уже находится на уровне 9092 %.

В этой связи наиболее перспективными, с точки зрения повышения внутреннего относительного КПД турбины, являются работы, связанные со снижением безвозвратных потерь кинетической энергии потока рабочих тел, покидающих последние ступени паровых и газовых турбин.

В газовых турбинах величина указанных потерь достигает 78 % от полезной мощности газотурбинной установки. Так, например, в ГТУ V94.3A фирмы «Siemens» при расходе газа через последнюю ступень турбины равном G=634 кг/с и осевой скорости С 2z =250 м/с (М z =0.3), эквивалентная мощность уходящего потока достигает 18 МВт (9% от полезной мощности ГТУ).

Особенно велики эти потери в мощных конденсационных паровых турбинах, где на пути пара от последней ступени до конденсатора общие потери энергии на 2030 % превышают энергию потока, покидающего последнюю ступень турбины.

Все турбостроительные фирмы мира проблеме снижения указанных потерь энергии уделяют особое внимание, пытаясь использовать кинетическую энергию уходящего потока на создание за последней ступенью высокого диффузорного эффекта.

В результате использования развитых кольцевых диффузоров в газовых турбинах удалось преобразовать в потенциальную энергию до 50% кинетической энергии потока, покидающего последние ступени этих турбин. Однако, одновременно возникли серьезные проблемы, связанные с обеспечением вибрационной надежности диффузоров, связанной с очень большими амплитудами пульсаций давления в их проточных частях. В результате пришлось существенно ограничивать значения углов раскрытия их проточных частей, что привело к чрезмерному увеличению осевых длин этих устройств при сохранении высоких степеней расширения, а при сохранении осевых размеров к уменьшению степеней расширения и существенному снижению экономичности.

Для гашения вибраций диффузоров в газотурбинных установках используются в основном пассивные методы их гашения, состоящие в установке дополнительных опор, использовании внешних гидравлических демпферов и некоторых других мер.

В представленной работе подробно рассматриваются разработанные новые активные методы подавления пульсаций давления непосредственно в проточных частях диффузоров. То есть, в основу решения вибрационной надежности диффузоров положена борьба не со следствием, а с причиной возникновения вибрации, которая прямо связана с характером движения рабочих сред непосредственно у обтекаемых стенок диффузора.

В паровых турбинах в связи с ограниченными осевыми размерами выхлопных патрубков и необходимостью разворота потока пара на 90° в направлении конденсатора, обеспечить в системе выхлопа ощутимого диффузорного эффекта до настоящего времени при использовании традиционных решений не удалось.

В представленных исследованиях рассматривается ряд принципиально новых решений, обеспечивающих возможность и в выхлопных системах паровых турбин преобразовать в потенциальную энергию до 3035 % кинетической энергии пара, покидающего последнюю ступень паровой турбины.

Соответственно, настоящая работа посвящается теоретическим и физическим исследованиям течений в диффузорах различной формы с различными эквивалентными углами и степенями расширения, при близких к реальным входных полях скоростей с целью экспериментальной проверки предлагаемых новых способов снижения динамических нагрузок на стенки рассматриваемых объектов.

Объекты исследования:

Предметом исследования являются кольцевые диффузоры паровых и газовых турбин с прямолинейными образующими. Основные геометрические характеристики исследуемых диффузоров представлены в таблице 1.

Таблица 1. Исследуемые диффузоры Цель диссертационной работы:

Целью диссертационной работы является:

- исследование влияния геометрических параметров кольцевых диффузоров на их аэродинамические и вибрационные характеристики;

- исследование влияния особенностей течения рабочих сред за последними ступенями турбомашин на вибрационное состояние последующих кольцевых диффузорных патрубков;

- разработка и исследование способов геометрического воздействия на течение рабочих сред в кольцевых диффузорных каналах с целью снижения динамической составляющей силы, действующей на стенки диффузорных каналов.

Для достижения поставленной цели необходимо:

-провести экспериментальные исследования влияния угла раскрытия внешней образующей и степени расширения кольцевого диффузора на аэродинамические и вибрационные показатели;

- выявить влияние начальной закрутки и радиальной неравномерности потока на аэродинамические и вибрационные характеристики диффузора;

- разработать способы геометрического воздействия на характер течения в кольцевых диффузорах с целью снижения гидравлического сопротивления и вибрации данных каналов;

- провести численное моделирование течения в диффузорах, в том числе и с системами стабилизации потока, при неравномерных полях скоростей.

- разработать возможность использования полученных решений для повышения эффективности и надежности диффузоров в паровых и газовых турбинах, а также рассмотреть возможность переноса результатов на клапана паровых турбин.

Методы исследований и достоверность полученных результатов.

При выполнении работы широко использовались общепризнанные методы проведения физических экспериментов и численных исследований.

Достоверность полученных результатов обеспечивалась применением современной измерительной техники, повторяемостью опытных данных и хорошим совпадением результатов модельных и численных исследований.

Научная новизна диссертационной работы состоит в следующем:

- проведены комплексные экспериментально- расчетных исследования серии кольцевых диффузоров по определению влияния особенностей течения в этих каналах при начальных неравномерных полях скоростей потока на аэродинамические характеристики диффузоров и показатели вибрации их стенок;

- доказано, что дозвуковая периферийная высокоскоростная струя на входе в кольцевые диффузоры с прямолинейными образующими не мешает расширению рабочего тела в направлении раскрытия стенок диффузора;

- разработана и оптимизирована система внутреннего продольного оребрения обтекаемых поверхностей кольцевых диффузоров, позволяющая снизить уровень вибрации на стенках диффузоров без роста потерь энергии;

- показано, что введение внутреннего оребрения обводов диффузора не приводит в условиях неравномерного потока рабочей среды (начальная закрутка, радиальная неравномерность) к общему росту потерь энергии в диффузоре;

- экспериментально показана возможность использования перфорированных экранов в любых геометрических диффузорах для снижения величины пульсаций потока вблизи защищаемой стенки без существенного роста потерь в диффузоре.

Практическая ценность работы. Полученные результаты позволяют использовать в системах выхлопных патрубков паровых и газовых турбин широкоугольные диффузоры с высоким аэродинамическим совершенством и низким уровнем вибрации.

Разработанные меры могут применяться для повышения экономичности, как при создании нового, так и при реконструкции действующего теплотехнического оборудования, где используется диффузорный эффект.

Реализация и внедрение результатов работы. Предложены новые кольцевые широкоугольные диффузоры с низким уровнем вибрации стенок канала и высоким аэродинамическим совершенством для использования в газовых и паровых турбинах. Результаты переданы филиалу ОАО «Интер РАО» «Ивановские ПГУ» для модернизации существующих блоков парогазовых установок.

Апробация работы. Основные результаты работы обсуждались и докладывались на:

- XVI Международной научно-техической конференции «Состояние и перспективы развития электротехнологии» (XVI Бенардосовские чтения). – Иваново: ИГЭУ, 2011 г.;

- VII Международной молодежной научной конференции «Тинчуринские чтения».– Казань: КГЭУ, 26 апреля 2012 г.;

- Второй Всероссийской научно-практической конференции «Повышение надежности и эффективности электрических станций и энергетических систем-ЭНЕРГО-2012». – М.: МЭИ (ТУ), 4-6 июня 2012 г.;

- 19-й Международной научно-практической конференции студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика». – М.: МЭИ (ТУ), март, 2013 г.;

- 10-й Европейской конференции «10th European conference on Turbomachinery fluid dynamics and thermodynamics».– Финляндия: Лаппеэнранта, 16 апреля, 2013г.;

- 7-м Всероссийском форуме студентов, аспирантов и молодых ученых «Наука и инновации в технических университетах». – Санкт-Петербург:

СПбГПУ, 17 октября 2013 г.;

- 12-ой международной научно-технической конференции “Power System Engineer-ing Thermodynamics & Fluid Flow”.– Чехия: Пльзень, 18 июня 2013 г.;

- Газодинамическом семинаре кафедры Паровых и газовых турбин МЭИ. – Моск-ва: МЭИ, июнь, 2013 г.;

- Общественном обсуждении работы «Инновационные методы повышения мощ-ности, надежности и экономичности газотурбинных установок и паротурбинных блоков АЭС», выдвинутой на соискание премии правительства РФ в области нау-ки и техники для молодых ученых за 2013 г. – М.: ОАО ВТИ, октябрь, 2013;

- Заседании кафедры Паровых и газовых турбин. – М.: МЭИ 25 февраля, 2014 г.

- Заседании кафедры Турбины, гидромашины и авиационные двигатели. – СПб.: СПбГПУ, 4 марта, 2014 г.

Публикации:

1. Зарянкин, А.Е. Пути повышения надежности кольцевых диффузоров газовых турбин / А.Е. Зарянкин, А.Н. Парамонов, Е.Ю.Григорьев // «Состояние и перспективы развития электротехнологии» (XVI Бенардосовские чтения):

материалы Междунар. научн.-тех. конференции. – Иваново: ИГЭУ, 2011.– Т.2.–С.60-64.

2. Зарянкин, А.Е. Математическое и физическое моделирование течения в кольцевых диффузорах газовых турбин / А.Е. Зарянкин, Е.Ю.Григорьев // «Энергия -2012»: материалы регион. научн.-тех. конференции студентов, аспирантов и молодых ученых. – Иваново: ИГЭУ, 2012.–С.13-15.

3. Зарянкин, А.Е. Аэродинамические способы повышения вибрационной надежности кольцевых диффузоров газовых турбин / А.Е. Зарянкин, Е.Ю.Григорьев, О.А. Трухин // VII Тинчуринские чтения: тезисы Междунар.

научной конфер. –Казань: КГЭУ, 2012.–Т.3.–С.222-223.

4. Зарянкин, А.Е., Пульсации давления в паровпускном тракте турбины и их влияние на вибрационное состояние регулирующих клапанов/ А.Е.

Зарянкин, Е.Ю. Григорьев и др.// Теплоэнергетика.–2012.–№2.–С.21-26.

5. Григорьев, Е.Ю. Новые методы стабилизации течения в плоских, конических и кольцевых диффузорах/ Е.Ю. Григорьев, А.Е. Зарянкин и д.р.// Вестник ИГЭУ.–2012.–№5.–С. 5-9.

6. Зарянкин, А.Е.Особенности развития течения рабочих сред в конических и кольцевых диффузорах выхлопных патрубков газовых турбин/ А.Е. Зарянкин, А.Н. Парамонов, В.В. Носков, Е.Ю. Григорьев // Повышение надежности и эффективности электрических станций и энергетических системЭНЕРГО-2012: тр. 2-й Всерос. научн.-практ.конф.–М.: Издательский дом МЭИ, 2012.–С. 182-184.

7. Григорьев, Е.Ю.О способах уменьшения вибрации в кольцевых диффузорах газовых турбин / Е.Ю. Григорьев, А.Е Зарянкин // Радиоэлектроника, электротехника и энергетика: тезисы докладов 19-й Междунар. научн.-практ.

конф.– М.: Издательский дом МЭИ, 2013.–Т.4.–С.182.

8. Zaryankin, A.E. New methods of flow stabilization in plane, conical and ring-type diffusers / A.E., Zaryankin, E.Yu. Grigoriev // 10th European conference on Turbomachinery: сall for papers. – Финляндия, Лаппеэнранта, 2013.–Т.1.–С.213–217.

9. Zaryankin, A.E. New methods of vibration damping in wide angle diffusers of gas turbines / A.E., Zaryankin, E.Yu. Grigoriev // Works 12 conferences "Power system enginering thermodinamics & fluid flow: Сборник научных трудов. – 2013.–С.108–112.

10. Зарянкин, А.Е. Математическое моделирование течений в угловом быстродействующем запорно-отсечном клапане/ А.Е. Зарянкин, С.В. Савин, Е.Ю. Григорьев// Вестник МЭИ, 2013.–№ 2.–С. 15–21.

На защиту выносятся:

- результаты экспериментального и численного исследования течения в серии кольцевых диффузоров;

- новые методы стабилизации потока в кольцевых диффузорных каналах.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения по работе, списка используемой литературы, включающей 139 наименований.

Работа изложена на 260 страницах машинописного текста, иллюстрируется 127 рисунками на 89 страницах, содержит список литературы, изложенный на 13 страницах, и имеет 4 таблицы.

Аннотация диссертационной работы по главам.

В первой главе произведен обзор литературных данных, где рассматриваются вопросы влияния геометрических и режимных параметров, начальной неравномерности потока на течение в кольцевых диффузорах, приводятся традиционные способы повышения эффективности диффузорных каналов.

Особое место в главе занимают разделы об исследованиях динамических нагрузок на стенки диффузорных каналов и влиянии выхлопного патрубка на работу последних ступеней. В заключительной части первой главы формируются цели и задачи настоящего исследования.

Во второй главе дано описание новой установки для исследования характера течения при окружной и радиальной неравномерности поля скоростей на входе в кольцевой диффузорный канал. Подробно описаны интегральная методика и расходный способ определения коэффициентов полных потерь.

Приводятся описания систем измерений и приборного обеспечения, а также оценивается погрешность проводимых измерений.

В третьей главе приводятся результаты комплексного экспериментального исследования влияния характера течения в кольцевых диффузорах на их аэродинамические и вибрационные характеристики при различных геометрических характеристиках диффузоров и начальных полях скоростей, свойственных турбинным решеткам (закрутка потока, радиальная неравномерность). Показана прямая связь аэродинамических характеристик течения в диффузорных каналах с их вибрационным состоянием.

Четвертая глава посвящена поиску возможных путей снижения динамических нагрузок на стенки диффузорных каналов в условиях неравномерных начальных полей скоростей.

Среди способов снижения вибрации стенок диффузоров были выбраны два наиболее перспективных с точки зрения технической реализации: установка перфорированных экранов около внешнего обвода и применение продольного внутреннего оребрения. Экспериментальным путем доказана высокая эффективность применения указанных способов для снижения вибрации в широкоугольных диффузорных каналах.

В пятой главе представлены результаты численного исследования течения в диффузорных каналах. Особое уделено внимание вопросу верификации численных методов с целью их дальнейшего использования в исследованиях. В результате математического моделирования получены полные картины течения в исследуемых каналах при различных полях скоростей на входе как в первоначально рассматриваемых диффузорах, так и диффузорах с системами внутреннего продольного оребрения.

Шестая глава посвящена вопросам создания высокоэкономичных и вибронадежных диффузорных патрубков паровых и газовых турбин, а также, рассмотрены пути повышения экономичности и надежности клапанов паровых турбин.

В заключении приведены основные выводы по проделанной работе.

Вся экспериментальная часть работы выполнялась в лаборатории «Аэродинамики турбомашин» кафедры Паровых и газовых турбин Ивановского Государственного Энергетического Университета им. В.И. Ленина.

КРАТКИЙ ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ДАННЫХ ПО ПРЕДМЕТУ

ПРОВОДИМЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

1.1 Диффузоры в системе отвода рабочих сред из паровых и газовых турбин, как естественный способ увеличения их экономичности и мощности Рассматривая возможные пути повышения экономичности паровых и газовых турбин, следует отметить, что неиспользованные резервы увеличения КПД за счет дальнейшего совершенствования лопаточных аппаратов указанных турбин крайне ограничены.

В этой связи с каждым годом возрастает интерес к проблеме полезного использования кинетической энергии потока, покидающего последние ступени энергоблока турбин. Ее величина достигает весьма больших значений.

Так, например, эквивалентная мощность потока газа, покидающего последнюю ступень газовой турбины 94V3А фирмы «Siemens» составляет около 50 МВт при общей мощности турбины порядка 350 МВт. В паровых турбинах эти потери несколько меньше, но и они достигают 2-3% от общей мощности турбины.

В частности, кинетическая энергия 8 потоков пара за последними ступенями четырех двухпоточных цилиндров низкого давления турбины К-1000ЛМЗ достигают 25 МВт. Естественный путь полезного использования этой энергии состоит в преобразовании ее в потенциальную энергию путем торможения скорости потока с помощью различных диффузорных систем.

В турбинах указанное преобразование энергии осуществляется в геометрических диффузорах, где за счет снижения скорости дозвукового потока в расширяющихся каналах происходит рост давления в направлении движения рабочей среды.

При сбросе газа после газовой турбины в атмосферу давление рабочей среды за ее последней ступенью оказывается ниже атмосферного, что увеличивает располагаемый перепад энтальпий на турбину и, соответственно, увеличивает ее мощность и КПД.

Аналогичная картина имеет место и для конденсационных паровых турбин, где использование диффузоров позволяет снизить давление за последней ступенью ниже давления в конденсаторе.

Степень снижения давления за последними ступенями турбин определяется эффективностью преобразования кинетической энергии в потенциальную энергию давления в используемом диффузоре, для оценки которой используют энергии, либо КПД диффузора, либо коэффициент восстановления давления, эквивалентный коэффициенту восстановления энергии. Физический смысл этих величин легче всего понять при изображении процесса преобразования энергии в диффузоре на h-s-диаграмме. Соответствующая схема указанного процесса изображена на рисунке 1.1.

Здесь р 01, t 01 - давления и температура полного торможения рабочей среды пред входным сечением в диффузор (сечение 1-1), p 1 - статическое давление во входном сечении диффузора, p 2 - статическое давление за 2 - перепад энтальпий, эквивалентный кинетической диффузором, энергии потока во входном сечении диффузора, h 0 - располагаемый перепад энтальпий на диффузор относительно давления в его выходном сечении; h внутренние потери в диффузоре; h 12 - кинетическая энергия потока, полезно преобразованная в потенциальную энергию; h вс - потеря энергии с выходной скоростью.

Из приведенного рисунка 1.1 следует, что кинетическая энергия потока во входном сечении H 1, частично расходуется на внутренние потери в диффузоре h, на потери с выходной скоростью h вс и ее оставшаяся часть полезно преобразуется в потенциальную h 12.

Рисунок 1.1. Процесс преобразование энергии в диффузоре в h-s-диаграмме Таким образом, энергетический баланс в диффузоре преобразуется следующим равенством Поскольку в диффузоре полезной работы не совершается, то полные потери энергии в этом устройстве равны всему располагаемому перепаду энтальпий h Первый член в выражении (1.1) представляет собой коэффициент полных потерь энергии в диффузоре восстановления энергии Коэффициент полных потерь энергии может быть представлен в следующем виде При безразмерной скорости 1 15 потери с ростом числа Re вновь возрастают, так как происходит отрыв уже турбулентного пограничного слоя, а при < 10 коэффициент п несколько падает. Диапазон углов 10 < < 15 определяет группу диффузоров с неустойчивым характером течения, где возможно появление и первого, и второго типа течения.

Активное влияние числа Re, по-видимому, заканчивается в области, где Re > 5 105. Эта зона называется зоной автомодельности по числу Рейнольдса и, следовательно, указанный параметр выпадает из числа определяющих.

Рисунок 1.2 Зависимость коэффициента полных потерь в диффузорном канале от числа Рейнольдса [25] Однако его полное игнорирование в некоторых случаях приводит к ошибочным выводам. В частности, при околозвуковых скоростях на входе в диффузор роль числа Re вновь существенно возрастает, что следует помнить при анализе влияния второго режимного параметра – числа M ( ).

аэродинамические характеристики диффузоров сжимаемости на процесс развития течения в диффузорном канале. Если рассматривать зависимости коэффициентов потерь n и от указанных величин, то согласно формуле (1.3) эта зависимость проявляется в изменении отношения плотностей 1 2 и интегральных относительных площадей вытеснения 2 и потери энергии 2. Влияние числа M 1 на них оказывается в основном косвенным образом, так как при увеличении чисел M 1 существенно меняется продольный градиент скорости. Для примера на рисунке 1. показано распределение скоростей М=f( х )в коническом диффузоре с углом раскрытия 10° при M 1 = 0,3 и M 0,56, полученных на основе дренажных измерений давлений вдоль его стенки в работе [25].

Основной особенностью приведенного распределения является резкое увеличение продольных градиентов скоростей и давлений вблизи входного сечения, причем с увеличением числа M 1 нарастает не только аэродинамическая диффузорность в расширяющейся части канала, но растет и конфузорность в его суживающейся части.

Отметим, что в данном случае речь идет не о средних градиентах скорости, определяемых проходными сечениями канала, а о локальных величинах вблизи стенки. В осесимметричных каналах скорости за пределами пограничного слоя в поперечном сечении (в ядре потока) не меняются. Однако в области большой кривизны локальные скорости около стенки могут заметно превышать скорости в центре потока.

Рисунок 1.3 Распределение скоростей М = f (x ) в коническом диффузоре с углом раскрытия 10° При сопряжении конфузорного или цилиндрического участка с диффузором в минимальном сечении канала неизбежно реализуется именно такая ситуация. Более того, часто в результате указанного сопряжения возникает их излом (угловая точка в меридиональном сечении).

В окрестности угловой точки согласно теории идеальной жидкости скорость терпит разрыв непрерывности. Вязкость потока сглаживает этот разрыв, если угловой излом небольшой и жидкость несжимаемая. В противном случае происходит нарушение картины течения, и возникает отрыв, ликвидирующий «избыточные» градиенты скорости в окрестности минимального сечения.

При анализе влияния сжимаемости на аэродинамические коэффициенты диффузоров необходимо в первую очередь иметь в виду возможные структурные изменения, происходящие вблизи входного сечения с ростом безразмерных скоростей.

Как уже отмечалось, с увеличением числа M 1 происходит обострение локальных продольных градиентов давления именно в области минимального сечения, и существует вполне определенный предел этого обострения, после которого возникает отрыв потока. Непосредственно во входном сечении и далее в канале имеет место струйное течение. Следовательно, с ростом скоростей в диффузорах можно ожидать кризисного увеличения полных потерь и падения их эффективности. Именно такое явление часто фиксируется на практике. Типичная зависимость коэффициентов полных потерь от числа 1 при фиксированных числах Рейнольдса приведена на рисунке 1.4 ([25]).

Вначале рост скорости 1 приводит к заметному снижению потерь, а затем имеет место их резкое (кризисное) увеличение. Область кризисных чисел 1 при фиксированном угле существенно зависит от числа Рейнольдса.

Чем выше величина Re, тем дальше по числу 1 отодвигается зона кризисного увеличения потерь. Связь отмеченного явления с числом Рейнольдса указывает, что при больших скоростях происходят серьезные структурные изменения в пределах пограничного слоя, причем область этих изменений располагается там, где происходит наибольшее изменение продольного градиента скорости, т.е. в области входного сечения.

Экспериментальные исследования полностью подтверждают сказанное.

На рисунке 1.5 приведены профили скорости в пределах пограничного слоя, снятые в непосредственной близости от входного сечения диффузора при различных значениях безразмерной скорости 1.

Вначале увеличение скорости 1 приводит к очевидной деформации исходного профиля скорости, увеличивая его полноту. Однако, в дальнейшем, степень полноты профиля скорости резко уменьшается, несмотря на продолжающийся рост локальной конфузорности на входной части рассматy риваемого канала. Полученная зависимость 1 = f характерна для ламинарного профиля скорости.

Таким образом, с приближением к скорости звука в турбулентном пограничном слое входного участка диффузора происходит так называемая ламинаризация потока. В ее основе лежит резкое увеличение локальной конфузорности с приближением рабочей среды к входному сечению диффузора, что и подавляет механизм турбулентного переноса жидкости в поперечном направлении. В результате происходит отмеченное снижение полноты профиля скорости в пристеночной области течения.

Механизм «обратного перехода» наиболее ярко проявляется при значительном отклонении локальных градиентов скорости от их среднего значения. Максимальное отклонение этих величин, как уже отмечалось, имеет место в области угловых точек. На рисунке 1.6 показана связь местной скорости max на внешней границе пограничного слоя в области угловой точки со среднерасходной скоростью ср [25]. Видно, что уже при средних скоростях порядка ср 0,8 локальные максимальные скорости могут достичь звуковых и сверхзвуковых значений.

Рисунок 1.4 Зависимость коэффициента полных потерь от безразмерной скорости Рисунок 1.5 Профили скоростей в пределах пограничного слоя вблизи входа при различных значениях 1, здесь 1 - 1 =0,48; 2 - 1 =0,65; 3- 1 =0,81 [Re=(2,13,7)·105] Рисунок 1.6 Зависимость между средней( ) и максимальной ( ) относительными При этом, естественно, резко нарастают и локальные градиенты скорости как в подводящей конфузорной части канала, так и в расширяющейся диффузорной части.

В результате совместного действия повышенной локальной диффузорности и отмеченной выше ламинаризации пограничного слоя происходит отрыв потока сразу за входным сечением диффузора, вызывающий отмеченное кризисное увеличение полных потерь.

С ростом числа Рейнольдса для ламинаризации пограничного слоя требуются и более высокие продольные градиенты скорости. «Ламинаризация»

потока, обусловленная структурными изменениями в пограничном слое, при больших скоростях предшествует возникновению отрыва потока непосредственно на входном участке диффузора. Чем позднее наступают эти изменения, тем дальше по числу 1ср затягивается кризисное увеличение полных потерь энергии в диффузоре. В результате при очень высоких числах Рейнольдса имеет место бескризисный переход через звуковую скорость. Этому способствует и плавный переход от конфузорной к диффузорной части канала, когда обеспечивается сближение локальных и средних градиентов давления и скоростей.

1.3 Влияние геометрических параметров на характеристики диффузоров.

1.3.1. Влияние угла раскрытия образующих диффузора Углы раскрытия плоского или конического диффузора-, кольцевого диффузора- 1 и 2 -являются основными геометрическими параметрам, определяющим характер течения потока в рассматриваемых каналах.

Анализ влияния угла на коэффициенты потерь можно вести либо при постоянной относительной длине L = const, либо при постоянной степени расширения n = const. В первом случае увеличение угла сопровождается ростом степени расширения- n, а во втором – сокращением длины L. По рекомендациям [25],[47], целесообразно рассматривать влияние угла при постоянной степени расширения n = const, так как именно эта величина определяет основную долю потерь в диффузорах – потерю с выходной скоростью и входит основным параметром в зависимости (1.3), (1.18), определяющие коэффициенты полных и внутренних потерь.

Опытная зависимость п = f (, n), полученная в работе [25] и приведенная на рисунке 1.7, показывает, что вначале с ростом угла потери несколько падают, а затем возрастают почти по линейному закону.

Если при < 15 рассматриваемая зависимость расслаивается по степени расширения n, то при > 15 все кривые сливаются, образуя одну общую кривую. Этот факт достаточно красноречиво свидетельствует об отрывном характере течения, причем зона отрыва располагается вблизи входного сечения, и дальнейшее расширение канала практически не может повлиять на преобразование энергии. Действительно, поскольку полные потери представляют собой сумму внутренних потерь и потерь с выходной скоростью, то сечение отрыва является по существу расчетным сечением для оценки потерь с выходной скоростью, так как за ним повышение давления практически отсутствует, и вся кинетическая энергия потока теряется. Отсюда, при фиксированном положении сечения, где происходит отрыв потока от стенки, изменение геометрической степени расширения диффузора не сказывается на величине п.

На первый взгляд логично объяснить возникновение отрыва потока при увеличении угла с общих позиций пограничного слоя, используя в качеc1i стве критерия отрыва потока параметр Бури Г =, так как с ростом веc1 Rem личины при n = const нарастает как продольный градиент скорости dc dx, так и толщина потери импульса. В результате параметр Бури Г быстро достигает предельного значения, и зона отрыва перемещается против течения к входному сечению диффузора. Легко, однако, показать, что параметр Бури вообще не зависит от угла раскрытия и, следовательно, приведенное объяснение неправомерно.

Рисунок 1.7. Экспериментальная зависимость от угла раскрытия конических диффузоров при различных значениях n:

Действительно, интеграл уравнения Кармана дает для величины Г следующую зависимость Здесь безразмерная скорость ci (x ) и ее производная определяются только степенью расширения диффузора n и не меняются при изменении угла.

Физически это означает, что при n = const и увеличении угла нарастающий продольный градиент скорости полностью компенсируется падением толщины потери импульса за счет уменьшения длины канала.

Таким образом, при объяснении решающей роли угла на величину потерь в диффузорах следует исходить не из анализа средних продольных градиентов скорости, а из отмеченных выше максимальных возмущений, вносимых угловым изломом при переходе от цилиндрической подводящей части канала к коническому диффузору. Ликвидируя угловые точки, сглаживая переход к диффузорной части канала, оказывается возможным повысить коэффициент восстановления энергии в коротких широкоугольных диффузорах.

Для примера можно указать на так называемые изоградиентные диффузоры, т.е. диффузоры, где вдоль оси сохраняется неизменным положительный градиент давления. С точки зрения безотрывности течения такая форма нерациональна, так как основное расширение перенесено к выходному сечению в область развитого пограничного слоя. Однако входные возмущения здесь сведены к минимуму, и локальные градиенты давления практически совпадают со средними, которые и определяют характер течения в последующей части диффузорного канала.

При значительных степенях расширения в изоградиентных диффузорах отрыв неизбежен, но положение зоны отрыва однозначно определяется законом развития пограничного слоя. Плавность профиля, образующего канал, исключает возможность струйного отрыва, и во всех случаях эффективная степень расширения такого канала превышает единицу, обеспечивая тем самым определенный диффузорный эффект.

Рассмотренный механизм влияния угла раскрытия диффузора на его аэродинамические характеристики определяет и уровень статических и динамических нагрузок, действующих со стороны потока на стенки диффузорных каналов.

Поскольку именно динамические нагрузки в большинстве случаев являются причиной разрушения многих диффузорных устройств, в том числе и диффузоров, используемых в турбомашинах, остановимся на этом вопросе более подробно.

1.3.1.а Влияние угла раскрытия плоских диффузоров на статические и динамические нагрузки, действующие на их стенки Особенность силового воздействия рабочих сред на стенки диффузоров состоит в том, что давление внутри диффузоров, обладающих диффузорным эффектом, всегда ниже давления внешней среды, причем, чем выше восстановительная способность диффузора, тем больше разница между внутренним и внешним давлением и, соответственно, большие усилия испытывают внешние обводы диффузоров. В ряде случаев эти нагрузки могут быть очень большими. Так, например, нагрузка на внешний обвод кольцевого диффузора газовой турбины при площади F = 25 м 2 и разницей между внешним и внутренним давлением всего в p = 0,1 бар составляет 25 тонн.

Кроме того, все диффузорные течения характеризуются высоким уровнем пульсации давления, вызывающие при определенных условиях исключительно большие динамические нагрузки на обтекаемые поверхности диффузоров.

Прямые измерения как статических, так и динамических нагрузок, наглядно подтверждают сказанное. На рисунке 1.8 показано, как меняется относительные моменты М, действующий на стенки плоского диффузора с увеличением угла раскрытия его проточной части.

Рисунок 1.8. График относительных моментов плоского диффузора [69] При увеличении угла до 7 происходит интенсивное увеличение момента, который при = 7 достигает максимальной величины. Затем этот момент резко снижается. При = 20 М = 0,4, то есть усилие, действующее на стенку, а следовательно и момент, снижаются относительно максимальной величины на 60%, что указывает на существенное падение диффузорного эффекта при углах > 7.

Рассмотренная интегральная картина взаимодействия движущейся в диффузорном канале среды с его стенками дополняется осциллограммами пульсаций давления, полученными в различных сечениях, расположенной вдоль продольной оси диффузора с углом раскрытия симметричного диффузора = 15 (рисунок 1.9).

Приведенные осциллограммы и соответствующие им спектрограммы показывают, что наибольшие пульсации давления имеют место непосредственно в области перехода от конфузорного к диффузорному каналу. Непосредственно в самом диффузоре вдоль его продольной оси эти пульсации затухают, и их амплитуда приближается к постоянной величине, значение которой растет по мере увеличения угла.

Спектральный анализ полученных осциллограмм свидетельствует о развитии в диффузорах низкочастотных пульсаций с максимальными амплитудами при частотах порядка 10 15 Гц.

Полученные результаты [69] в научном плане представляют большой интерес, так как наглядно свидетельствуют о той кризисной перестройке структуры потока при переходе от конфузорного или безградиентного течения к диффузорному, которая была рассмотрена ранее (п.1.2.2).

При переходе от конфузорного к диффузорному течению при малых углах раскрытия диффузора ( < 10 ) происходит бурная турбулизация пограничного слоя, а при > 15 турбулизация потока сопровождается локальным нестационарным отрывом потока непосредственно во входном сечении дифРисунок 1.9. Осциллограммы и спектрограммы пульсаций давления на стенке плоского диффузора 15°б, [69] Рисунок 10 Изменение динамической нагрузки на стенке плоского диффузора с ростом угла раскрытия, [69] фузора, что наглядно подтверждается приведенными на рисунок 1.9 осциллограммами пульсаций давления, где именно во входном сечении диффузора фиксируется наиболее высокий уровень этих пульсаций при всех углах раскрытия стенок исследуемого диффузора.

Высокий уровень низкочастотных пульсаций давления в диффузорах ведет в конечном счете к большим динамическим нагрузкам, действующим на стенки канала, и является причиной вибрации всего диффузора.

На рисунке 1.10 (см выше) приведена зависимость относительных динамических нагрузок, действующих на поворотную стенку (пластину) плоского диффузора, от угла. Здесь динамическая составляющая силы R при различных углах отнесена к этой же величине, полученной в плоскопараллельном канале. Как следует из приведенной зависимости при увеличении угла раскрытия диффузора до 20 динамическая составляющая измеренной силы увеличивается в 34 раза. Это увеличение динамических нагрузок вызывает и очень большое увеличение виброускорений, измеренных в среднем сечении диффузора, причем с ростом угла до 10 виброускорения по сравнению с плоскопараллельным каналом увеличились всего на 40%, а далее при увеличении угла до 20 произошел кризисный рост виброускорений в 6,5 раз по сравнению с базисной величиной. При > 20, когда в диффузорном канале произошла стабилизация отрывного течения потока, виброускорения снижаются и их относительная величина при = 40 превышает базовую величину в 4 раза.

Аналогичная картина была получена и при измерении акустического давления, излучаемого исследуемыми диффузорами. Относительное акустическое давление с увеличением угла до 20 увеличивается примерно на 60% относительно аналогичной величины, полученной для плоскопараллельного канала.

Проведенное комплексное исследование плоских диффузоров показало, что практически все их характеристики наиболее интенсивно ухудшаются при увеличении углов раскрытия от 10 до 20, а затем в области стабилизации течения эти характеристики несколько улучшаются, но уровень вибрации, пульсации давления и акустическое давление остаются на очень высоком уровне.

Отсюда следует, что как с экономической точки зрения, так и с точки зрения динамической надежности и экологической безопасности применение диффузоров с углами раскрытия > 7 нецелесообразно.

Введенное ограничение по углам раскрытия диффузоров по чисто конструктивным соображениям резко ограничивает значение степеней расширения n, от которых зависит эффективность преобразования кинетической энергии в потенциальную.

Отсюда со всей очевидностью вытекает необходимость поиска решений, способных расширить диапазон допустимых значений углов при минимальных ухудшениях основных технико-экономических показателей диффузоров.

1.3.2. Влияние степени расширения диффузоров Изменение этого параметра можно производить как при постоянном угле, так и при постоянной относительной длине L. При = const остаются неизменными входные условия и увеличение степени расширения сопровождается ростом длины диффузора L.

Легко видеть, что в этом случае происходит нарастание толщины пограничного слоя и в некотором сечении канала возникает отрыв потока от стенок. Чем больше исходный угол, тем ближе к входному сечению возникает отрыв. Эти соображения хорошо подтверждаются опытными данными, представленные в [25] и [69].

На рисунок 1.11 изображена кривая а а, выделяющая геометрические параметры безотрывных диффузоров. Область ниже приведенной кривой соответствует безотрывному течению. Если параметры диффузора попадают в зону над кривой, то наиболее вероятен отрывной характер течения. Хорошо видно уменьшение предельной степени расширения с ростом угла и асимптотическое увеличение ее с уменьшением этого угла. Согласно приведенной зависимости при < 8 течение оказывается безотрывным при любой степени расширения.

Зависимость коэффициента полных потерь от величины n, приведенная на рисунок 1.12, показывает, что с ростом степени расширения диффузора n при малых углах имеет место асимптотическое снижение потерь, вызванное в основном снижением потерь с выходной скоростью. Рост внутренних потерь здесь оказывается небольшим и не отражается на монотонности рассматриваемых зависимостей.

С увеличением угла, в соответствии с данными рисунок 1.12, при некотором значении параметра n происходит отрыв потока и дальнейшее расширение канала не приводит к уменьшению выходных потерь. Более того, эти потери в связи с растущей неравномерностью выходного поля скоростей могут даже увеличиваться. Растут также и внутренние потери, связанные с диссипацией энергии в отрывных зонах. В результате для этой группы диффузоров можно говорить об оптимальной степени расширения, соответствующей минимуму полных потерь.

Чем больше угол, тем меньше оптимальное значение параметра n и выше минимальный уровень потерь. Следует, однако, отметить, что минимум на приведенных кривых выражен сравнительно слабо, так как за сечением отрыва вся энергия потока в основном теряется и ее величина почти не меняется с изменением величины n.

Более ярко вырисовывается оптимум от степени расширения, если опыты проводятся при L = const, когда изменение величины n осуществляется путем изменения угла, т.е. путем изменения входных условий.

Качественно рассмотренные зависимости сохраняются и для более сложных диффузорных каналов.

Рисунок 1.11 Зависимость, определяющая область геометрических параметров безотрывных конических диффузоров (Опыты МЭИ) Рисунок 1.12 Зависимость изменения коэффициента полных потерь п от степени 1.4 Влияние начальной неравномерности поля скоростей на входе в диффузор.

Рассмотренные выше зависимости получены при равномерном поле скоростей на входе в диффузор. Однако, при использовании диффузоров в качестве выхлопных патрубков паровых и газовых турбин, необходимо учитывать пространственный характер течения рабочей среды за последними ступенями, где и располагается патрубок. Существует множество работ, посвященных исследованиям полей скоростей за этими ступенями (например, [31], [96],[57],[59],[58],[60],[61],[52],[118], [73] и д.р.).

Поток, выходящий из последних ступеней турбин, характеризуется значительной неравномерностью по высоте рабочих лопаток, а при нерасчетных режимах возникает и заметная его закрутка. В результате, характеристики диффузоров, установленных за ступенями турбомашин, существенно отличаются от характеристик, полученных в лабораторных условиях. Как показывают результаты работы [21] при проведении экспериментальных исследований на натурной установке, коэффициент полных потерь патрубка газовой турбины оказался на 40% выше, чем определенный на стенде при испытаниях с равномерным полем скоростей на входе.

На рисунок 1.13 показаны результаты траверсирования потока за последней ступенью в работе [116]. Основной особенностью приведенного распределения скоростей по высоте лопаток является наличие резкого ускорения потока в периферийных сечениях (рисунок 1.13.а) и достаточно интенсивного увеличения закрутки потока от корня к периферии. В особенности там, где имеет место резкое увеличение скорости, закрутка потока достигает 25- (рисунок 1.13.б).

Рисунок 1.13. Изменение параметров потока по высоте лопаток в расчетном режиме: 1без диффузора; 2 – с диффузором; 3- расчетная зависимость.

1.4.1 Влияние радиальной неравномерности поля скоростей на входе в диффузор.

Экспериментальное исследование особенностей течения в кольцевых диффузорах при неравномерном входном профиле скоростей проводилось Джонстоном [119], и также отражены в [25] и [47]. Опыты проводились на серии кольцевых диффузорах со степенью расширения n=3,19. Схема экспериментальной модели представлена на рисунке 1.14, форма исследованных профилей скоростей приведена на рисунке 1.15.а, измерение велись пневмометрическим методом.

Результаты экспериментов показывают (рисунок 1.15 б), что при переходе от равномерного профиля скоростей к профилю с максимальной скоростью в центре привел к снижению коэффициента восстановления давления примерно на 20% при значениях плоского угла =8120.

Несмотря на то, что начальные профиля полей скоростей (рисунок 1.15.а) далеки от профилей полей скоростей за последней ступенью турбомашины (рисунок 1.13.а), эти исследования показывают возможность улучшения аэродинамики диффузорных каналов при начальной радиальной неравномерности поля скоростей на входе в диффузоры.

В работе [119] также рассматривался вопрос о том, в какой степени влияет на коэффициент положение пика скорости на входном профиле скорости. Формы исследованных профилей скоростей представлены на рисунок 1.16 а). Результаты показывают, что наилучшие результаты получаются при расположении максимума профиля скоростей у внешней поверхности диффузора, рисунок 1.16 б).

В этом случае зависимость К.П.Д. от угла совпадает с аналогичной зависимостью для равномерного профиля скорости. При расположении максимальной скорости вблизи внутренней втулки экономичность диффузора падает на 2030%. Объясняется это тем, что резко возрастает вероятность Рисунок 1.14 Экспериментальный кольцевой диффузор в опытах Джонстона.

Рисунок 1.15 Изменение к.п.д. диффузора в зависимости от входной неравномерности и угла 1,2 (в): 1-профиль на входе №1; 2-профиль на входе №2; 3-профиль на входе № Рисунок. 1.16. Профили скорости на входе в кольцевой диффузор-4,5,6 (а) и изменение к.п.д. диффузора в зависимости от входной неравномерности и угла 1,2 (б) для профилей Рисунок 1.17. Профиль скорости на входе в диффузор: 1-равномерный; 2- выпуклый; 3вогнутый.

срыва потока с внешней поверхности диффузора. В первом же случае тоже есть вероятность отрыва потока, но уже от внутренней втулки.

Сравнивая эти два возможные случая, можно сделать вывод, что отрыв от внутренней поверхности сказывается менее неблагоприятно на аэродинамические характеристики диффузора в силу того, что большая массовая доля потока всё же проходит вблизи внешней поверхности канала.

Не менее интересны результаты, полученные в работе [70]. Автором исследовано течение в коническом диффузоре при равномерном, выпуклом и вогнутом профилях скоростей. Результаты работы могут быть полезны (с некоторой оговоркой) для понимания течения в кольцевом диффузоре. Профили скоростей представлены на рисунке 1.17. Из всех рассмотренных профилей скоростей, наибольший интерес представляет профиль вогнутый в центре, т.к. происходит своего рода имитация поля скоростей за ступенью турбины имеющей периферийные протечки. Как отмечается в работе, при таком профиле скоростей вероятность отрыва потока от стенок диффузорного канала существенно снижается. Однако при большой входной неравномерности наблюдается увеличение потерь на трение, это обстоятельство объясняется большим поперечным градиентом скоростей вдоль всего диффузора и как следствие к большим турбулентным напряжениям в потоке. Для безотрывных диффузоров и вогнутый и выпуклый профили скоростей ведут к увеличению потерь. Для широкоугольных диффузоров, течение в которых при равномерном профиле скоростей происходит с отрывом потока от стенок, вогнутый профиль позволяет снизить потери примерно на 4%.

1.4.2 Влияние закрутки входного потока на течение в кольцевом диффузоре.

Как уже отмечалось выше, при испытаниях модельных диффузоров выхлопных патрубков необходимо учитывать пространственный характер течения. В расчетном режиме большинство последних ступеней работают с углом выхода абсолютной скорости близком к 900. При нерасчетных режимах работы появляется значительная окружная составляющая с 2u.

Влияние угла закрутки потока во входном сечении диффузора на его характеристики отражено во многих отечественных и зарубежных работах [2,3,4,22,25,29,31,32,33,64,74,75,109,130].

Все авторы единодушны в том, что незначительная закрутка потока на входе в диффузорный кольцевой патрубок ведет к некоторому уменьшению потерь в диффузоре, либо существенно не влияет на них. Особенно большой выигрыш в случае с закруткой потока получается на диффузорах имевших отрыв потока при входящей закрутки. В работе [25] представлены некоторые обобщенные результаты исследований (рисунок 1.18).

Наиболее подробное объяснение эффекта уменьшения потерь от закрутки дано в работе [50]:«Положительное в целом влияние закрутки потока на экономичность диффузоров связано с тем, что развитие течения в зоне положительных градиентов давления происходит в поле центробежных сил, препятствующих возникновению отрыва потока от наружной стенки диффузора,-» и о негативном влиянии,-«… у кольцевых диффузоров одновременно со стабилизацией течения на внешней поверхности происходит ухудшение течения на внутренней поверхности».

Например, в работе [50] автором были проведены исследования диффузоров переходных каналов газовых турбин, оказалось, что отрыв потока от внутренней стенки в диффузоре с n=1,6 наблюдается при закрутке потока на входе =300, при n=1,9- =250, n=2,2- =200.

Исследования А. А. Макдональда, Р. Б. Фокса [65] показали, что при безотрывном осевом течении или наличии незначительных областей отрыва закрутка потока практически не изменяет характеристик конического диффузора, а в некоторых случаях приводит к незначительному их ухудшению.

При наличии больших отрывных областей закрутка потока способствует улучшению характеристик диффузора.

Рисунок 1.18. Изменение коэффициента полных потерь в зависимости от угла закрутки потока в различных диффузорах: 1-конический диффузор (=250), 2-осерадиальный диффузор [18], 3- осерадиальный диффузор [2], 4- опыты МЭИ.

Рисунок 1.19. Изменение коэффициента восстановления давления в зависимости от угла наклона наружной стенки и угла закрутки потока на входе Y. Senoo, N. Kawaguchi, Т. Kojima, М.Nishi [90] провели испытания в закрученном потоке трех осекольцевых диффузоров с одной степенью расширения q=4,7 и несколькими углами наклона наружной стенки. Авторы установили, что увеличение угла 1 требует более интенсивного вращения потока для предотвращения отрыва от наружной стенки. Для диффузоров с углами наклона наружной стенки 4°, 6° и 8° оптимальными, с точки зрения улучшения восстановления давления, являются углы закрутки соответственно 10°, 15° и 20° (рисунок 1.19).

Результаты работы Левина Е.М., Захарчука Г.И. [64] дают представление о картине течения в кольцевых диффузорах при закрученном потоке на входе. Была исследована серия кольцевых диффузоров на динамическом стенде, закрутка потока осуществлялась с помощью двухступенчатого вентилятора встречного вращения, изменение величины закруток потока достигалось изменением частоты вращения второго рабочего колеса. В частности представлены зависимости изменения полей скоростей вдоль радиусов на входе и выходе диффузора рисунок 1.20 а) и б). В качестве параметра характеризующего степень закрутки потока было выбрано соотношение с u /c a0, на входе в диффузор где с а0 - среднерасходная скорость.

Видно, что при одинаковом относительном входном поле скоростей, в зависимости от степени закрутки получаются, различные профиля скоростей на выходе. Максимумы скоростей при незначительной закрутке потока до с u /c a0= 0,08 располагаются вблизи внутренней втулки, значительная закрутка ведет к поджатию потока к внешней стенке.

Анализируя все результаты исследований, следует вывод, что минимум потерь в диффузорных каналах с различными геометрическими параметрами может существовать при входной закрутке от 0° до 30°. При закрутке свыше 30° во всех случаях характеристики диффузоров ухудшаются.

Рисунок 1.20. Поля скоростей на входе (а) и выходе (б) из диффузора С u0 /C a0 : 1- 0,035; 2Очень важные результаты получены в опытах С.А. Довжика, В.М.

Картавенко [29] закрутка потока в осекольцевом диффузоре создавалась при помощи плоских лопаток и лопаток, спрофилированных по закону постоянства циркуляции вдоль радиуса. В проведенных исследованиях тип входной закрутки не оказал существенного влияния на характеристики диффузоров.

Это означает, что для проведения экспериментов по изучению влияния закрутки потока на работу диффузора можно ограничиваться применением закручивающего аппарата выполненного из плоских лопаток.

1.5. Возможные пути повышения эффективности диффузоров и возможные способы снижения динамических нагрузок на их стенки.

Многочисленные исследования [25,47,9,10,12,27,51,54,97,54,98,99,100, 66,51] связанные с методами воздействия на режим течения в диффузорных каналах относятся к плоским и коническим диффузорам. Однако, полученные при этом результаты, с полным основанием могут быть распространены и на кольцевые диффузоры. На основании этих исследований можно выделить следующие три наиболее эффективных способа внешних воздействий на характер течения в диффузорных каналах:

1) отсос жидкости из пристеночной зоны течения;

2) вдув струи в пристеночную зону в направлении основного потока;

3) применение силового воздействия на поток за счет установки дополнительных ребер и обечаек.

1.5.1. Отсос жидкости из пристеночной зоны течения Величина рассматриваемого способа воздействия на характер течения в диффузорах рассматривалось в следующих работах [27, 77, 91, 92, 100, 101].

На практике могут быть использованы следующие две схемы отсоса пристеночной рабочей среды из пристеночной части любого диффузорного клапана: дискретный отсос, выполненный по схеме на рисунке 1.21.а, когда отсос среды осуществляется в одном или нескольких фиксированных сечениях и равномерно распределенный по всей обтекаемой поверхности отсос пристеночного слоя струи через отверстия перфорации (рисунок 1.21.б). При таком отсосе происходит не только снижение физической толщины пограничного слоя, но одновременно резко увеличивается пристеночный поперечный градиент напряжения трения.

Указанные изменения приводят к интенсивному росту предельно допустимого продольного градиента давления и соответственно резко снижают вероятность отрыва потока от обтекаемых поверхностей Рисунок 1.21 Схемы организации отсоса потока В работе [132] приведены исследования диффузоров с углом раскрытия =20 при отсосе по всей поверхности канала. Отмечается существенный (до 50%) выигрыш в восстановлении давления. Однако положительный эффект от отсоса быстро снижается с ростом толщины пограничного слоя на входе в диффузор. В работе [133] показано, что применение отсоса на 15% длины дает восстановление давления в диффузорах с углами 3050° при степени расширения n=2, сравнимое с восстановлением давления в диффузорах с углом =10 без управления пограничным слоем.

В [9] исследовано влияние отсоса по всей длине конического диффузора с углом =12. Как и в работе [132], результаты исследований подтверждают эффективность рассматриваемого метода воздействия на поток: снижение потерь в 1,4 раза и эффект практически полного превращения кинетической энергии в потенциальную достигается уже при отсосе 1,24% заторможенного в пограничном слое воздуха.

Вопросам оптимизации диффузоров с дискретно-щелевым отсосом посвящена работа [99]. Для диффузоров с большими углами раскрытия ( = 60) максимальный эффект достигается при осуществлении щелевого отсоса рабочей среды только через щель на входе в диффузор (рисунок 1.23). Там же отмечено отсутствие эффекта при отсосе через щель, выполненную вдоль канала. Отсюда делается вывод о том, что путем отсоса потока через щель во входном сечении можно снизить входную неравномерность рабочей среды и, тем самым, получить добавочный положительный эффект [99,53].

В работе [30] проведены эксперименты по применению отсоса в кольцевых диффузорах. Как видно из зависимостей (рисунок 1.24) отсос приводит к положительному эффекту практически при всех углах раскрытия диффузоров с отрывным режимом течения. Максимальный эффект достигается в диффузорах с углами =3060 в диапазоне степеней расширения n=28. Однако, часто затраты энергии на осуществление отсоса оказываются соизмеримыми с получаемым выигрышем в восстановительной способности диффузоров.

Рисунок 1.23 Изменение коэффициента полных потерь в коническом диффузоре при отсосе пограничного слоя через щель 0 – на входе, 1 – щель по длине канала Рисунок 1.24 Изменение коэффициента восстановления давления в кольцевом диффузоре: 1 – с отсосом, 2 – без отсоса пограничного слоя В некоторых работах для повышения эффективности диффузоров предлагается использовать перепад давлений по длине диффузорного канала для отсоса пограничного слоя, т.е. самоотсоса. Результаты [97] показывают, что в этом случае получаемый эффект практически полностью компенсируется добавочными потерями. В этой связи больший интерес представляет исследование самоотсоса совместно с вдувом в пристеночную зону диффузора [67,7] (рассмотрено далее). Схема такой системы воздействия на течение в диффузорном кольцевом канале показана на рисунке 1.25.

Авторы пишут: «создание на внешнем обводе входного участка диффузора положительной перекрыши и отсос пограничного слоя в зоне отрыва от поверхности обвода путем рециркуляции потока (рисунок 1.25) позволяют повысить эффективность работы рассматриваемого отсека на 1,0…1,5 %, а также снизить его виброактивность и уровень излучаемого звукового давления».

К сожалению, осуществить отсос части пограничного слоя достаточно сложно с чисто технологической точки зрения. Во-первых, для этого необходимо иметь независимый источник низкого давления. Во-вторых, поверхность, с которой производится отсос, должна иметь развитую перфорацию или систему щелей, соединенных с источником низкого давления. В-третьих, необходимо правильно определить область рационального расположения системы отсоса. Отсос должен производиться до сечения, где может возникнуть отрыв потока.

Тем не менее, рассматриваемый метод может использоваться для повышения эффективности газотурбинных установок, где в качестве источника для отсоса можно всегда использовать входной патрубок компрессора или его первые ступени.

Рисунок 1.25 Конструктивное исполнение кольцевого радиального диффузора [21] 1.5.2 Вдув струи в пристеночную зону в направлении основного потока Другим способом активного влияния на характер течения жидкости в диффузорах является вдув активной струи. Исследования по влиянию вдува газа в пограничный слой проводилось в работе [133,99]. Приведенные результаты свидетельствуют об эффективности вдува во входном сечении диффузоров с углами = 10°, 20° и 30° при постоянной степени расширения n = 3. На рисунке 1.26 показана зависимость коэффициента восстановления давления в широкоугольных диффузорах с постоянной степенью расширения n при оптимальных значениях вдуваемой активной среды от угла раскрытия проточной части рассматриваемых диффузоров. Для большей наглядности полученные значения коэффициента отнесены к его значению при отсутствии пристеночного вдува. Полученный эффект оказался линейной функцией от угла расширения и при =320 путем пристеночного вдува удалось в 2,4 раза увеличить коэффициент восстановления энергии.

Опыты по тангенциальному вдуву вдоль поверхности добавочной массы жидкости проводились в МЭИ. Схема такого вдува изображена на рисунке 1.27. Активная струя, двигаясь вдоль поверхности 2 эжектирует заторможенную в пограничном слое первой ступени диффузора 1 жидкость и обеспечивает безотрывный характер течения при углах раскрытия диффузора до 300. Оптимальное количество вдуваемой жидкости m 2 так же как и в случае отсоса составляет от 2 до 5% основного расхода m 1 [99].

Эффективность рассматриваемой схемы хорошо видна на рисунке 1.28.

Если для обычного конического диффузора при степени расширения n=14 и угле = 40° коэффициент полных потерь энергии п =0,80,85 (кривая 1), то переход к схеме с пристеночным вдувом снижает этот коэффициент почти в 4 раза. Достигнутые значения коэффициента п =0,20,25 (кривая 2) характерны для безотрывных конических диффузоров с малыми ( 0,5L уже не менялась.

Результаты испытаний рассматриваемого диффузора подтвердили очень высокую эффективность предлагаемого решения. Приведенные на рисунке 1.44 осциллограммы усилий на стенке такого симметричного диффузора, показали, что по сравнению с гладкими стенками использование продольного оребрения при угле =7° позволило в три раза снизить амплитуду пульсаций силы. При этом, однако, на 15% уменьшилась статическая составляющая силы, вызванная увеличением сил трения на дополнительных поверхностях установленных швеллеров.

Рисунок 1.43. Диффузорная модель с продольным оребрением.

Рисунок 1.44 Осциллограммы пульсаций давления на стенке плоского 15диффузора: а), б) При =10° и =15°, когда при гладких поверхностях происходит развитие нестационарного отрыва потока от стенок, статические нагрузки на стенке оребренного диффузора остаются на уровне нагрузок при гладких стенках, но динамические составляющие силы, действующие на стенку, снижаются в восемь раз. Этот результат прямо указывает на исключительно высокую степень стабилизации течения в канале оребренного диффузора.

Наиболее интересен результат для диффузора с углом =15°. В этом случае уровень пульсаций давления во входном сечении диффузора был исключительно большим, связанный с периодическим отрывом потока непосредственно во входном сечении диффузора. На это указывает и сохранение высоких амплитуд пульсаций давлений по всей длине диффузора с гладкими стенками (рисунок 1.44 в), д), ж)).

При установке продольных ребер произошло многократное снижение пульсаций давлений, как в “горле”, так и остальных сечениях рассматриваемого канала (рисунок 1.44 б), г), е), з)).

Другими словами, даже при очень сложном нестационарном и отрывном характере течения установка ребер привела к серьезной стабилизации течения.

Введение в проточную часть диффузора дополнительных поверхностей в виде продольных ребер для безотрывных диффузоров неизбежно ведет к увеличению внутренних потерь энергии.

Сказанное хорошо иллюстрируется зависимостями коэффициента полных потерь энергии п от угла раскрытия, исследованных диффузоров, приведенных на рисунке 1.45. По сравнению с базовым диффузором (кривая 1), оребрение обтекаемой поверхности по всей длине привело к увеличению указанного коэффициента на 4% при = 7° и на 3% при = 10° (кривая 2).

Для диффузора с углом раскрытия = 15° установка ребер практически не повлияла на уровень потерь энергии, а при > 15° потери в оребренном диффузоре оказались ниже.

Рисунок 1.45. Коэффициент полных потерь плоского осимметричногого диффузора 1 – с гладкими стенками; 2 - с продольным оребрением по всей длине пластины.

Ребра установлены от горла. Длина ребер: 3 – l=0,5L; 4 – l=0,25L.

Приведенные результаты показывают принципиальную возможность воздействия на уровень динамических сил, возбуждающих вибрацию стенок рассматриваемых диффузоров, путем установки продольных ребер, которые к тому же существенно повышают жесткость конструкции.

потенциальную энергию давления показал, что преобразование возможно провести с коэффициентом восстановления энергии, достигающим 20%.

При этом, однако, интенсивность расширения проходной площади вдоль продольной оси диффузорного канала должна быть достаточно малой, чтобы обеспечить безотрывный характер течения рабочей среды с ограничивающие стенки таких диффузоров. При этом, естественно, резко растет их осевая длина, увеличивая тем самым металлоемкость и стоимость рассматриваемых устройств. Применительно к турбомашинам такое решение оказывается неприемлемым и по чисто конструктивным и компоновочным причинам.

Решить эту проблему при сохранении высоких степеней расширения используемых диффузоров можно путем увеличения интенсивности расширения проходных сечений таких каналов, то есть путем увеличений углов раскрытия их внешних обводов по меньшей мере с 7 до15 20. В этом случае осевая длина диффузоров сокращается в 2 2,5 раза, но происходит отрыв потока от обтекаемых поверхностей, снижается коэффициент восстановления энергии и возникает недопустимо большая вибрация всего диффузора.

Известные методы предотвращения отрыва потока, рассмотренные выше, либо трудно осуществимы, либо сильно усложняют конструкцию, либо снижают эксплуатационную надежность.

А.Е.Зарянкина (МЭИ) новые (инновационные) способы воздействия на характер течения в диффузорах [69], представляют особый практический интерес, так как при относительно низких добавочных затратах способны обеспечить надежную эксплуатацию широкоугольных диффузоров с коэффициентами восстановления энергии на уровне 70-75% (Сейчас указанный коэффициент не превышает 50-55%).

Однако, столь высокие показатели, были получены на плоских диффузорах при равномерном поле скоростей во входном сечении.

Соответственно, остается открытым вопрос, в какой степени, рассмотренные выше высокие характеристики плоских диффузоров, сохранятся в осесимметричных диффузорах, воспринимающих закрученный поток с неравномерным распределением скоростей в радиальном направлении.

Ответ на этот фундаментальный вопрос с точки зрения практического использования предлагаемых инновационных решений содержится в приведенных далее экспериментальных и расчетных исследованиях.

ОПИСАНИЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО СТЕНДА, МЕТОДИКА И

ПОГРЕШНОСТЬ ИСПЫТАНИЙ

2.1. Описание экспериментального стенда Исследования кольцевых диффузоров проводилось на воздушной дозвуковой аэродинамической трубе постоянного действия с открытой в атмосферу рабочей частью, работающей в режиме нагнетания. Схема установки представлена на рисунке 2.1.

В качестве нагнетателя воздушной среды использовалась воздуходувка (поз.1, рисунок 2.1) с расходом 10 тыс.м3/ч. Расход воздуха в схеме стенда регулируется задвижкой поз.2 перед аэродинамической трубой поз.3.

Аэродинамическая труба (поз.3) выполнена в виде бака-ресивера, представляющего собой цилиндр диаметром 550 мм, высотой 1000 мм, внутри которого в месте стыка с подводящим воздуховодом установлен диффузор с углом раскрытия 7°. В центральном сечении бака-ресивера поперёк движению потока воздуха располагается сетка-успокоитель для гашения пульсаций давления. Давление в баке-ресивере измерялось пневмометрическим способом, с помощью зонда давления полного торможения и U-образного водяного манометра. Для измерения температуры полного торможения использовался ртутный термометр.

На верхней крышке ресивера с наружной стороны устанавливалась исследуемая модель, состоящая из закручивающего аппарата поз.4 (так же на рисунке 2.2) и испытуемого диффузора поз.5 (или рисунке 2.2). Выхлоп осуществляется в атмосферу, что значительно упрощает переборку модели, а так же упрощает схему измерений.

Рисунок 2.1. Схема экспериментального стенда.

Рисунок 2.2. Фотография закручивающего аппарата и испытуемых диффузоров.

2.2. Описание объектов исследования и системы измерений.

2.2.1. Объекты исследований.

Объектами исследования являются кольцевые диффузоры (см. рисунок 2.3, 2.4) со следующими геометрическими параметрами:

входной диаметр внешней образующей D 1вх =100 мм;

диаметр внутренней образующей постоянный D 2вх =D 2вых =26 мм;

угол раскрытия внешней образующей 1 7° и 15°, угол раскрытия внутренней образующей 2 =0°;

степень расширения n 2 и 4, также рассматривались варианты диффузоров с внутренним продольным оребрением внешней поверхности и внутренним перфорированным диффузором (диффузор в диффузоре).

Вариант с установкой перфорированного внутреннего диффузорадефлектора исследовался для случая кольцевого диффузора с углом 1 =15° и степенью расширения n=4. Перфорированный диффузор-дефлектор представляет собой конический диффузор толщиной стенки =0,5мм, степенью перфорации 0,5 с отверстиями перфорации диаметром d=3мм, угол раскрытия =150. Перфорированный диффузор имеет небольшой входной цилиндрический участок, обеспечивающий при установке в основной диффузор зазор =3 мм между внешней стенкой кольцевого диффузора и стенкой перфорированного.

2.2.2. Модель для исследования диффузорных каналов.

Продольный разрез рабочей части установки, которая использовалась для исследований, показана на рисунке 2.5. Установка позволяет исследовать влияние геометрических параметров самих диффузоров, режимных параметров течения рабочих сред, а также влияние начальной неравномерности поля скоростей на входе (закрутка потока, радиальная неравномерность) на аэродинамические характеристики диффузоров и на их вибрационное состояние.

Рисунок 2.3 Кольцевой диффузор с Рисунок 2.4. Кольцевой диффузор с внутренним оребрением, где 1- устанновленным внутренним внешняя поверхность, 2 – ребро. перфорированным коническим диффузором, Рисунок 2.5. Рабочая часть установки для исследования кольцевых диффузоров, а- рабочая установка, б- разрез по сечению перфорированной пластины, в- схема перфорации пластины Опытная установка состоит из закручивающего аппарата 1, установленного на верхнем фланце бака-ресивера 4, с внутренней стороны фланца 4 прикреплен профильный короткий конфузор 2.

Закручивающий аппарат 1 представляет собой цилиндр D=100 мм высотой h=150 мм с приваренными фланцами. Внутри устанавливается втулка D=26 мм посредством распорок с внешним цилиндром. На выходе закручивающего аппарата смонтированы направляющие лопатки 5, которые позволяют устанавливать угол закрутки потока воздуха от 0 до 30 градусов (применение плоских лопаток обосновано в работе [42]).

К свободному фланцу закручивающего аппарата крепится промежуточное кольцо 6 (для организации измерения давления полного торможения на входе в диффузор) и непосредственно сам исследуемый диффузор 8. Внутреннее тело 7 представляет собой составные трубки одинакового диаметра, которые соосно располагаются в закручивающем аппарате, промежуточном кольце и диффузоре. Во входном сечении на внутреннюю втулку надевается полусферический обтекатель 3.

Радиальная неравномерность потока моделировалась путем установки перфорированных пластин 11 диаметром 95 мм с живыми сечениями 0,5 и 0,7 (схема одной из перфорации рисунок 2.5.в). Зазор между внешним цилиндром промежуточного кольца и перфорированной пластиной составлял 2,5 мм.

2.2.3. Средства измерений.

Программа испытаний кольцевого диффузора предусматривает определение коэффициента полных потерь диффузора и профиля скоростей на выходе при различной величине закрутки потока на входе. Кроме того, для оценки вибрационного состояния исследуемых диффузоров система измерений должна обеспечивать измерения виброскоростей, виброперемещений и виброскоростей на их стенках.

В соответствии с этой программой система измерений обеспечивала измерение следующих величин:

а) Давление полного торможения в напорном баке - р 00, которое измерялось пневмометрическим способом, зондом полного торможения 12 (рисунок 2.1.) и регистрировалось U-образным водяным дифференциальным манометром.

б) Давление полного торможения за диффузором – р 20 при помощи зонда полного торможения 10 (там же).

в) Расход воздуха на установку – G определялся на основании показаний перепада давлений на трубе Вентури 6 (рисунок 2.1) и температуры рабочей среды.

г) Температура полного торможения в баке-ресивере Т 0.

д) Величины виброперемещений, виброскорости и виброускорения на внешней стенке диффузора на различных расстояниях от горла канала.

Тарировочные характеристики пневмометрических зондов, полученные по методике МЭИ и представленные на рисунке 2.6. свидетельствуют о достаточно широкой зоне нечувствительности используемых зондов к углу натекания потока.

Для измерения вибраций использовался специализированный прибор “Агат”, компании “DUAMEX” (Российская Федерация). В набор первичных датчиков прибора входят контактные датчики пьезоэлектрического типа со встроенным предусилителем. Измеряемый частотный диапазон составляет 55000 Гц. Непосредственно в приборе производится обработка полученной информации и вывод ее на дисплей. Все управление прибором выведено на центральную панель. Его питание осуществляется как от внутренней батареи, так и от внешнего источника питания. Внешний вид прибора показан на рисунке 2.7, а измерительный блок изображен на рисунке 2.8.

Для исключения инструментальных погрешностей, все измерения виброхарактеристик прибором АГАТ дублировались виброметром «Viana-1» (ООО «Элиз», Россия).

Рисунок 2.6. Тарировочная характеристика зондов полного торможения при М=0,2424; 1 – 12 (рис.2.5), №2 – 10 (рис.2.5), №3-дублирующий зонд в Рисунок 2.7. Внешний вид ком- Рисунок 2.8. Измерительный блок комплекса «Агат». плекса «Агат».

Большое внимание при подготовке к виброиспытаниям было уделено приведению испытуемых моделей к требованиям ГОСТ ИСО 2954 для виброизмерений. К сожалению, по техническим причинам нам не удалось выполнить наружные обводы диффузоров со значительной толщиной стенки. В нашем случае толщина стенки составила 0,5 мм, в результате модели обладали недостаточной жесткостью, и не соответствовали указанным нормам в отношении степени малости массы акселерометра в сравнении с динамической массой конструкции (в нашем случае это наружные оболочки диффузоров).

Выйти из сложившейся ситуации удалось согласно рекомендациям [79] по доведению прочности и жесткости исследуемых моделей до должного уровня (глава XII «Замечания о моделях и их установке»). Так, было решено увеличить динамическую массу диффузоров (наружной стенки) за счет продольного крепления жестких ребер с профилем типа «угол» толщиной 4 мм посредством электродуговой сварки к наружной стенке кольцевых диффузоров. Одновременно эти ребра приваривались и к фланцу диффузоров, что автоматически привело к увеличению жесткости моделей. Окончательный вариант одного из испытуемых диффузоров представлен на рисунке 2.9.

Собственная частота такой конструкции в зависимости от типа диффузора, определенная ударным методом, менялась в пределах 720780 Гц (рисунок 2.10). Таким образом, собственные частоты исследуемых диффузоров превышали 700 Гц и, соответственно, установка добавочного вибродатчика на внешней поверхности этих диффузоров не могла вносить заметной погрешности в частотный спектр диффузоров.

В экспериментах акселерометр крепился к плоской поверхности наружных ребер жесткости посредством магнита, что допускается по нормам виброизмерений. Для исключения влияния деформации кабеля акселерометра на составляющие сигнала вибрации, согласно ГОСТ ИСО 2954 кабель фиксировался, как показано на рисунке 2.11.

Рисунок 2.9. Диффузор с наружными ребрами жесткости типа «угол»

Рисунок 2.10. Частотный спектр виброускорения при определении собственной частоты колебаний модели диффузора с углом 1 =15° и степенью расширения n=4 а)- до установки ребер жесткости на наружном обводе, б) после.

Рисунок 2.11. Способ фиксации кабеля для осевого соединения с акселерометром, здесь 1 - отсутствие напряжения; 2 - вибрирующая поверхность;

3 - кабель зафиксирован на вибрирующей поверхности Исследования проводились при изменении безразмерной скорости 1 от 0,18 до 0,33, при этом число Рейнольдса Re менялось автоматически от 3,45·105 до 5,88·105. Недостатком такого способа проведения эксперимента является невозможность раздельного исследования влияния на характер течения 1 и Re. В работе для сравнения результатов все графики приводятся для 1 =0,316. Число Рейнольдса при этом составляет 5,6·105, что превышает пороговое значения данного критерия для попадания в область автомодельности (5·105) и исключает влияние этого параметра на полученные характеристики.

2.3. Методика экспериментальной оценки аэродинамических характеристик диффузоров.

2.3.1. Основные аэродинамические характеристики Для характеристики аэродинамического совершенства диффузоров в настоящее время используют множество различных коэффициентов. Если при сравнительной оценке не имеет существенного значения, по какому из них производится сравнение, то для аэродинамических расчетов имеют смысл только те коэффициенты, которые позволяют по заданным параметрам потока перед диффузорным элементом определить параметры потока в его выходном сечении. Наиболее удобным в этом отношении является коэффициенты полных потерь – п, внутренних потерь – и восстановления энергии –. Физический смысл указанных коэффициентов подробно разобран в главе 1 (п.1.1).

Основываясь на формулу (1.3) п. 1.1, коэффициент полных потерь п можно определить, зная значения трех давлений: давления полного торможения р 01 и статического давления р 1 в горле диффузора и давления на выходе из диффузора р 2.

В литературе хорошо известен метод прямых измерений указанных давлений. Однако, следует отметить, что воспользоваться подобной методикой возможно при равномерном поле скоростей на входе, отсутствии потерь на входном участке бак-ресивер - диффузор.

В нашем случае, для создания закрутки на входе в диффузор между баком-ресивером и диффузором установлен закручивающий аппарат поз. 1 (рисунок 2.5), а в случае моделирования радиально неравномерного течения и перфорированные пластины поз. 13 (там же) с различной степенью просвета, игнорировать сопротивление этих элементов, вообще говоря, нельзя, особенно с учетом того, что при различных положениях направляющих лопаток сопротивление закручивающего аппарата будет изменяться. Соответственно, анализируя полученные результаты сравнивая без учета входного сопротивления, можно придти к аналогичным выводам.

Наиболее очевидным способом определения необходимых параметров в горле диффузора (полного и статического давления), в сложившейся ситуации является проведение траверсирование потока в этом сечении по определению полей полного и статического давления, а затем осреднить их либо по площади, либо по расходу.

Однако, данный способ связан с большими временными затратами и техническими сложностями, т.к. в общем случае имея неравномерное поле скоростей траверсирование необходимо проводить в нескольких осях рассматриваемого плоского сечения (горла диффузора).

Выйти из сложившейся ситуации возможно воспользовавшись интегральной методикой определения аэродинамических характеристик, а учесть гидравлическое сопротивление закручивающего аппарата - рекомендациями [15]. Остановимся на этом вопросе подробнее.

2.3.2. Интегральная методика оценки аэродинамических характеристик диффузорных каналов при неравномерном входном поле скоростей с учетом потерь на входном участке.

Для пояснения методики обработки опытных данных используем схему диффузора с участком в виде гидравлического сопротивления (закручивающий аппарат) и входным профильным соплом (рисунок 2.12.а).

2.12. К методике определения коэффициента полных потерь диффузора с учетом сопротивления входного участка, здесь:

а) принципиальная рассматриваемая схема;

б) процесс течения рабочей среды в h-s- диаграмме.

Соответствующий процесс течения в приведенной системе условно показан в h-s-диаграмме (рисунок 2.12.б).

Потери, которые имеют место на участке АВ (входное профильное сопло и закручивающий аппарат), изображаются в h-s- диаграмме как h 0. Состояние потока перед диффузором будет соответствовать точке 1.

Обозначим давление полного торможения перед рассматриваемой системой через р 0 (точка О), а непосредственно перед диффузором через р (точка О 1 ). Входная кинетическая энергия, относительно которой определяются все аэродинамические коэффициенты, изобразится отрезком Н 01.

С учетом введенных обозначений для коэффициента полных потерь диффузора п получим следующее выражение:

где 0 =h 0 /H 0 – коэффициент внутренних потерь на входном участке АВ.

Теплоперепад h 01 прямо пропорционален квадрату скорости с 01, а H 0 – квадрату скорости с 1t, тогда с учетом этого Поскольку безразмерные скорости 01 и 1t полностью определяются давлениями р 0, р 01, р 1 и р 2 и 1 2=(1 - 10 ) 1t 2, после несложных преобразований получим:

Если 0 =0, формула 2.3 преобразуется в формулу вида 1.3 (п.1.1), т.е. в известную формулу для нахождения коэффициента полных потерь при отсутствии входного сопротивления и наличия равномерного поля скоростей на входе.

Таким образом, в ходе проведения эксперимента, необходимо определить полное давление р 0 перед входным соплом, статическое давление в горле диффузора – р 1, статическое давление в выходном сечении диффузора – р 2, а также оценить коэффициент потерь 0 входного участка перед диффузором.

Здесь необходимо отметить, что в полученном выражении (2.3) коэффициент полных потерь диффузора п вычисляется по отношению к входной кинетической энергии Н 01, а не Н 0.

Наиболее просто определяется статическое давление в выходном сечении диффузора р 2 как давление окружающей среды. При выходе в атмосферу р 2 =B, где B – барометрическое давление.

Давление полного торможения - р 0, определяется с помощью прямых измерений с помощью зонда полного напора в баке-ресивере.

Более сложной оказывается оценка коэффициента потерь на входном участке 0 и среднего статического давления р 1 во входном сечении диффузора, т.к., как уже было отмечено выше, при условиях неравномерного поля скоростей необходимо траверсировать поле статических давлений в указанном сечении, а затем осреднять их.

2.3.2.а Методика определения коэффициента внутренних потерь входного участка Коэффициент внутренних потерь 0 определяется путем предварительных испытаний системы «входное сопло – закручивающий аппарат» без установки моделей диффузоров. Указанный коэффициент определяется для каждого положения угла закрутки лопаточного аппарата, а также перфорированных пластин для создания радиально неравномерного поля скоростей.

Коэффициент внутренних потерь входного участка определяется потерями во входном сопле и закручивающем аппарате и определяется как с - коэффициент сопротивления входного сопла;

З.А. - коэффициент сопротивления закручивающего аппарата.

Коэффициент сопротивления закручивающего аппарата с без труда находится по справочнику гидравлических сопротивлений [49, с. 103].